某可變氣門正時頂置凸輪軸發(fā)動機(jī)排氣凸輪軸和機(jī)械真空泵通過鍵槽連接在一起，凸輪軸驅(qū)動真空泵給制動系統(tǒng)提供真空環(huán)境。該發(fā)動機(jī)在 500 h 臺架耐久試驗(yàn)中發(fā)現(xiàn)凸輪軸驅(qū)動槽從圓角處斷裂，如圖 1 所示。

 

本文結(jié)合仿真、試驗(yàn)等手段對這一失效問題進(jìn)行排查與解析，并根據(jù)排查到的失效原因進(jìn)行改善仿真及試驗(yàn)驗(yàn)證。經(jīng)過對真空泵、凸輪軸本身進(jìn)行排查均未發(fā)現(xiàn)問題，經(jīng)測試發(fā)現(xiàn)該發(fā)動機(jī)凸輪軸轉(zhuǎn)速波動遠(yuǎn)大于對標(biāo)發(fā)動機(jī)，比其它平臺發(fā)動機(jī)也偏大。

 

 

圖 1. 凸輪軸鍵槽斷裂失效圖片

 

為了進(jìn)一步確認(rèn)失效原因，對凸輪軸和真空泵間瞬態(tài)沖擊工況進(jìn)行受力分析，并進(jìn)行強(qiáng)度和疲勞校核。分析結(jié)果發(fā)現(xiàn)凸輪軸在工作過程中承受的瞬態(tài)沖擊力和沖擊頻率都遠(yuǎn)大于對標(biāo)發(fā)動機(jī)，最終強(qiáng)度和疲勞校核結(jié)果也不滿足要求。進(jìn)一步進(jìn)行動力學(xué)分析發(fā)現(xiàn)鏈系統(tǒng)和凸輪軸在 200 Hz 附近存在扭轉(zhuǎn)共振，這正是導(dǎo)致凸輪軸轉(zhuǎn)速波動過大原因。所以確認(rèn)凸輪軸失效原因是在 500 h 瞬態(tài)工況中由于凸輪軸和鏈系統(tǒng)發(fā)生扭轉(zhuǎn)共振，鏈條和凸輪軸將曲軸的 2 階和 2.5 階轉(zhuǎn)速波動放大，凸輪軸轉(zhuǎn)速波動過大，進(jìn)而造成凸輪軸驅(qū)動槽受力異常開裂。

 

針對失效原因，有兩個優(yōu)化方案，方案一從問題根源著手，通過增大凸輪軸直徑及更換材料提高正時系統(tǒng)共振轉(zhuǎn)速進(jìn)而避免在中高轉(zhuǎn)速時凸輪軸轉(zhuǎn)速波動過大，減小異常激勵源；方案二增大失效鍵槽處圓角半徑及增大凸輪軸驅(qū)動槽直徑，增強(qiáng)受害件強(qiáng)度，這是為了快速解決及驗(yàn)證問題，滿足開發(fā)節(jié)點(diǎn)，經(jīng)仿真后表明優(yōu)化方案二強(qiáng)度及疲勞均滿足要求。因?yàn)榈谝粋€優(yōu)化方案周期較長，所以優(yōu)先采用第二個方案進(jìn)行驗(yàn)證。目前第二個優(yōu)化方案經(jīng)臺架試驗(yàn)驗(yàn)證已通過 500 h 耐久試驗(yàn)，證明優(yōu)化方案二是可行的，方案一待驗(yàn)證中。

 

