□ 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(gòu)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(yīng)力與氣門的開啟時刻、缸內(nèi)燃燒情況、進氣量等有十分重要的關(guān)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(yīng)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(yīng)力的影響十分有意義。

2 測量流程

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

圖1 接觸應(yīng)力測量流程

試驗過程中,采用的應(yīng)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(jié)果的準確性,因此測量中采用正交型應(yīng)變片,消除溫度對測量結(jié)果的影響。

正交型應(yīng)變片如圖2所示。這一類型應(yīng)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(yīng)變片

應(yīng)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(guān)系k1、彈簧剛度k0進行標定。根據(jù)標定結(jié)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(guān)系為:

Ft=(x-x0)k0k1

(1)

式中:x0為基圓處電信號。

圖3 應(yīng)變片電路

圖4所示為彈簧位移與電信號之間的關(guān)系,從標定結(jié)果看,應(yīng)變片電信號與彈簧位移成線性關(guān)系,其斜率為322。表1所示為彈簧剛度標定結(jié)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(yīng)力時,由于發(fā)動機轉(zhuǎn)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(jù)挺柱與凸輪材料確定挺柱底面的許用接觸疲勞應(yīng)力[σ]為650 MPa～750 MPa。在計算接觸應(yīng)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(guān)系

由式(2)可知,凸輪和挺柱的接觸應(yīng)力最大值出現(xiàn)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(yīng)力。

表1 彈簧剛度標定結(jié)果

圖5 推桿推力與曲軸轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線

圖6 凸輪曲率半徑與曲軸轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線

3 測量結(jié)果

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

3.1 氣門間隙

根據(jù)經(jīng)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(yīng)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(nèi)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(xiàn),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(yīng)力值,計算結(jié)果見表2。從計算結(jié)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(yīng)力最大,最大值為521.3 MPa,并且不同氣門間隙下接觸應(yīng)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(yīng)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(yīng)力

3.2 發(fā)動機轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速關(guān)系曲線如圖9所示。測量結(jié)果表明,在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為0～1 500 r/min時,隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速加快,推桿推力逐漸增大。當轉(zhuǎn)速加快到1 500 r/min后,推桿推力趨于穩(wěn)定,說明轉(zhuǎn)速快于1 500 r/min 后,缸內(nèi)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(nèi)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(yīng)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(yīng)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(xiàn)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(zhuǎn)速關(guān)系曲線,可知推桿推力先增大后穩(wěn)定在2 850 N,在最快轉(zhuǎn)速時刻出現(xiàn)最大推力,其值為3 300 N,但此時曲率半徑僅為16 mm。經(jīng)計算,凸輪和挺柱的接觸應(yīng)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(zhuǎn)速關(guān)系曲線

4 結(jié)束語

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