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(shù)中心河北保定071000 2-河北省汽車工程技術(shù)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(shù)中心河北保定071000 2-河北省汽車工程技術(shù)研究中心）

針對某增壓直噴柴油發(fā)動機試驗中出現(xiàn)的滾子搖臂斷裂問題，從配氣機構(gòu)設(shè)計、樣件質(zhì)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(jù)前期項目開發(fā)經(jīng)驗，更換該發(fā)動機滾子搖臂，重新布置配氣機構(gòu)，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(fā)動機氣門機構(gòu)噪聲，提升發(fā)動機動力性、燃油經(jīng)濟性，降低發(fā)動機的排放，采用液壓挺柱和滾子搖臂的配氣機構(gòu)已經(jīng)成為一種趨勢。然而，滾子搖臂配氣機構(gòu)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(gòu)布置成為發(fā)動機設(shè)計的關(guān)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(jù)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(xiàn)發(fā)動機冒白煙，功率扭矩下降現(xiàn)象。拆機后，發(fā)現(xiàn)排氣側(cè)11滾子搖臂殼體斷裂（見圖1），對應(yīng)凸輪發(fā)生松動（組合式凸輪軸），且排氣側(cè)多個氣門撞活塞、排氣側(cè)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(fā)現(xiàn)滾子搖臂樣件金相組織差，且存在原始裂紋，樣件質(zhì)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(gòu)布置不合理（液壓挺柱所受側(cè)向力關(guān)于中心不對稱），導(dǎo)致滾子搖臂球窩與液壓挺柱球頭偏磨，使?jié)L子搖臂沿凸輪基圓向液壓挺柱側(cè)滾動。在發(fā)動機運行過程中，排氣門相對于設(shè)計值滯后關(guān)閉，且此發(fā)動機排氣側(cè)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(dǎo)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(fā)動機繼續(xù)運轉(zhuǎn)，凸輪與斷裂滾子搖臂不斷碰撞，導(dǎo)致凸輪發(fā)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(zhì)量、配氣機構(gòu)設(shè)計問題的具體分析過程。

2.1 樣件質(zhì)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(jīng)過對該斷裂搖臂及同批次樣件進行檢測，發(fā)現(xiàn)問題如下：

1）硬度滿足要求，但硬化層1.8mm超出設(shè)計值，詳細信息見表1。

表1 滾子搖臂硬度檢測結(jié)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(zhì)量不合格。

2.2 設(shè)計問題分析

2.2.1 配氣機構(gòu)布置

配氣機構(gòu)布置是整個發(fā)動機配氣機構(gòu)的核心，合理的配氣機構(gòu)布置是保證發(fā)動機正常運行的基礎(chǔ)?；谠摿自鰤褐眹姴裼蜋C的失效模式，通過用GT-power軟件[4]的VT design模塊對此發(fā)動機配氣布置進行運動學(xué)和動力學(xué)分析，具體問題如下：

1）氣門桿端與滾子搖臂弧端接觸點關(guān)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(cè)向力Fx始終為負值（即受力方向不變），液壓挺柱在發(fā)動機運行過程中不轉(zhuǎn)動，造成液壓挺柱球頭偏磨；

圖4 配氣機構(gòu)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(biāo)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(jīng)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(yù)留安全間隙過小，發(fā)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(shè)計解決思路

通過對各相關(guān)項目排查，配氣布置不合理是造成此發(fā)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(gòu)布置，通過計算對新布置進行分析；由于發(fā)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(xiàn)斷裂問題，通過對同批次樣件進行檢測發(fā)現(xiàn)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(gòu)進行布置。

3.2 更改配氣機構(gòu)布置

根據(jù)以往項目的設(shè)計經(jīng)驗[5]，對該增壓直噴柴油機配氣布置更改如下：

1）進氣側(cè)凸輪軸不動，排氣凸輪軸向液壓挺柱側(cè)移動4 mm；

2）進、排氣側(cè)液壓挺柱孔分別向缸蓋中心移動3.9 mm；

3）調(diào)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(gòu)布置分析計算，具體結(jié)果如下：

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

2）經(jīng)計算，排氣液壓挺柱球頭所受側(cè)向力關(guān)于挺柱中心對稱；

3）液壓挺柱球頭所受合力F=508 N，滿足設(shè)計要求，計算結(jié)果見圖8。

圖8 更改后液壓挺柱球頭受力

4結(jié)論

1）更換搖臂，避免因樣件質(zhì)量問題導(dǎo)致配氣機構(gòu)失效。

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

3）在配氣機構(gòu)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(jīng)驗5°以內(nèi)），避免因配氣布置不合理導(dǎo)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(yīng)大于135 N，側(cè)向力Fx盡量關(guān)于液壓挺柱中心對稱，液壓挺柱所受合力F應(yīng)小于800 N。

1王永升.配氣機構(gòu)優(yōu)化設(shè)計與仿真[D].天津：天津大學(xué)，2007

2吳兆漢.內(nèi)燃機設(shè)計[M].北京：北京理工大學(xué)出版社，1990

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

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

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

6余志敏，羅馬吉，于佳，等.配氣機構(gòu)動力學(xué)仿真與凸輪型線優(yōu)化設(shè)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(fā)動機配氣系統(tǒng)。