2 原因初步分析

2.1 零件問題排查

首先對和凸輪軸有直接聯(lián)系的零部件及系統(tǒng)進(jìn)行問題排查。對凸輪軸鍵槽和真空泵進(jìn)行了材料和尺寸公差檢測，未發(fā)現(xiàn)材料缺陷和尺寸超差問題。檢查從該發(fā)動機(jī)拆下來的真空泵未發(fā)現(xiàn)明顯卡滯現(xiàn)象，且在臺架試驗(yàn)中機(jī)械真空泵處于未帶載狀態(tài)，也可排除是由于真空泵狀態(tài)異常導(dǎo)致凸輪軸鍵槽阻力矩偏大，受力異常從而導(dǎo)致斷裂。如圖 2 所示為 500 h 耐久試驗(yàn)實(shí)測兩個機(jī)型排氣凸輪軸轉(zhuǎn)速波動-時間歷程曲線，從圖中可看出失效發(fā)動機(jī)凸輪軸轉(zhuǎn)速波動大致趨勢是在低轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速波動較正常，中高轉(zhuǎn)速波動量迅速增大，在 2500 rpm 其波動量達(dá)到 250 rpm 左右。而同平臺另外一款發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速波動量在低速時和失效發(fā)動機(jī)相當(dāng)，在中高轉(zhuǎn)速時波動量反而變小，2500 rpm 時波動量僅為 50 rpm 左右。所以，據(jù)此我們猜測，凸輪軸鍵槽和真空泵是間隙配合，發(fā)動機(jī)中高轉(zhuǎn)速時凸輪軸轉(zhuǎn)速波動量大會導(dǎo)致凸輪軸鍵槽和真空泵間速度不同步，從而鍵槽會受到真空泵施加的瞬態(tài)沖擊力，這可能是導(dǎo)致鍵槽開裂的重要原因。另外，由于該發(fā)動機(jī)是在 500 h 耐久試驗(yàn)中失效的，而該試驗(yàn)中會有大量的瞬態(tài)工況，這也會進(jìn)一步加大凸輪軸鍵槽和真空泵間的瞬態(tài)沖擊力。

 

 

圖 2. 500 h 耐久試驗(yàn)凸輪軸轉(zhuǎn)速波動-時間曲線

 

2.2 瞬態(tài)動力學(xué)分析

為了得到凸輪軸驅(qū)動鍵槽和機(jī)械真空泵連接鍵間的瞬態(tài)沖擊力，利用動力學(xué)軟件 Adams 對凸輪軸和真空泵進(jìn)行建模，建模時需考慮凸輪軸和真空泵的實(shí)際間隙。將圖 2 所示兩個發(fā)動機(jī)凸輪軸轉(zhuǎn)速作為輸入，分別計(jì)算出兩個發(fā)動機(jī)在 0.1 s 內(nèi)凸輪軸驅(qū)動槽和真空泵連接鍵間的瞬態(tài)沖擊力，如圖 3 所示?？梢钥闯鲈撌Оl(fā)動機(jī)凸輪軸瞬態(tài)沖擊力峰值和頻率都遠(yuǎn)大于同平臺發(fā)動機(jī)。

 

失效發(fā)動機(jī)凸輪軸在 0.1 s 內(nèi)受到的沖擊次數(shù)為 40 次，最大沖擊力約為 500~600 N；同平臺發(fā)動機(jī) 0.1 s 受到的沖擊次數(shù)為 8 次，最大沖擊力約為 50 N。

 

 

圖 3. 不同發(fā)動機(jī)凸輪軸鍵槽-真空泵沖擊力對比

 

2.3 凸輪軸驅(qū)動鍵槽強(qiáng)度仿真

截取凸輪軸驅(qū)動槽附近一小段及真空泵連接鍵進(jìn)行有限元建模，如圖 4 所示，因?yàn)橥馆嗇S失效部位是在圓角處（紅圈），故對這塊區(qū)域網(wǎng)格單獨(dú)進(jìn)行細(xì)化。

 

 

圖 4. 凸輪軸鍵槽-真空泵有限元模型

 

如圖 5 所示，在試驗(yàn)中我們發(fā)現(xiàn)凸輪軸鍵槽邊緣有崩壞缺口（圖 5a 紅框處）且接觸平面靠近外表面區(qū)域有明顯壓潰磨平痕跡（圖 5b 紅框處）， 所以可推測凸輪軸驅(qū)動槽和真空泵連接鍵在實(shí)際工作中的接觸接近但未完全達(dá)到圖 5c 所示邊緣接觸狀態(tài)。

