顶置凸轮孔（精选3篇）
顶置凸轮孔 篇1
关键词：顶置凸轮孔,夹具,自主研发
CA6DM柴油机是一汽锡柴研发的重型柴油机, 功率达420马力 (1马力≈0.735k W) 。其气缸盖采用了最新的四气门顶置式凸轮轴结构, 该凸轮轴结构缸盖质量要求较高, 加工难度较大, 在试制生产时采用的MAPAL带硬质合金导向条的镗刀调头加工, 效率比较低, 又耗费了大量的精力, 且出现相邻挡凸轮轴孔同轴度为0.04mm、圆柱度超出0.02mm超差 (产品图样要求0.02mm和0.01mm) 。2008年, 为满足工厂产品布局需要, 我厂进行了6DM机5 000台/年批量生产技改, 但却受到各类工装特别是三轴镗夹具的限制。由于该类夹具有特殊的刀具和特别的加工形式, 加工精度高、加工过程复杂、专门的送刀排结构需和机床的PLC紧密联动等因素, 加工制造难度较大, 一直依靠外购进口。但此次技改受制于资金和生产准备周期影响, 无法再次进口, 只能自制。
可行性论证和总体方案设计
1.可行性论证
通过对我厂现有进口夹具的结构和控制机理进行系统研究、论证和解析, 结合我厂金属加工条件, 在现有技术条件下, 除镗排外, 其余部分均有技术和能力进行设计和制造, 但在设计制造时须解决的技术难点有:
1) 缸盖凸轮孔属细长孔, 加工余量为0.8~1mm, 采用半精镗/精镗两把刀加工。七挡凸轮孔相邻挡同轴度要求为0.02mm, 各挡凸轮孔对1挡和7挡孔中心连线跳动分别为0.03~0.05mm, 每挡凸轮孔圆柱度为0.01mm, 精度要求很高, 切削时容易因振动而失精, 因此必须布置中间支撑。
2) 缸盖空间狭小, 传统中间支撑结构布置不下, 须设计更为精巧的结构形式, 来满足需要。
3) 模架体、衬套、内套和轴承的配合, 轴承的预加载荷等很难保证和掌握, 对加工精度影响必须考虑。
因此, 在夹具结构设计时须全部解决以上技术难点, 才能保证一次成功。
2.夹具总体方案设计
夹具的总体方案设计, 特别是对无相关经验的夹具进行首次设计, 必须充分考虑和分析设计、制造、安装调试和生产过程中可能遇到的各种问题, 并对问题做好相应预案, 否则, 很容易失败。因此, 为了保证夹具的一次性成功, 通过对进口同类夹具的分析和研究, 结合我厂金属加工技术条件, 针对以上技术难题, 借鉴和参考了部分国外夹具的结构形式。
由于该凸轮轴孔为不连续结构, 为了提高加工效率, 一般采用线镗排刀具进行加工, 采用拉镗工艺改变镗排受力, 减少振动。另外, 此凸轮轴孔直径较小, 直径49mm (镗排直径40.95mm) , 缸盖7挡凸轮孔间距总长在900mm左右, 长径比22倍左右, 属细长轴类型孔, 其加工镗排刀具较重, 根据力学原理, 其刀具本身就会产生一定的挠度, 镗排刀具进刀和加工过程中会产生前后不同心的问题。因此, 为解决此问题, 在夹具的整体设计时, 在镗排刀具中间位置放置了2个支撑, 在前后端各放置1个支撑, 有效提高了镗排的刚度, 减小了镗排刀具自重对加工精度的影响。在第二和第五缸位置分别设置1个中间支撑, 确保正常切削参数下, 切削过程无振动, 镗排刀具始终围着同一轴心转动。同时, 为了确保镗排能顺利穿入到加工位置, 在镗排刀具和中间支撑的设计上, 按照镗排刀具穿入的顺序, 各部分镗排直径依次减小0.05mm, 以消除因镗排刀具自重可能造成的干涉。
其次, 由于凸轮轴孔和缸盖底面之间的空间较小, 中间支撑采用常规的滚动套结构形式无法布置, 因此, 通过研究和论证, 该夹具使用了内滚镗排结构, 实现中间支撑与镗排外圆之间无滚动摩擦, 同时还可减少咬排机率, 确保在镗排外径基本一致的情况下, 实现内部轴与轴之间的传动。
