滾子搖臂斷裂失效分析

賈絮影 張興法 張奎東 趙國東 柴曉娜

（1-長城汽車股份有限公司技術中心河北保定071000 2-河北省汽車工程技術研究中心）

滾子搖臂斷裂失效分析

賈絮影1，2張興法1，2張奎東1，2趙國東1，2柴曉娜1，2

（1-長城汽車股份有限公司技術中心河北保定071000 2-河北省汽車工程技術研究中心）

針對某增壓直噴柴油發動機試驗中出現的滾子搖臂斷裂問題，從配氣機構設計、樣件質量和試驗過程等多個方面進行分析，最終鎖定滾子搖臂的斷裂原因為配氣布置不合理。依據前期項目開發經驗，更換該發動機滾子搖臂，重新布置配氣機構，并通過GT-power軟件進行仿真計算，確認整改的有效性。

滾子搖臂配氣布置失效分析

引言

近年，為了減小發動機氣門機構噪聲，提升發動機動力性、燃油經濟性，降低發動機的排放，采用液壓挺柱和滾子搖臂的配氣機構已經成為一種趨勢。然而，滾子搖臂配氣機構布置[1-2]的不合理往往會帶來零部件的磨損、斷裂等失效問題。所以，合理的配氣機構布置成為發動機設計的關鍵因素之一。

本文主要針對某增壓直噴六缸柴油機滾子搖臂斷裂的問題進行分析，并依據失效原因制定整改對策。

1問題描述

2016年3月，某增壓直噴六缸柴油機在臺架試驗過程中出現發動機冒白煙，功率扭矩下降現象。拆機后，發現排氣側11滾子搖臂殼體斷裂（見圖1），對應凸輪發生松動（組合式凸輪軸），且排氣側多個氣門撞活塞、排氣側所有液壓挺柱球頭及滾子搖臂球窩異常磨損。

圖1 失效照片

2失效原因分析

對該樣件進行檢測，發現滾子搖臂樣件金相組織差，且存在原始裂紋，樣件質量差。

通過對上述可能的失效原因（見圖2）進行排查，最終確認滾子搖臂斷裂主要原因是配氣機構布置不合理（液壓挺柱所受側向力關于中心不對稱），導致滾子搖臂球窩與液壓挺柱球頭偏磨，使滾子搖臂沿凸輪基圓向液壓挺柱側滾動。在發動機運行過程中，排氣門相對于設計值滯后關閉，且此發動機排氣側氣門與活塞間隙小，隨著球窩-球頭磨損量的增加，氣門與活塞的運動間隙不斷減小，最終導致氣門與活塞碰撞。此時，排氣門將力傳遞至滾子搖臂，在凸輪軸與氣門的共同作用下，該滾子搖臂斷裂，發動機繼續運轉，凸輪與斷裂滾子搖臂不斷碰撞，導致凸輪發生松動。

圖2 原因排查魚骨刺圖

以下是針對滾子搖臂樣件質量、配氣機構設計問題的具體分析過程。

2.1 樣件質量問題

該款滾子搖臂[3]殼體采用16MnCr5，主要為回火馬氏體組織，表層采用碳氮共滲，硬度為86.5～91.5 HR15N，硬化層深度為0.2～0.5 mm。經過對該斷裂搖臂及同批次樣件進行檢測，發現問題如下：

1）硬度滿足要求，但硬化層1.8mm超出設計值，詳細信息見表1。

表1 滾子搖臂硬度檢測結果

2）表面組織為馬氏體+屈氏體+少量貝氏體，心部組織為鐵素體+珠光體+少量粒狀貝氏體（要求表層組織為細針狀馬氏體，心部組織為板條狀馬氏體），且樣件中存在裂紋，詳見圖3。

圖3 滾子搖臂殼體金相組織

因此判定樣件質量不合格。

2.2 設計問題分析

2.2.1 配氣機構布置

配氣機構布置是整個發動機配氣機構的核心，合理的配氣機構布置是保證發動機正常運行的基礎。基于該六缸增壓直噴柴油機的失效模式，通過用GT-power軟件[4]的VT design模塊對此發動機配氣布置進行運動學和動力學分析，具體問題如下：

1）氣門桿端與滾子搖臂弧端接觸點關于氣門中心不對稱，造成磨損不均勻；

2）滾子中心和凸輪中心的連線與氣門中心線夾角偏大，角度為19.1°（詳見圖4），液壓挺柱球頭所受側向力Fx始終為負值（即受力方向不變），液壓挺柱在發動機運行過程中不轉動，造成液壓挺柱球頭偏磨；

