發動機凸輪軸與搖臂滾子接觸應力試驗研究

丁志強, 王奔， 劉世鋒， 張學龍

（重型專用車發動機安徽省重點實驗室，安徽 馬鞍山243000）

0 引 言

配氣機構是內燃機中2個主要運動機構之一[1]，配氣機構失效會造成整個發動機失效。在整個配氣機構中，搖臂滾子與凸輪軸接觸失效是經常發生的失效形式，其原因是搖臂滾子與凸輪軸之間傳遞較大的氣門開啟力，而且滾子通常會設計為鼓形，局部接觸應力非常大，在兩者相對運動過程中，常常會出現表面剝落和點蝕等故障，最終會造成配氣機構失效。文獻[2]對凸輪軸及滾子失效進行了分析，結果表明接觸應力過大是造成凸輪軸及滾子失效的原因。文獻[3]從設計和試驗等方面對搖臂滾子的斷裂原因進行了詳細分析，結論顯示配氣結構布置不合理是造成搖臂滾子失效的原因。文獻[4]詳細說明了配氣機構的設計與仿真方法。本文借助現代先進的模擬仿真技術與先進的試驗技術，對搖臂滾子與凸輪軸之間的接觸應力進行研究分析。

1 測試方法與原理

配氣機構的運動非常復雜，其中搖臂、滾子和凸輪都處在高速旋轉運動狀態，凸輪與滾子之間需要傳遞較大的氣門開啟力[6]。針對配氣機構的動力學研究，現場試驗測試可以獲得比較準確的力學特性參數，是一種可靠性和準確性都比較高的研究方法。在配氣機構的動力學研究過程中，氣門的升程、氣門的落座速度和氣門的運動加速度是主要研究參數，這3個參數能準確描述整個配氣機構的運動規律，也可以作為配氣機構設計的主要設計參數和指標[7]。但是氣門在正常工作過程中處于高速運動狀態，直接測量其運動參數非常困難，一般采用無接觸渦流傳感器來測量，即便如此測量，還是難以保證得到的數據的準確性。

本文把測量氣門的運動數據作為參考值，主要通過研究滾子與凸輪軸的接觸應力來研究配氣機構系統的力學特性。正常工作過程中，搖臂滾子與凸輪軸都處于高速旋轉狀態，直接測量兩者之間的接觸壓力是不現實的。本文采用一種間接測量[8]的方法來測量搖臂滾子與凸輪軸之間的接觸壓力。

間接測量的具體方法是把搖臂滾子與凸輪軸之間的接觸壓力與搖臂結構上的局部應力建立對應關系，如此便可以通過測量搖臂上的局部應力來間接測量兩者之間的接觸壓力。首先通過模擬計算確定氣門開啟力Fv與搖臂滾子接觸壓力[4-6]之間的關系系數Sc。關系系數Sc可以通過試驗測試來確定，也可以利用目前比較先進的模擬計算技術通過計算來確定。因為確定Sc值需要一組數據，數據越多Sc越準確，通過試驗測試的方法成本比較大，本文選擇通過模擬計算的方法來確定Sc。

通過模擬計算來確定搖臂局部應力與滾子接觸力之間的關系系數Sc的具體方法如下：

式中：σcal表示模擬計算應力值；Fcal表示模擬計算輸入氣門力。

當Sc確定后，就可以通過測量氣門開啟力Fmeas來計算搖臂滾子的實際接觸應力：

式中：σmeas為搖臂滾子的實際接觸應力；Fmeas為測量氣門開啟力。

在式（2）中，氣門開啟力Fmeas的值可以通過測量搖臂上的應力計算推導，如此便可以通過測量搖臂上的局部應力來間接測量計算搖臂滾子接觸應力。

2 試驗準備

2.1 硬件準備

發動機正常工作時，搖臂主要受到氣門彈簧力、氣門力（氣缸內的爆發壓力）及搖臂與搖臂軸之間的摩擦力的作用，搖臂所受的應力狀態比較復雜，存在較大的彎矩，而且由于搖臂的設計并不是完全對稱的，所以搖臂同時還受到部分轉矩作用。本文在測試過程中，主要測量搖臂的應變，應變片參數如表1所示，測量電橋原理如圖1和圖2所示，搖臂應變橋路在搖臂上的安裝如圖3所示。因為搖臂安裝在罩殼內，受一定的溫度作用，為了補償溫度對應變片的影響，應變測試選用全橋電路測試。

表1 應變片參數

圖1 測量彎矩應變片布置示意圖

圖2 測量應變電橋接線示意圖

圖3 搖臂應變電橋及配氣機構安裝

2.2 剛度測量和橋路標定

對于頂置配氣機構來講，整個配氣機構中主要零部件包括氣門、氣門彈簧、搖臂、搖臂軸、滾子和凸輪軸，可見配氣機構的組成非常復雜，并不可以把其看作一個非剛性系統。所以在對配氣機構進行動力學研究時，要把其看作一個彈性系統。