通过镗排中间内滚ABS结构连接孔使用专用螺塞封堵, ABS螺钉将主动轴和从动轴紧紧地拉在一起, 通过两者之间的摩擦力来传递扭矩, 同时, 由于轴承的作用, 减少了轴与外圈的摩擦阻力。
在两边模架的设计上, 采用了图1所示的结构形式。在此结构中, 通过调整底部垫片的厚度和X向、Y向垫片尺寸来保证四套镗模架同心度, 在前后端镗模架支撑位置, 利用自动的伸缩镗排定位结构, 来确定镗排与导套圆周方向的正确位置, 同时在后端镗模架导套中加装键块与镗排键槽来控制镗排轴向位置和抵制主轴轴向抓刀力。
1、4垫片2.弹性伸缩定位3.键块
另外, 因该孔的长度较长, 加工机床的行程有限, 长镗排刀具需要夹具进入机床前先进行串排, 因此, 该夹具还必须配备送排机构, 而送排机构的好坏直接影响到夹具的使用效率。根据项目要求, 全新定制新送排机构, 时间和资金都不允许。经协查资源, 在车间仓库发现一台闲置不用的原8.6L气缸体凸轮孔及曲轴孔的送排机构。
经过研究和分析, 可以通过对该机构进行改造来满足缸盖的送排要求, 但送排机构复杂, 改造设计涉及内容较多, 实施起来具有一定挑战性, 因此改造必须十分小心谨慎。
为了减少整个工程的周期, 在夹具、刀具准备的同时, 利用车间第3台B+W机床, 对该送排机构的电气及机械部分进行改造。通过计算8.6L气缸体曲轴中心与11L气缸盖凸轮轴中心的高度差距, 确定了11L气缸盖中心镗排支撑托架中心位置, 并对机械输送带进行长度调整, 确定相应限位位置。
电气部分, 结合11L气缸盖送排情况及系统PLC程序, 屏蔽原凸轮孔送排机构的相关信号, 对原送排机构曲轴孔程序进行更改, 最终确定出适合11L气缸盖的PLC程序。最后结合夹具、刀具匹配设计, 设计相关零部件, 外购部分进口轴承, 对其进行制造、安装等, 最后与夹具、刀具一起调试, 完成自动送排的功能。
在解决以上技术难题后, 对夹具进行了结构设计, 在设计过程中, 充分考虑以上技术难点, 采用模块化设计的技术要求。
由于是第一次试做这种高精度、高要求的夹具, 其模架体、衬套、内套和轴承的配合, 轴承的预加载荷不易保证和掌握, 因此, 对夹具需要的轴承, 外购精度较高的系列, 并和相关轴一对一配磨。最终要求达到模架内滚跳动0.005mm以内, 内套与镗排外径配磨, 设定刀排间隙0.01mm左右, 并设定几种轴承预载荷量, 通过装配后相关数据测量和空运转确定合适的预紧力, 确保最终夹具的加工精度。
夹具安装调试, 夹具、刀排、送刀机构、机床的联合调试
1.夹具的安装调试
为了减少加工难度, 降低加工成本, 该夹具的支撑模块可上下、左右、前后等全方位调节, 因此, 在夹具的装配过程中, 如何正确安装、调整夹具的各个部件, 使其达到夹具的设计要求, 特别是保证各支撑模块的同轴度要求, 就成了必须解决的问题。
在装配镗模架支撑的过程中, 为了保证各支撑之间的同轴度, 制定了多种方案, 最终通过制作专用辅助工具达到了目的。根据支撑模块的数量, 分别与镗模架导套单配制作锥度为1∶1000左右, 外带直径30mm外圆的台阶芯棒, 且保证芯棒自身跳动要求在0.003mm以内, 在总装检验时分别把芯棒插在对应模架导套中, 通过三座标或平板测量X、Y、Z方向尺寸, 利用调整支撑模块中的垫片和锁紧螺釘来达到夹具的装配要求, 确保所有镗模架导套中心同轴度在0.01mm以内。
