王剛，崔凱，陳廣茂

1.內(nèi)燃機(jī)可靠性國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,山東 濰坊 261061；2.濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261061

0 引言

配氣機(jī)構(gòu)是柴油機(jī)的重要組成部分，凸輪-挺柱是配氣機(jī)構(gòu)的關(guān)鍵摩擦副，凸輪-挺柱間的過度磨損易導(dǎo)致發(fā)動機(jī)整機(jī)噪聲增加，影響發(fā)動機(jī)的換氣性能，對發(fā)動機(jī)的可靠性和耐久性產(chǎn)生直接影響[1-3]。

凸輪與挺柱的常見失效形式為疲勞磨損及摩擦磨損。凸輪-挺柱摩擦副的失效形式[4-7]主要有：磨粒磨損，即因外來異質(zhì)顆粒或凸輪與挺柱磨損剝落產(chǎn)生的顆粒夾在接觸面上，在挺柱與凸輪周期性接觸過程中使挺柱底面、凸輪表面產(chǎn)生劃傷；疲勞剝落，即發(fā)動機(jī)運(yùn)行過程中，因挺柱與凸輪的接觸應(yīng)力過大，在凸輪與挺柱接觸面次表層產(chǎn)生原始裂紋，原始裂紋在應(yīng)力作用下逐漸擴(kuò)展，最終形成鱗片狀麻點(diǎn)及龜裂；黏著磨損，即凸輪與挺柱的接觸面因潤滑不良或其他原因，使接觸面干摩擦升溫而產(chǎn)生黏連。

某6缸柴油機(jī)進(jìn)行1000 h耐久試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)束后拆檢發(fā)現(xiàn)第5缸排氣挺柱底面幾乎全部磨損，該缸進(jìn)氣挺柱有底面剝落現(xiàn)象，第5缸排氣凸輪磨損嚴(yán)重，其它凸輪均有不同程度的磨損變色現(xiàn)象。

針對該故障現(xiàn)象，對故障凸輪及挺柱進(jìn)行材料成分分析、金相分析、力學(xué)性能分析以及仿真分析，綜合判斷凸輪及挺柱的磨損原因，并對凸輪及挺柱的結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計優(yōu)化。

1 測試結(jié)果分析

1.1 挺柱理化分析

采用光譜儀對第5缸排氣挺柱進(jìn)行成分分析，同時選取第2缸的進(jìn)氣挺柱進(jìn)行對比分析，挺柱主要化學(xué)成分的質(zhì)量分?jǐn)?shù)如表1所示。挺柱材料為4Cr5MoSiV1，由表1可知，挺柱的主要化學(xué)成分符合文獻(xiàn)[8]的要求。

表1 挺柱材料主要化學(xué)成分的質(zhì)量分?jǐn)?shù) %

沿平行于挺柱軸線方向?qū)⑼χ书_取樣，進(jìn)行金相分析，并在顯微鏡下觀察挺柱底面剖面的金相組織，如圖1、2所示。從圖1可以看出：挺柱底面剖面部分位置出現(xiàn)氮化白亮層全部磨損的現(xiàn)象(見圖1a)),部分位置氮化白亮層殘留少許(見圖1b))，說明第2缸進(jìn)氣挺柱受力均勻，磨損較均勻。由圖2可以看出：挺柱底面剖面部分位置出現(xiàn)氮化白亮層輕微磨損的現(xiàn)象(見圖2a))，部分位置氮化白亮層剝落(見圖2b))，部分位置氮化白亮層磨損嚴(yán)重(見圖2c))，說明第5缸排氣挺柱磨損極不均勻，存在局部受力的現(xiàn)象。

a)氮化白亮層完全消失 b)氮化白亮層殘留少許 圖1 第2缸進(jìn)氣挺柱底面磨損情況

a)氮化白亮層輕微磨損 b)氮化白亮層剝落 c)氮化白亮層磨損嚴(yán)重 圖2 第5缸排氣挺柱底面磨損情況

使用數(shù)顯洛氏硬度計及維氏硬度計對挺柱本體及底面氮化層進(jìn)行硬度檢測，并與設(shè)計要求進(jìn)行對比，結(jié)果見表2。挺柱的本體和底面硬度均達(dá)到設(shè)計要求，但氮化層和白亮層深都位于技術(shù)要求的下限。

表2 挺柱底面硬度

1.2 凸輪理化分析

凸輪的材料為CF53，其成分應(yīng)符合文獻(xiàn)[9]的規(guī)定，選取磨損嚴(yán)重的第5缸排氣凸輪進(jìn)行成分分析，凸輪材料主要化學(xué)成分的質(zhì)量分?jǐn)?shù)如表3所示。由表3可知，凸輪的成分均在設(shè)計技術(shù)要求范圍之內(nèi)。

