□ 蔣玉寶 □ 段志輝 □ 吳仁哲

一汽解放汽車有限公司 商用車開發(fā)院 長春 130000

1 研究背景

凸輪和挺柱是發(fā)動機配氣機構中一對重要的摩擦副,當發(fā)動機啟動后,凸輪推動挺柱,挺柱連接推桿、進排氣門一起做上下往復運動[1-3]。凸輪和挺柱的接觸應力與氣門的開啟時刻、缸內燃燒情況、進氣量等有十分重要的關系,并且各因素間會相互影響,很難通過計算得出各因素綜合作用時對凸輪和挺柱接觸應力的影響[4-7]。因此,通過試驗研究不同因素對凸輪和挺柱接觸應力的影響十分有意義。

2 測量流程

凸輪和挺柱的接觸應力無法直接測量,一般通過測量作用于推桿上的推力,根據赫茲公式間接計算出凸輪和挺柱的接觸應力[8-10]。測量流程如圖1所示。

圖1 接觸應力測量流程

試驗過程中,采用的應變片類型對試驗精度影響很大。發(fā)動機在運行過程中,挺柱溫度可以達到100～200 ℃,溫度必然影響測量結果的準確性,因此測量中采用正交型應變片,消除溫度對測量結果的影響。

正交型應變片如圖2所示。這一類型應變片中,垂直于推桿軸線方向的電阻絲作為溫度補償使用,另一組平行于推桿軸線方向的電阻絲在推桿變形過程中電阻值會發(fā)生變化。

圖2 正交型應變片

應變片電路如圖3所示,通過測量兩電阻絲間的電壓e0,可以得到推桿推力。

測量開始前,需要分別對試驗用氣門彈簧與電信號的比例關系k1、彈簧剛度k0進行標定。根據標定結果,計算出推桿處所受的推力Ft,Ft與測量電信號x之間的關系為:

Ft=(x-x0)k0k1

(1)

式中:x0為基圓處電信號。

圖3 應變片電路

圖4所示為彈簧位移與電信號之間的關系,從標定結果看,應變片電信號與彈簧位移成線性關系,其斜率為322。表1所示為彈簧剛度標定結果,1號彈簧擬合式為y1=-22.406x1+1 560,2號彈簧擬合式為y2=-23.547x2+1 629,彈簧剛度k0=22.406+23.547=45.953。在計算凸輪和挺柱的接觸應力時,由于發(fā)動機轉速相對較低,因此采用運動學計算方法。挺柱底面球面凸出量較小,將挺柱看作平底挺柱來計算。根據挺柱與凸輪材料確定挺柱底面的許用接觸疲勞應力[σ]為650 MPa～750 MPa。在計算接觸應力σ時,一般采用赫茲公式:

(2)

式中:Em為綜合彈性模量,Em=2E1E2/(E1+E2),E1、E2分別為凸輪和挺柱的彈性模量;R為凸輪型線中的最小曲率半徑;L為凸輪和挺柱的接觸線長度;F為凸輪與挺柱間的作用力,即推桿推力。

圖4 彈簧位移與電信號關系

由式(2)可知,凸輪和挺柱的接觸應力最大值出現在推桿推力最大和凸輪曲率半徑最小處,即圖5、圖6中①、②兩點。后期主要計算這兩個危險點凸輪和挺柱的接觸應力。

表1 彈簧剛度標定結果

圖5 推桿推力與曲軸轉角關系曲線

圖6 凸輪曲率半徑與曲軸轉角關系曲線

3 測量結果

針對不同氣門間隙、發(fā)動機轉速,以及制動工況下的測量結果進行具體分析。

3.1 氣門間隙

根據經驗選取2.7 mm、3.1 mm、3.5 mm三組氣門間隙,測量不同氣門間隙下的推桿推力,進而計算出凸輪和挺柱的接觸應力,如圖7所示。

圖7 不同氣門間隙下推桿推力

由圖7可以看出,在某一沖程中,推桿推力在氣門開啟時刻達到最大值。當氣門開啟后,缸內壓力開始減小,推桿推力隨之減小。在氣門開啟到某一值后,缸壓與彈簧力之間達到平衡。對比發(fā)現,隨著氣門間隙的增大,推桿推力逐漸減小。在氣門間隙為2.7 mm時,最大推力為4 135 N。通過推桿推力和式(2)計算危險點①、②凸輪和挺柱的接觸應力值,計算結果見表2。從計算結果看,危險點①在氣門間隙為2.7 mm時,凸輪和挺柱的接觸應力最大,最大值為521.3 MPa,并且不同氣門間隙下接觸應力大小并未發(fā)生明顯改變,說明氣門間隙對凸輪和挺柱接觸應力的影響較小。

表2 不同氣門間隙下危險點凸輪和挺柱接觸應力

3.2 發(fā)動機轉速

在氣門間隙為3.1 mm時,推桿推力測量波形如圖8所示,可見,推桿推力在氣門開啟時刻最大,隨后迅速下降。100%負荷下推桿推力與發(fā)動機轉速關系曲線如圖9所示。測量結果表明,在發(fā)動機轉速為0～1 500 r/min時,隨著發(fā)動機轉速加快,推桿推力逐漸增大。當轉速加快到1 500 r/min后,推桿推力趨于穩(wěn)定,說明轉速快于1 500 r/min 后,缸內燃燒、爆壓及氣門開啟時刻的綜合作用避免了推桿推力繼續(xù)增大,確保零件在安全范圍內工作。測量得到推桿推力最大值為4 075 N,計算得到凸輪和挺柱的接觸應力最大值為517.5 MPa。

圖8 氣門間隙3.1 mm時推桿推力測量波形

3.3 制動工況

發(fā)動機通過氣體壓縮釋放過程起到制動作用,發(fā)動機制動過程會引起推桿推力發(fā)生變化,使凸輪和挺柱的接觸應力隨之改變。圖10所示為制動工況下推桿推力測量波形,可見推桿推力在氣門開啟時刻出現最大值,氣門開啟后推力迅速減小。圖11所示為制動工況下推桿推力與發(fā)動機轉速關系曲線,可知推桿推力先增大后穩(wěn)定在2 850 N,在最快轉速時刻出現最大推力,其值為3 300 N,但此時曲率半徑僅為16 mm。經計算,凸輪和挺柱的接觸應力最大值為560 MPa。

圖10 制動工況下推桿推力測量波形

圖11 制動工況下推桿推力與發(fā)動機轉速關系曲線

4 結束語

筆者通過粘貼應變片的方式測量推桿推力,并通過赫茲公式計算接觸應力,得到不同氣門間隙、發(fā)動機轉速,以及制動工況下凸輪和挺柱的接觸應力。測量結果表明,氣門間隙對凸輪和挺柱接觸應力的影響較小,發(fā)動機轉速對凸輪和挺柱接觸應力的影響較大。在發(fā)動機轉速快于1 500 r/min后,凸輪和挺柱的接觸應力趨于穩(wěn)定。制動工況相比點火工況,凸輪和挺柱的接觸應力更大。所進行測量的所有狀態(tài)下,凸輪和挺柱的接觸應力均在許用范圍內,零部件強度滿足要求。