另外, 夹具总装后的形位公差、安装形式必须达到以下要求:
1) 夹具安装基准的平面度需控制在0.01mm以内。
2) 工件定位基准平面对夹具安装基准平面的平行度需控制在0.01mm。
3) 由于夹具安装平面为750mm×1 150mm, 面积较大, 安装螺栓尽量均布, 夹具中间也要有安装螺栓以防夹具安装变形影响串排。
2.夹具、镗刀排、送刀机构、机床的联合调试
整套夹具是安装在B+W卧式加工中心上加工, 工件上下料、定位、夹紧形式采用抬起滚道加固定定位销液压自动夹紧。在夹具进入机床加工前, 需将镗排刀具送入待加工孔中, 进入机床后还需完成机床主轴的抓刀、刀排和模架空运转等过程。在送刀过程中, 为了消除镗刀刀尖与缸盖凸轮轴孔之间的干涉, 需要将工件抬起1.5mm左右的高度。在和机床PLC程序的联合调试中, 送刀终了位置点、主轴抓刀点、主轴直线拉刀行程、切削起点、切削终点的找定是调试工作中的重点, 只有在确定上述参数后, 才可进行编程, 在各动作顺利完成后, 才能进行动作的自动循环连接。
由于前期准备较为充分, 对发生的问题均有预案, 调试过程一度较为顺利, 但在送刀机构的改装调试时, 还是遇到了夹具与刀具支撑中心同轴度偏差较大、传动同步带断裂等问题。针对以上问题, 最后通过在刀排后支撑V形块处增加调整垫块, 快速采购同步带进行替代的办法加以解决, 如图2所示。
3.工件试切及完善
在夹具和送排机构安装调试完成后, 对工件进行了试切, 在试切前, 对模架及镗排进行了空运转试验, 按照转速550r/min, 持续10min的要求, 现场测定模架温升, 经测定, 模架温升符合既定要求, 可以满足工件连续加工。
因本次缸盖凸轮孔具有明显的细长孔特征, 刚性差, 单件生产时的切削参数只能作为参考, 无法满足批产需要, 所有切削参数必须现场试验测定。第一次试切时, 因半精、精加工余量分配不合理, 同时采用的切削速度较高, 引起了明显的振动, 加工表面很粗糙。第二次试切时, 合理分配了半精、精加工余量, 适当降低了切削速度和进给量, 最终达到了产品所需要的加工精度。
在所有调试完成后进行为期3个月的生产验证, 经过多批生产, 产品合格率良好, 满足产品要求。到目前为止, 累计加工缸盖1 500多件, 工废3个, 合格率99.8%。
结语
自主设计制造的C A6D M缸盖顶置凸轮孔精镗及线镗夹具, 自投产以来, 一直可以稳定达到产品图样要求 (对相邻挡跳动<0.02m m, 对1挡和7挡<0.03mm) , 节拍满足工艺要求 (金属加工时间2min, 工序节拍8min/件) 。从精度到稳定性, 完全替代了进口工装, 节省了技改资金百余万元。同时, 该夹具的成功设计和使用, 为我国的自主工装取代进口产品做出了贡献。
顶置凸轮孔 篇2
凸轮轴是内燃机配气机构重要传动零件, 通常在高温、高转速、变应力下工作, 工作条件恶劣。凸轮机构是典型的机械传动机构, 主要失效形式为磨损, 而其接触应力不论是对疲劳磨损还是粘着磨损, 都起着决定性的作用用 [[11]]。因此对配气机构凸轮在不同转速下的接触应力进行研究很有必要。在分析某一具体给定参数的配气机构凸轮接触应力时, 实质上是对凸轮接触载荷随凸轮转角变化的求解。直接测量凸轮接触载荷非常困难, 目前该方面的研究以配气机构动力学计算与仿真为主, 如质量模型计算、虚拟样机技术。但是这类研究方法更偏重于气门动力学特性, 而对凸轮载荷计算的准确性仍待检验。我们采用了一种以摇臂气门端载荷测量试验为基础, 间接求解465QR顶置凸轮轴式发动机凸轮与滚子挺柱接触载荷的计算方法, 并与以往利用动力学仿真求解的结果进行比较。