 

a)凸輪軸鍵槽邊緣試后缺損 b) 鍵槽接觸平面磨損壓潰痕跡 c) 驅(qū)動槽-連接鍵接觸狀態(tài)示意圖

圖 5. 凸輪軸試后磨損痕跡及接觸狀態(tài)示意

 

將圖 3 中計(jì)算得到的瞬態(tài)沖擊力作為載荷，約束凸輪軸除軸向旋轉(zhuǎn)自由度外的其它自由度，使用非線性有限元軟件 Abaqus計(jì)算出凸輪軸鍵槽圓角處應(yīng)力如圖 6 所示。圓角處最大應(yīng)力達(dá)到 522 MPa，凸輪軸材料為 HT250，抗拉極限 250 MPa，圓角處應(yīng)力已經(jīng)遠(yuǎn)超過其抗拉極限。因?yàn)橛?jì)算時假設(shè)凸輪軸和真空泵接觸狀態(tài)處于圖 5c 所示極限線接觸狀態(tài)，這比實(shí)際接觸情況更惡劣，從磨損情況看實(shí)際應(yīng)該是一個接觸面較小的面接觸狀態(tài)，應(yīng)力計(jì)算結(jié)果總體上是偏大的，但從圖 6 可看出通過這種方法計(jì)算出來的應(yīng)力最大位置（圖 6a）和實(shí)際失效位置（圖 6b）是非常吻合的，這里圓角處應(yīng)力計(jì)算結(jié)果更多是做方案間定性對比以及為失效原因排查提供參考。

 

 

a)凸輪軸失效方案鍵槽邊緣圓角處應(yīng)力計(jì)算結(jié)果 b) 鍵槽邊緣圓角處開裂照片

圖 6. 凸輪軸鍵槽圓角最大主應(yīng)力

 

綜合上面零部件排查和仿真分析結(jié)果，初步可以認(rèn)定排氣凸輪軸中高轉(zhuǎn)速時波動過大，真空泵和凸輪軸間會產(chǎn)生高頻且較大的瞬態(tài)沖擊力，在沖擊力的持續(xù)作用下，凸輪軸驅(qū)動槽最薄弱圓角處萌生裂紋，進(jìn)而擴(kuò)展導(dǎo)致開裂失效。

 

2.4 凸輪軸轉(zhuǎn)速波動過大原因解析

2.4.1 鏈系動力學(xué)試驗(yàn)結(jié)果對比

鏈系統(tǒng)負(fù)責(zé)曲軸和凸輪軸間的傳動，其動力學(xué)特性直接影響到凸輪軸。通過檢查鏈系統(tǒng)動力學(xué)試驗(yàn)結(jié)果并和其它發(fā)動機(jī)進(jìn)行對比，如圖 7 所示，發(fā)現(xiàn)失效發(fā)動機(jī)鏈系統(tǒng)柱塞位移量在中高轉(zhuǎn)速時明顯增大，5000 rpm 附近達(dá)到 1.5 mm 左右；對標(biāo)發(fā)動機(jī)則趨勢相反，低速時柱塞位移量和失效發(fā)動機(jī)相當(dāng)，中高轉(zhuǎn)速時柱塞位移量反而變小，5000 rpm 附近位移量只有 0.7 mm 左右。這和圖 2 所示兩個發(fā)動機(jī)凸輪軸轉(zhuǎn)速波動量變化趨勢完全一致，所以懷疑凸輪軸轉(zhuǎn)速波動過大和鏈系統(tǒng)及曲軸轉(zhuǎn)速波動存在關(guān)聯(lián)。

 

 

圖 7. 鏈系統(tǒng)動態(tài)試驗(yàn)柱塞位移量對比

 