表3 凸輪主要化學(xué)成分的質(zhì)量分?jǐn)?shù) %

將第5缸排氣凸輪分別沿凸輪軸徑向、軸向切割取樣進(jìn)行金相分析，結(jié)果見圖3。該凸輪經(jīng)感應(yīng)淬火處理，表層組織為淬火馬氏體，淬硬層深度滿足技術(shù)要求。

a)徑向剖面 b)軸向剖面 c)淬火區(qū)金相組織 圖3 凸輪徑向、軸向剖面及感應(yīng)淬火區(qū)金相組織

2 凸輪-挺柱接觸應(yīng)力計算

接觸應(yīng)力會影響凸輪與挺柱間的磨損，進(jìn)而影響其使用壽命。不同的凸輪-挺柱材料及表面處理工藝，其極限接觸應(yīng)力不同。凸輪工作過程中實(shí)際接觸應(yīng)力應(yīng)小于材料所能承受的極限應(yīng)力，從而保證整個配氣機(jī)構(gòu)的可靠性和使用壽命。

2.1 計算模型

計算凸輪-挺柱的接觸應(yīng)力時，考慮到凸輪與挺柱的材料都為鋼質(zhì)，且挺柱底面為平底，則凸輪與挺柱運(yùn)動學(xué)接觸應(yīng)力計算公式[10-13]可簡化為：

(1)

式中：Fn為凸輪與挺柱的接觸載荷，E為材料的彈性模量，B為凸輪寬度，ρ為凸輪的曲率半徑。

式(1)的運(yùn)動學(xué)模型忽略了零件的彈性變形，本文基于正時閥系統(tǒng)動力學(xué)分析軟件AVL Excite Timing Drive建立如圖4所示的配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)模型，較精確計算凸輪-挺柱的接觸應(yīng)力。配氣機(jī)構(gòu)各部件的剛度均依據(jù)設(shè)計要求并按照奧地利AVL公司推薦的方法和零件阻尼進(jìn)行計算。

圖4 配氣機(jī)構(gòu)動力學(xué)模型

2.2 模型參數(shù)輸入

動力學(xué)模型中旋轉(zhuǎn)單元需要輸入凸輪軸轉(zhuǎn)速。定義參數(shù)：凸輪軸單元(見圖5a))的當(dāng)量質(zhì)量、旋向等整體參數(shù)；凸輪軸主軸承單元的剛度、阻尼等；相位單元(見圖5b)，圖中x、y、z軸分別指向發(fā)動機(jī)前端、右端、上端)的凸輪與挺柱接觸位置，在接觸點(diǎn)位置的z向輸入基圓半徑；凸輪單元(見圖5c))的凸輪型線，通過直接導(dǎo)入的方式導(dǎo)入凸輪型線；凸輪-挺柱接觸單元的挺柱、凸輪的接觸寬度，挺柱的接觸形式選擇平底挺柱，挺柱偏心量，挺柱直徑等；挺柱、推桿、氣門橋單元(見圖5d))的零件剛度，其中推桿可分為上下2部分，剛度可以用公式直接計算或有限元輔助計算，挺柱和氣門橋等不規(guī)則零部件需進(jìn)行有限元軟件計算；搖臂單元(見圖5e))的搖臂比，搖臂的剛度通過有限元軟件進(jìn)行計算；彈簧單元的彈簧剛度等。氣門單元如圖5f)所示，因挺柱、凸輪之間的作用力是由氣門盤部受到氣缸內(nèi)壓力和氣道內(nèi)壓力的作用產(chǎn)生的，因此在氣門單元中要進(jìn)行缸內(nèi)壓力和氣道壓力的定義，氣缸壓力采用試驗(yàn)測量數(shù)據(jù)，氣道壓力由性能仿真計算得到。

a)凸輪軸 b)相位

c)凸輪 d)挺柱、推桿、氣門橋

e)搖臂 f)氣門圖5 模型各單元參數(shù)輸入

2.3 計算結(jié)果

在各元件模型中輸入相應(yīng)的設(shè)定參數(shù)后，即可計算進(jìn)、排氣凸輪與挺柱的接觸應(yīng)力，計算結(jié)果如圖6所示。由圖6可知：進(jìn)、排氣挺柱與凸輪的最大接觸應(yīng)力分別為974.7、929.8 MPa，超過了該發(fā)動機(jī)的進(jìn)、排氣凸輪與挺柱的許用接觸應(yīng)力為850 MPa。