1 研究对象与配气机构受力分析
1.1 研究对象
研究对象为465QR小型汽油机配气机构进气凸轮, 以凸轮升程起点作为凸轮零度转角, 其基本参数见表1。
1.2 配气机构受力分析
凸轮轴转动到某一角度时, 此时若以摇臂系作为转动参考系, 摇臂系在非惯性系中受力平衡, 其受力简图见图1。
摇臂受力满足下式:
式中, F t为凸轮对摇臂系的力, N;F q 为气门杆对摇臂系的作用力, N;Ma为摇臂系受到的转动惯性力矩, N·m;AO为摇臂轴中心O至F q 方向的距离, m;BO为摇臂轴中心O至Ft 方向的距离, m。
式中, I为摇臂系的转动惯量, kg·m 2;ωa 为摇臂的转动角加速度, rad·m -2。
于是有:
由式 (3) 可见, 凸轮与滚子挺柱之间的载荷Ft 来源于两方面:一是摇臂在作加速转动时, 为平衡转动惯性力矩, 作用于凸轮产生的力;二是气门杆与摇臂之间的作用力, 这部分力是气门弹簧力与气门惯性力之和。由于弹簧刚度在气门运动过程中为非线性未知参数, 故采用摇臂气门端载荷试验计算气门与摇臂之间的作用力。
2 摇臂气门端载荷试验
2.1 试验方法[2,3]
摇臂受到气门作用力时, 受到弯矩作用会发生形变, 利用这一物理特性, 试验步骤如下:
a. 静态测试阶段, 选取两组气门, 分别作为工作电路与补偿电路。将电阻应变片贴于摇臂气门端, 再将摇臂装回配气机构, 不安装气门;应变片电路通过桥盒连接动态应变仪;选取杠杆, 称重记录, 杠杆一端顶在进气摇臂气门端, 另一端逐次添加一定质量的砝码, 并记录应变片电压值;记录数据, 利用最小二乘法拟合摇臂气门端载荷与摇臂应变电压的关系K, 见图2。
b. 动态试验阶段, 将配气机构装配固定, 凸轮轴齿轮连接电机, 控制凸轮轴转速。编码器固定在凸轮轴齿轮端, 并将编码器、动态应变仪数据输出到数据采集卡, 最后连接上位机, 见图3。
开启润滑油泵, 调节电机转速至凸轮轴待测转速, 稳定后记录动态应变仪增益, 电荷放大器放大系数, 读取数据V’, 根据下式得出摇臂动态载荷。
(4) N = K×V ’
2.2试验仪器参数
试验仪器参数见表2。
2.3摇臂气门端载荷试验结果
选取凸轮轴转速400, 1 600, 2 400, 3 000r/min下摇臂气门端载荷试验数据见图4。
3 其余变量求解
3.1 动态摇臂比AO/BO
顶置凸轮轴动态摇臂比的几何求解较为复杂, 已有研究对此问题进行精确求解 [4]。动态摇臂比计算结果见图5。
3.2 摇臂转动角加速度ωa
已知凸轮型线, 易求出摇臂在对应转角下的角位移, 对其角位移进行两次微分, 即可求出摇臂转动加速度。以凸轮轴转速400 r/min为例, 求得摇臂转动加速图见图6。
4 凸轮接触载荷试验与仿真结果
4.1 试验结果
根据式 (3) 计算凸轮与摇臂滚子接触载荷, 结果见图7。
由图可见, 在低转速400 r/min时, 凸轮载荷最大值出现在凸轮转角90°左右。随着转速增大, 载荷最大值逐渐向凸轮转角40°与140°附近过渡, 且不断增大, 转角90°附近载荷逐渐降低。当转速增至3 000 r/min, 此时已经超过凸轮轴额定转速, 在凸轮转角60°~120°区间内, 凸轮载荷出现负值。实际上此时凸轮与摇臂滚子已经脱离, 其载荷为零, 图中负值数据只是为了完整呈现计算结果。