2.4.2 曲軸轉(zhuǎn)速波動試驗(yàn)結(jié)果檢查

為了得到曲軸轉(zhuǎn)速波動結(jié)果，在發(fā)動機(jī)臺架上測試出各轉(zhuǎn)速下曲軸轉(zhuǎn)速波動情況見圖 8?？梢钥闯鲭S著發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速升高，曲軸轉(zhuǎn)速波動有變大趨勢，但其在中高轉(zhuǎn)速增大趨勢并不如鏈系統(tǒng)柱塞位移量和凸輪軸轉(zhuǎn)速波動那么明顯。

 

 

圖 8. 各轉(zhuǎn)速下曲軸轉(zhuǎn)速波動實(shí)測數(shù)據(jù)

 

2.4.3 凸輪軸及鏈系動力學(xué)仿真

將圖 8 所示的實(shí)測曲軸轉(zhuǎn)速作為輸入，通過 EXCITE TIMING DRIVE 動力學(xué)軟件建立包括曲軸系、鏈系、閥系及凸輪軸附件（進(jìn)氣凸輪軸尾端所驅(qū)動的高壓燃油泵及排氣凸輪軸尾端驅(qū)動的真空泵）在內(nèi)的仿真模型，可以得到凸輪軸各轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)速波動仿真數(shù)據(jù)。將 5200 轉(zhuǎn)時凸輪軸轉(zhuǎn)速波動仿真和圖 2 所示試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對比如圖 9 所示，可以看出雖然仿真轉(zhuǎn)速波動幅值要大于實(shí)測值，但兩者相位吻合得較好，可用該模型來定性分析凸輪軸轉(zhuǎn)速波動大原因。

 

 

圖 9. 5200 rpm 凸輪軸轉(zhuǎn)速波動仿真及試驗(yàn)數(shù)據(jù)對比

 

 

圖 10. 凸輪軸轉(zhuǎn)速波動階次分析

 

如圖 10 所示，通過對凸輪軸轉(zhuǎn)速波動（在這里用凸輪軸扭轉(zhuǎn)角進(jìn)行等效替代）進(jìn)行階次分析，發(fā)現(xiàn)該系統(tǒng)在 6000 rpm、3000 rpm、2000 rpm 存在二階共振，在 4800 rpm 存在 2.5 階共振，其中 2 階和 2.5 階扭轉(zhuǎn)角在中低轉(zhuǎn)速時較小，從 3500 rpm 以后迅速增大，這和之前圖 2 所示凸輪軸轉(zhuǎn)速波動以及圖 7 所示鏈條柱塞位移量波動趨勢非常吻合。

 

綜上，基本可以確定凸輪軸在中高轉(zhuǎn)速波動大的原因是曲軸轉(zhuǎn)速波動經(jīng)過鏈系統(tǒng)傳遞到凸輪軸，在中高轉(zhuǎn)速時，由于整個鏈系和閥系共振將曲軸 2 階和 2.5 階轉(zhuǎn)速波動放大導(dǎo)致凸輪軸轉(zhuǎn)速波動很大，最終導(dǎo)致凸輪軸驅(qū)動槽受到真空泵連接鍵異常瞬態(tài)沖擊力失效斷裂。

 

3 失效改進(jìn)

3.1 鏈條動態(tài)特性優(yōu)化仿真

考慮到凸輪軸失效的根源是鏈系及閥系共振將曲軸轉(zhuǎn)速波動放大，而影響鏈系統(tǒng)共振的主要因素是鏈系統(tǒng)剛度和轉(zhuǎn)動慣量。通過調(diào)節(jié)張緊器參數(shù)來研究其對凸輪軸轉(zhuǎn)速波動影響，如圖 11 所示，通過調(diào)節(jié)鏈條張緊器參數(shù)對凸輪軸轉(zhuǎn)速波動沒有明顯影響。

 

 

圖 11. 鏈條張緊器參數(shù)對凸輪軸轉(zhuǎn)速波動影響

 