研究表明，過高的接觸應(yīng)力對凸輪與挺柱的摩擦磨損極為不利。

a)進(jìn)氣挺柱 b)排氣挺柱 圖6 不同轉(zhuǎn)速時進(jìn)、排氣凸輪與挺柱接觸應(yīng)力隨凸輪轉(zhuǎn)角的變化曲線

3 優(yōu)化設(shè)計及結(jié)果驗(yàn)證

3.1 設(shè)計方案

凸輪-挺柱接觸應(yīng)力主要由凸輪型線、氣門彈簧剛度及配氣機(jī)構(gòu)剛度、挺柱直徑以及凸輪與挺柱的接觸寬度決定。在保證氣門升程、配氣正時不變的前提下，通過改變凸輪型線來改變挺柱上升的加速度、速度規(guī)律，在很大程度上能夠改變凸輪-挺柱的接觸應(yīng)力[14-17]。但是更改凸輪型線花費(fèi)時間較長，而且也會影響發(fā)動機(jī)的性能，驗(yàn)證周期較長。降低彈簧剛度或預(yù)緊力[18-20]會降低凸輪-挺柱的接觸應(yīng)力，但彈簧預(yù)緊力過低會導(dǎo)致氣閥關(guān)閉時氣閥與閥座無法保持閉合密封，同時彈簧剛度過低還會導(dǎo)致氣閥響應(yīng)慢, 無法滿足所需的配氣正時。因此，采用盡可能增加挺柱直徑，間接增大挺柱和凸輪接觸寬度的方法，達(dá)到降低凸輪和挺柱接觸應(yīng)力的目的。

滿足挺柱與凸輪全寬接觸的挺柱底面直徑

(2)

式中：emax為挺柱與凸輪接觸點(diǎn)中心與挺柱軸線的偏心距，mm；B為凸輪寬度；s為凸輪軸向斷面中心與挺柱中心線的偏距，mm。

該發(fā)動機(jī)進(jìn)氣凸輪偏心距sj=2.5 mm，排氣凸輪偏心距sp=2 mm，B=26 mm，emax=14 mm。將有關(guān)參數(shù)代入式(2)，其中s=sj=2.5 mm，計算得dT=41.8 mm，原設(shè)計挺柱直徑為30.5 mm，因此原設(shè)計挺柱直徑不能滿足挺住底面與凸輪全寬接觸的要求。若將挺柱底面直徑增大至41.8 mm，因該發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)空間制約，相鄰2個挺柱的間距非常小。需要更改發(fā)動機(jī)機(jī)體上挺柱座孔的位置，工作量大。為了盡可能不更改發(fā)動機(jī)機(jī)體原設(shè)計，經(jīng)評估確定將挺柱底面的直徑增大至36.8 mm。

3.2 接觸應(yīng)力計算

挺柱底面直徑增大后，進(jìn)、排氣凸輪與挺柱的接觸應(yīng)力如圖7所示。由圖7可知：進(jìn)、排氣凸輪與挺柱的最大接觸應(yīng)力分別為706、745 MPa，均小于凸輪-挺柱的極限接觸應(yīng)力850 MPa，可見采用增大挺柱底面直徑降低凸輪與挺柱接觸應(yīng)力的方法是正確的。

a)進(jìn)氣挺柱 b)排氣挺柱 圖7 改進(jìn)后進(jìn)、排氣凸輪與挺柱接觸應(yīng)力隨凸輪轉(zhuǎn)角的變化曲線

3.3 試驗(yàn)驗(yàn)證

將優(yōu)化后的挺柱重新裝在發(fā)動機(jī)上進(jìn)行1000 h耐久試驗(yàn)，拆檢結(jié)果發(fā)現(xiàn)挺柱底面有輕微圓環(huán)狀磨損痕跡，表面無剝落，說明增大挺柱底面直徑的優(yōu)化方案可行。

4 結(jié)論

1)挺柱及凸輪原材料的化學(xué)成分符合標(biāo)準(zhǔn)要求，硬度符合設(shè)計要求，表層及基體組織正常。

2)挺柱底面磨損及剝落的主要原因是凸輪-挺柱接觸應(yīng)力過大，利用軟件對配氣機(jī)構(gòu)進(jìn)行動力學(xué)分析，在盡可能減小零件結(jié)構(gòu)變動的情況下，將挺柱底面直徑由30.5 mm增大至36.8 mm，增大了凸輪挺柱的接觸面積，降低了接觸應(yīng)力，解決了凸輪-挺柱的異常磨損故障。