分析试验计算结果, 从凸轮低转速至高转速, 其载荷出现这种变化趋势, 一方面是由于转速高时, 受到更大的系统阻尼力, 另一方面是由于气门弹簧的动刚度一般情况下为非线性未知参数。这也是为何采用测量摇臂气门端应力, 而不是通过气门动力学、运动学参数和弹簧刚度求解摇臂气门端载荷的主要原因。
4.2 配气机构虚拟样机仿真
虚拟样机仿真技术已经非常成熟 [5], 我们在动力学仿真软件ADAMS-View中建立配气机构的多刚体动力学模型, 见图8, 其中约束对象与类型见表3。这里将摇臂系建为一个零件, 并用相同尺寸连杆替代摇臂, 输入摇臂系相对摇臂轴的转动惯量与质量。这样简化的好处是方便计算, 并且拥有相同的动力学特性。
仿真计算结果见图9。
对比图7、图9的试验与仿真结果可见, 仿真时凸轮载荷随转速变化的趋势与试验结果基本保持一致, 最大载荷误差在50 N之内。但随着转速升高, 载荷最大值出现点逐渐向两端20°和160°附近靠近, 这主要是因为摇臂系具有一定刚度, 而仿真时将其设为了刚体。
5 结论
a. 通过测量摇臂气门端载荷试验, 并考虑摇臂转动惯量求解凸轮载荷的方法, 较好地反映了凸轮在不同工况下的载荷变化, 为进一步求解凸轮接触应力和估算凸轮磨损寿命提供了试验依据。
b. 虚拟样机仿真技术对模拟凸轮顶置式配气机构凸轮载荷时, 具有一定的求解精度, 为配气机构的研发设计, 提供有效参考依据, 并缩短了研发周期。
参考文献
[1]温诗铸.摩擦学原理[M].北京:清华大学出社, 2012.
[2]Micrea Teodorescu, Dinu Taraza, Naeim A H.Expermental Analysis of Dynamics and Friction in Valve Train Systems[C].Michigan:SAE 2002 World Congress, 2002.
[3]刘忠民, 俞小莉, 沈瑜铭, 等.配气机构综合试验系统的开发与研制[J].内燃机工程, 2005, 26 (1) :28-31.
[4]袁银南.顶置凸轮轴式配气机构设计的若干问题[J].内燃机工程, 2005, 26 (1) :28-31.
顶置式配气机构凸轮轴扭振试验 篇3
关键词：配气机构,凸轮轴,扭转振动,正时
1 概述
旋转机械轴系扭转振动 (以下简称扭振) 和弯曲振动 (以下简称弯振) 是轴系振动的两种形式。对于弯振, 因其振动现象比较明显, 上世纪初人们就已开始研究;而扭振的表现形式并不明显, 是因扭振起因于短暂的冲击和瞬变过程 (如内燃机的爆发过程) , 这种冲击的持续时间为数十毫秒至数秒, 因此扭振造成的疲劳损伤具有较大的隐蔽性, 然而, 扭振造成的是一种循环不止的疲劳破坏, 一旦这种疲劳积累到一定程度, 就可能导致轴系断裂、崩溃, 其后果是灾难性的, 损失也是极为惨重[1,2]。
对于顶置凸轮轴式发动机, 由于凸轮轴受到缸盖体积的限制, 又要满足气门足够的开启时间, 凸轮轴直径相对较小, 凸轮较尖。这导致凸轮轴强度降低的同时, 凸轮及其从动件间接触工作条件更恶劣, 接触应力的增大导致凸轮轴扭矩的变化, 使凸轮轴扭振加剧。同时随着配气正时要求的提高, 可变配气等技术的广泛应用, 关于凸轮轴扭振的研究逐渐受到重视。扭振的测量是进行扭振试验研究的重要手段。目前, 关于配气机构凸轮轴扭振的研究大多停留在数值仿真的基础上, 与试验数据相结合的分析甚少, 使得分析结果不够可靠。而且, 扭矩信号本身具有提取难、传输难、分析难等特点, 我们针对以上特点, 以车用发动机配气机构为研究对象, 采集了凸轮轴扭矩并以一种基于脉冲时序计数原理, 利用PCI高速A/D数据采集卡对轴系扭振的测量方法, 通过采集凸轮轴首尾两端的速度, 计算得到凸轮轴扭振, 并分析了凸轮轴扭振对配气正时的影响[3]。