另外，通過調(diào)整凸輪軸轉(zhuǎn)動慣量，得到不同凸輪軸轉(zhuǎn)動慣量下凸輪軸轉(zhuǎn)速波動量變化如圖 12 所示，可以看到凸輪軸轉(zhuǎn)動慣量增大時凸輪軸轉(zhuǎn)速波動峰值轉(zhuǎn)速向低速轉(zhuǎn)移，說明凸輪軸轉(zhuǎn)動慣量對整個正時系統(tǒng)共振頻率影響非常明顯。

 

 

圖 12. 凸輪軸轉(zhuǎn)動慣量對轉(zhuǎn)速波動影響

 

從上面仿真分析可知，凸輪軸本身參數(shù)對轉(zhuǎn)速波動影響很明顯，所以根據(jù)發(fā)動機(jī)開發(fā)邊界，優(yōu)化方案一是考慮將凸輪軸材料由 HT250 升級為 QT700，并且加大凸輪軸中段軸徑，提高其扭轉(zhuǎn)剛度，從而提高整個鏈系和閥系的共振頻率，避開發(fā)動機(jī)點(diǎn)火激勵頻率，降低凸輪軸轉(zhuǎn)速波動。

 

3.2 凸輪軸驅(qū)動槽優(yōu)化仿真

針對凸輪軸圓角處因?yàn)閼?yīng)力過大導(dǎo)致開裂失效，最直接的改進(jìn)措施是加大圓角半徑以及驅(qū)動槽處軸徑，將圓角半徑由 R1 增大到 R2，軸徑從 23 mm 增大到 26 mm，增強(qiáng)受害件強(qiáng)度。如圖 13 所示，經(jīng)重新校核后驅(qū)動槽圓角處最大主應(yīng)力由 522 MPa 降低到 227 MPa，未超過材料抗拉極限，應(yīng)力最大處疲勞安全系數(shù)達(dá)到 1.33，考慮到計(jì)算結(jié)果應(yīng)力會偏大，實(shí)際上安全余量會更大，所以此優(yōu)化方案是可行的。

 

 

圖 13. 凸輪軸驅(qū)動槽軸徑和圓角半徑加大后最大主應(yīng)力結(jié)果

 

4 試驗(yàn)驗(yàn)證及總結(jié)

因?yàn)?/span> 3.1 節(jié)所述優(yōu)化方案一升級材料試制周期較長，所以優(yōu)先試制 3.2 節(jié)所述優(yōu)化方案二進(jìn)行了臺架 500 h 試驗(yàn)驗(yàn)證，目前該耐久試驗(yàn)已經(jīng)完成，試后經(jīng)拆機(jī)檢查凸輪軸未再發(fā)生失效，證明優(yōu)化方案二是可行的。另外，優(yōu)化方案一試制樣件也已經(jīng)到貨，準(zhǔn)備進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

 

在后續(xù)的其它發(fā)動機(jī)開發(fā)過程中，應(yīng)進(jìn)行包括曲軸系、鏈系以及閥系在內(nèi)的系統(tǒng)性動力學(xué)分析及優(yōu)化，使整個系統(tǒng)的共振轉(zhuǎn)速避開發(fā)動機(jī)激勵頻率，從而避免后續(xù)出現(xiàn)相關(guān) NVH 及可靠性問題。主要從以下幾個方向進(jìn)行優(yōu)化：

 

1）從激勵源上進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化曲軸系扭轉(zhuǎn)模態(tài)及 TVD 頻率，減小曲軸轉(zhuǎn)速波動；

2）從傳遞路徑進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化鏈條剛度阻尼及布置形式，避免鏈條本身振動過大；

3）從閥系進(jìn)行優(yōu)化，包括減小凸輪軸及其驅(qū)動件轉(zhuǎn)動慣量或者增大凸輪軸扭轉(zhuǎn)剛度。

 

資料來源：達(dá)索官方