圖4 配氣機構原始布置圖

3）液壓挺柱球頭所受合力最大值827 N，超出評價標準（＜800 N），加劇液壓挺柱球頭磨損，球頭受力詳見圖5。

圖5 原液壓挺柱球頭受力

2.2.2 活塞與氣門間隙

經計算，該增壓直噴柴油機排氣門與活塞最小間隙為0.63 mm，見圖6，理論要求大于1.5 mm。雖然該排氣門與活塞間隙理論計算不會干涉，但預留安全間隙過小，發動機運行過程中液壓挺柱球頭偏磨，影響氣門開閉時刻，易造成活塞撞氣門。

3設計解決思路

通過對各相關項目排查，配氣布置不合理是造成此發動機滾子搖臂斷裂的根本原因。對該增壓直噴柴油機的整改思路如下：更換滾子搖臂，更改配氣機構布置，通過計算對新布置進行分析；由于發動機性能需求，氣門升程不做修改。

圖6 排氣門與活塞間隙

3.1 更換滾子搖臂

因該款滾子搖臂多次出現斷裂問題，通過對同批次樣件進行檢測發現硬化層深度不合格、金相組織差和表面裂紋等多處問題，長期整改不徹底，故更換該滾子搖臂組件，重新對配氣機構進行布置。

3.2 更改配氣機構布置

根據以往項目的設計經驗[5]，對該增壓直噴柴油機配氣布置更改如下：

1）進氣側凸輪軸不動，排氣凸輪軸向液壓挺柱側移動4 mm；

2）進、排氣側液壓挺柱孔分別向缸蓋中心移動3.9 mm；

3）調整完成后，滾子中心和凸輪中心的連線與氣門中心線夾角為1.135°（詳見圖7）。

圖7 配氣布置更改圖

通過GT-power軟件對更改后配氣機構布置分析計算，具體結果如下：

1）排氣門桿端與滾子搖臂弧端接觸點關于氣門中心對稱（+1.04，-1.01），且接觸區域在70%以內[6]；

2）經計算，排氣液壓挺柱球頭所受側向力關于挺柱中心對稱；

3）液壓挺柱球頭所受合力F=508 N，滿足設計要求，計算結果見圖8。

圖8 更改后液壓挺柱球頭受力

4結論

1）更換搖臂，避免因樣件質量問題導致配氣機構失效。

2）配氣機構布置時，氣門桿端與滾子搖臂弧端接觸點軌跡關于氣門中心對稱，且搖臂與氣門桿端接觸區域占氣門桿端面的70%以內。

3）在配氣機構布置過程中，盡量減小凸輪-滾子中心連線與氣門中心夾角（經驗5°以內），避免因配氣布置不合理導致液壓挺柱始終受同一方向力。

4）在配氣布置過程中，液壓挺柱所受垂直力Fy應大于135 N，側向力Fx盡量關于液壓挺柱中心對稱，液壓挺柱所受合力F應小于800 N。

1王永升.配氣機構優化設計與仿真[D].天津：天津大學，2007

2吳兆漢.內燃機設計[M].北京：北京理工大學出版社，1990

3林靈，詹樟松，成衛國，等.可變氣門發動機凸輪軸及滾子搖臂失效分析[J].車用發動機，2010（6）：67-70

4美國Gamma Technology公司.GT-VTRAIN產品說明書[EB/OL]．http://www.Cdaj-China.com，2016.08.20

5趙衛平，劉義佳，王浩，等.某四缸發動機氣門導管斷裂問題分析與解決[J].小型內燃機與車輛技術，2015，44（3）：48-51

6余志敏，羅馬吉，于佳，等.配氣機構動力學仿真與凸輪型線優化設計[J].北京汽車，2008（5）：24-27

Failure Analysis of Roller Rocker Arm Fracture

Jia Xuying1,2,Zhang Xingfa1,2,Zhang Kuidong1,2,Zhao Guodong1,2,Chai Xiaona1,2
1-Technical Center of Great Wall Motor Company Limited(Baoding,Hebei,071000,China) 2-Automobile Engineering and Technology Research Center of Hebei Province

For the fracture of roller rocker appearing at experiment of one turbo-charged direct-injected diesel engine,this article analyzes the reason of the roller rocker`s fracture from these aspects:the design of valve mechanism,quality of the sample piece and experiment process.Finally it′s found that the layout of valve mechanism is unreasonable,and this lead to the roller rocker′s fracture.According to the previous experience in project development,we replace the roller rocker and decorate the valve mechanism anew,and the effectiveness of the rectification measures is verified through the simulation calculation by GT-power.

Roller rocker arm,Layout of valve mechanism,Failure analysis

TK423

A

2095-8234（2016）06-0071-04

2016-08-31）

賈絮影（1986-），男，助理工程師，主要研究方向為發動機配氣系統。