2 扭振的测量
基于脉冲时序计数原理, 利用PCI高速A/D数据采集卡对轴系扭振的测量方法利用数据采集卡对编码器测得凸轮轴上的转角信号随转速变化的脉冲序列进行计数来实现。对于扭振分析, 其最直接或最简单的是在对测点处的扭矩信号进行分析。本实验在测量扭振时, 并非在两端简单安装编码器采集转角信号, 而是使用了扭矩传感器代替其中一个编码器, 直接输出凸轮轴的扭矩信号的同时输出另一端的转角信号。从而达到测试或监测扭振信号。
图1为某一型号发动机凸轮轴的瞬态转速测量系统原理图。凸轮轴两端输出速度信号传入编码器, 当凸轮轴速度发生变化时, 通过编码器每秒输出的脉冲的个数就会改变, 从而反映当前电动机的转速。脉冲信号通过数据采集卡对脉冲信号进行计数之后进入PC, 数据采集卡有自己的固定的采样频率。由于编码器安装在轴的两侧, 与轴一起旋转, 并且不会改变构件的工况, 这样安装有利于信号在提取过程中, 避免构件在转动过程中由于旋转的不均匀性而产生扭振。
在PC中, 进行数据的筛选、整理和处理。利用测得编码器单个脉冲之中包含采样点的个数与采样周期的关系就可求得单个脉冲所用时间长短, 再结合每圈编码器输出信号数量, 即可求得凸轮轴转速。以此种瞬态测量的方法, 适应实验环境能力强, 抗干扰能力也较为突出, 其测量精度随着采样频率的提高而提高。
瞬态转速ω (rad/s) 测量的计算公式为:
式中, K为编码器每转输出脉冲信号的个数;N为单个脉冲时间段内采样点个数;T为采样周期。
相同转速下, 同一个凸轮轴两端理想的状况下认为速度是一致的。当出现扭振的时候两端的速度就变得不那么一致, 表现出有高有低的变化。图2为相同转速下, 凸轮轴两端某时间段下的速度曲线。ω1, ω2分别表示凸轮轴两端速度, Δω表示两者之差。我们可以通过对Δω在整个采样周期内进行积分近似, 便可计算得到某转速下相应时刻的扭转角度。
即某一转速下两瞬时时间端内的扭转角度为:
3 扭振结果以及对配气正时的影响
3.1 扭矩测量和扭振计算
本实验在全转速范围内, 对高、中、低速发动机的凸轮轴进行逐步扭矩测量和扭振计算, 转速由400 r/min升至3 000 r/min, 转速变化的步长选择200 r/min。根据实验测量采集得到各个稳定转速下的转角信号数据, 利用matlab等软件进行数据的处理和分析, 运用前文中所述的方法计算得到凸轮轴扭振。按照低、中、高速三档选取了下面几组结果来说明分析。图3为低速段凸轮轴数据测量计算结果。
由图中结果可以看出, 扭矩幅值随着转速的增加增大。低转速时, 配气机构动力学特性不明显, 凸轮最大应力出现在凸轮桃尖附近, 即在扭矩出现峰值处, 扭振振幅较大, 而且有比较严重的偏向一方的现象;造成这样现象的原因除了凸轮轴接触应力的作用以外, 还因为在凸轮轴运转之时, 由于转速较低受到转速波动及滚振的影响, 引起了过大的虚拟信号, 而其在低速段计算结果中占有较大比例, 所以产生了这种结果。随着转速的增加, 这种现象会逐渐削弱。在图4中速段凸轮轴数据测量结果中, 可以看到随着转速升高, 配气机构动力学特性逐渐显现出来, 凸轮接触应力峰值在逐步偏移桃尖位置趋向气门开闭时刻, 扭矩幅值也明显增大, 扭振偏置现象依旧存在, 但较之低速段已经有了减退的趋势, 该转速下最大振幅为0.3°, 变化比较平稳, 且依然在安全控制范围之内。