配氣機構中的各運動部件會發生彈性變形或者彈跳，這會造成凸輪型線的運動軌跡發生畸變，最終造成實際測試得到氣門行程曲線與理論設計值存在一定的偏移量。在模擬計算中需要輸入的一個重要的參數是配氣機構的整體剛度，這個剛度值可以通過實際測量得到。本文采用機械測量法來得到該剛度值，具體方法是將應變片貼到試驗搖臂相應的位置，利用上文中提到的全橋來測試搖臂應變。本文的加載方法采用電葫蘆，并利用拉力計來測量加載力。

具體的剛度測量過程為首先利用粘貼在搖臂受力端的應變片來測量該點應變，并利用千分表來測量該點對應拉力下的位移量。測試前需要先進行預加載來消除配氣機構傳動鏈之間的間隙，并記錄預加載拉力。然后，可以對配氣機構逐步加載，本文選用的加載步為50 N，即每一步加載間隔50 N，總的加載步40次，完整記錄每一加載步的拉力、位移量和應變量。

通過以上測量可以同時計算確定整個配氣機構的剛度值并對測定橋路進行標定。

2.3 標定曲線擬合

經過2.2節中的測試，會得到一組40個數據，需要對該組數據進行處理以方便后續應用。數據處理的方法很多，本文采用最小二乘法來對以上數據進行擬合處理，最后得到搖臂剛度和搖臂氣門推力及搖臂應變之間的關系，給定數據點｛（Xi，Yi），i=0,1，2，…n｝，可取函數Φ，求擬合函數p(x)∪Φ，使得誤差平方和E2最小，即

E2=min(∑[p(xi)-yi]2])。

則擬合曲線：

y=p(x)。

3 試驗結果分析

本文選取發動機怠速600 r/min、最大轉矩點1400 r/min和額定轉速1900 r/min三個典型工況進行試驗結果分析，這三種工況都是車輛常用工況，具有典型的代表意義。在試驗測試過程中，需要保證發動機工作在穩定狀態，機油溫度、機油壓力、測功機狀態和冷卻液進出口溫度等參數設置正確。

1）怠速工況。轉速600 r/min，機油溫度86 ℃，發動機點火，進、排氣搖臂手動調整到基圓處，進、排氣搖臂受力變化曲線如圖4所示。

從圖4中可以看到，發動機工作在怠速狀態600 r/min時，滾子與凸輪軸、搖臂與氣門之間沒有出現飛脫現象，氣門或搖臂出現飛脫現象，在凸輪型線工作段轉角內，測試到的動態應力應變值會趨近于零值或負值。怠速工況下測試到的最大力在1900 N左右。

圖4 怠速點進排氣搖臂受力變化曲線

圖5 最大轉矩點進排氣搖臂受力變化曲線

2）最大轉矩點工況。發動機轉速1400 r/min，油溫114 ℃，把進排氣搖臂手動調整到基圓處，測試得到的進、排氣搖臂受力變化曲線如圖5所示。

圖6 額定點時進排氣搖臂受力變化曲線

3）額定轉速工況點。發動機轉速為1900 r/min，油溫為118℃，測試得到的進排氣搖臂受力變化曲線如圖6所示。

從圖5和圖6可以看到，發動機工作在高速工況時，測試到的搖臂最小受力均大于等于0 N，說明滾子與凸輪、搖臂與氣門沒有出現飛脫現象，因為出現氣門飛脫現象時動態應力應變值會趨近于零值或負值，說明發動機在高速運轉是可靠的。氣門開啟、關閉時都存在著一定的沖擊。搖臂具有高頻振動，振動頻率為1000 Hz。搖臂測試應力與搖臂接觸應力對應關系如圖8所示。最大轉矩點測試到的搖臂最大受力為3500 N左右，額定點測試到的搖臂最大受力為4250 N左右。

從圖4、圖5和圖6中可以發現，測量有略微漂移，發動機點火時，排出高溫氣體，排氣搖臂受熱應力影響，原在基圓調整的測量零點發生漂移，漂移量為55.84 N，而進氣搖臂的測量應變片不受影響。發生漂移的主要原因是選用的HBM應變片不是高溫應變片，難以承受發動機排氣口的高溫影響，發生零點漂移，這是采用應變片測量過程中經常出現的情況，只不過在處理數據時要考慮到漂移量。

圖7 搖臂測試應力與搖臂接觸應力對應關系圖

經過軟件處理計算所得的搖臂滾子接觸應力最大值為1200 MPa，小于材料的許用材料極限1450 MPa，選用的材料滿足設計要求，經過耐久試驗驗證，搖臂滾子沒有出現剝落等故障。

4 結 論

本文采用模擬計算和試驗測試相結合的方法，對搖臂滾子接觸應力進行了測試和計算，研究結果表明：1）把模擬計算和試驗測試結合使用來預測搖臂滾子的方法簡單有效;2）間接測試得到的搖臂滾子接觸應力1200 MPa，在材料的許用限值1450 MPa范圍內，耐久試驗證明搖臂滾子無故障，說明測試和計算的結果是正確的；3）對搖臂的標定過程符合規范，標定曲線精度高；4）從測量搖臂應力應變的結果上看，整個測試過程搖臂應力測試數據是可靠的。