图5为高速段凸轮轴数据测量计算的结果, 此刻, 由于弹簧喘振、油膜挤压等原因, 配气机构动力学特性趋于明显, 凸轮接触应力在开闭时刻出现明显峰值, 扭矩幅值也明显增大。由于在高速的时候受到滚振的影响相对较小, 所以扭振的偏置现象就表现得不再明显, 且振幅较之前面转速来看有相对的增加。
对于曲轴, 通常的变法是通过安装减震器降低扭振影响。对于凸轮轴, 尤其是顶置式结构, 其安装空间有限, 添加减震器的方法并不适用。对于扭振影响较大的凸轮轴, 可以通过改变转动惯量的分布改变系统扭振模态响应。使强迫振动在各简谐频率下的响应分布更均匀, 扭振幅值降低[4,5]。
3.2 扭振对配气正时的影响
在以往的关于配气机构的动力学试验中, 我们会根据气门加速度信号得到气门的开启和关闭情况。一般情况下在配气机构的动力学试验结论中, 经常得到气门在以下两种原因促使其提前开启的结论。
a.当摇臂旋转惯性力随着转速的增加而摇臂与凸轮之间的接触力减小, 气门在惯性力的作用下开启。
b.在凸轮型线过渡段速度和加速度的不连续, 是的摇臂滚子与凸轮轴之间的接触力减小甚至会出现飞脱, 气门在摇臂惯性力的作用下开启, 从而气门开启时刻随着转速的升高而提前。
然而, 在本次试验中我们却得到了一个新的实验结果见图6, 气门开启时刻在2 000 r/min时较之3 000 r/min时提前了2.5°左右。在分析了以上导致气门提前开启的原因之后, 我们得到结论:造成这种现象的原因在于凸轮轴发生了扭转振动, 由于扭转角的原因导致了在低速段时气门会比高速段提前开启的现象。如图7所示在39°时刻, 由两种速度下扭振结果可以清楚的看到, 此时2 000r/min段扭振在上升的时刻而3 000 r/min情况下由于振动比较强烈的原因, 使得此时凸轮轴扭转角滞后于2 000 r/min时刻, 反映到气门开启时刻上就会导致本实验结果的出现。
从本实验结果出发来看, 可变配气正时机构在设计的时候, 除了应注意配气机构零件在凸轮型线过渡段的动力学特性, 还应该考虑凸轮轴扭转振动带来的影响, 从而实现对配气正时的准确控制。
4 结论
综上实验结果表明:
a.扭矩和扭振振幅随转速的增加而增大, 凸轮轴最大扭矩为4.5 N·m, 扭振变化频率逐渐升高, 震动随之加剧, 但振幅均未超出安全限值0.5°。最大扭振角振幅变化比较平缓, 大部分转速下都处在0.25°~0.30°范围内, 最大扭振角出现在3 000 r/min时, 为0.34°。
b.凸轮轴扭转振动主要影响气门运动。由于扭振的影响, 配气凸轮转角发生偏差, 叠加在凸轮型线上, 使气门运动产生更多波动因素。某些气门开启时刻, 在低速段可能会比高速段提前, 因此配气正时变得难以控制。这样就对可变配气正时机构的设计提出了进一步的要求, 从而实现对配气正时的准确控制。
c.我们采用的试验原理以及计算理论正确可行, 所开发的相应数据处理程序, 计算结果可靠, 能满足各类发动机凸轮轴不同工作转速下的扭振测量要求。对发动机可变配气正时机构设计制造及保障发动机配气机构运行的安全性具有实际指导意义和广泛的应用前景。
参考文献
[1]周迅, 俞小莉, 李松和.扭振测量误差分析及实用发动机高精度扭振测量仪的研制[J].内燃机工程, 2005, (26) :77-80.
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[4]Hijawi, M., Dual Torsional Vibration Damper Optimization.SAE Paper, 2012.