柴油机燃油系统凸轮驱动机构接触应力的测试方法
阅读：804发布：2023-01-03
专利汇可以提供柴油机燃油系统凸轮驱动机构接触应力的测试方法专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且本 发明 公开了一种柴油机燃油系统 凸轮 驱动机构 接触 应 力 的测试方法，采用动态测试和静态测试相结合的方式，对柴油机燃油系统凸轮驱动机构中凸轮与挺杆的接触 应力 进行测试；首先测量工作状态下挺杆的动态应变值，然后计算出挺杆所受的作用力大小；根据凸轮在受最大接触力作用时，凸轮接触力与挺杆轴向作用力间的夹 角 ，将挺杆受到的轴向作用力换算成凸轮与滚轮之间的接触力；最后在试验机上按标定 载荷 加载，测量凸轮与滚轮之间的接触区面积，计算其平均接触应力。本发明能够准确测得接触应力，对凸轮驱动机构进行强度评估，指导凸轮和挺杆的结构设计，同时也可以判别仿真分析的结果，指导仿真分析。，下面是柴油机燃油系统凸轮驱动机构接触应力的测试方法专利的具体信息内容。
1.一种柴油机燃油系统凸轮驱动机构接触应力的测试方法，其特征在于：采用动态测试和静态测试相结合的方式，对柴油机燃油系统凸轮驱动机构中凸轮与挺杆的接触应力进行测试；包括如下步骤：
步骤一、进行动态测试，测量柴油机实际工作状态下挺杆的动态应变值，然后计算出挺杆所承受的作用力大小；
步骤二、根据凸轮在受最大接触力作用时，凸轮接触力与挺杆轴向作用力之间的夹角，将挺杆轴向作用力换算成凸轮与滚轮之间的接触力；
步骤三、进行静态测试，以所述换算的接触力作为标定载荷，采用与所述凸轮相同曲率半径的圆柱替代凸轮，在所述圆柱与滚轮之间装入锡箔；万能试验机按照标定载荷加载，作用于滚轮和圆柱之间，使锡箔记录下滚轮与圆柱之间的接触压痕；根据接触压痕的面积计算得到凸轮与挺杆的平均接触应力。
2.如权利要求1所述的测试方法，其特征在于：接触压痕的面积按如下方法计算，分别测量接触压痕至少三个位置处的宽度，取其平均值作为接触压痕的宽度，将该宽度与接触压痕的长度相乘，得到接触压痕的面积。
3.如权利要求1所述的测试方法，其特征在于：测试挺杆的动态应变值时，在挺杆中间段，位于其两侧及中间位置的轴向各设置一片应变片；在挺杆中间段，还设置一个由三片应变片组成的应变花，该应变花为箭头形，其中间位置的应变片位于所述挺杆中间位置的应变片的上端，应变花中另外两片应变片的一端与应变花中间位置的应变片的下端对齐，另一端成角度的对称设置在应变花中间位置的应变片的两端。
4.如权利要求3所述的测试方法，其特征在于：采用动态应变测试仪记录应变片上的数据；对采集的数据按如下方法进行处理，去除初值影响；对各个应变片的数据进行处理，对四片沿轴向方向设置的应变片的数据求取平均值，并得到平均值的峰值；对处理好的数据进行绘图。
柴油机燃油系统凸轮驱动机构接触应力的测试方法
技术领域
背景技术
[0002] 柴油机燃油系统的凸轮驱动机构是机械式燃油系统的动力源，所述凸轮驱动机构的驱动部件各运动副处于高频、高应力、冲击负荷工作条件下，其接触应力大小影响着供油系统的可靠性。接触应力过大，使凸轮驱动机构的驱动部件寿命降低，容易出现过热、拉毛等机械故障。
[0003] 所述凸轮驱动机构中凸轮与挺杆的接触应力最直接的获取方法就是通过测试的手段获得。运用测试结果可以判别仿真分析结果的合理性，指导仿真分析流程，同时可进行所述凸轮驱动机构驱动部件的强度评估和可靠性评估，指导驱动部件的结构设计和凸轮型线设计。
[0004] 现阶段，对于大功率柴油机凸轮与挺杆接触应力的测试还是比较困难的，文献报道也是相对较为稀少的。常规的测试技术均是在小型的农业机械中采用。一般使用桥接法或半桥接法进行静态测试，但不对材料的本身特性径向测量，只是粗略的模拟构件的受力状况，测试结果也仅为接触内力，不能完全的反映接触应力细微的变化。
发明内容
[0005] 本发明要解决的技术问题是提供一种柴油机燃油系统凸轮驱动机构接触应力的测试方法，能够准确测得接触应力，对凸轮驱动机构进行强度评估，指导凸轮和挺杆的结构设计，同时也可以判别仿真分析的结果，指导仿真分析。
[0006] 为解决上述技术问题，本发明的柴油机燃油系统凸轮驱动机构接触应力的测试方法，采用动态测试和静态测试相结合的方式，对柴油机燃油系统凸轮驱动机构中凸轮与挺杆的接触应力进行测试；包括如下步骤：
[0007] 步骤一、进行动态测试，测量柴油机实际工作状态下挺杆的动态应变值，然后计算出挺杆所承受的作用力大小；
[0008] 步骤二、根据凸轮在受最大接触力作用时，凸轮接触力与挺杆轴向作用力之间的夹角，将挺杆轴向作用力换算成凸轮与滚轮之间的接触力；
[0009] 步骤三、进行静态测试，以所述换算的接触力作为标定载荷，采用与所述凸轮相同曲率半径的圆柱替代凸轮，在所述圆柱与滚轮之间装入锡箔；万能试验机按照标定的载荷加载，作用于滚轮和圆柱之间，使锡箔记录下滚轮与圆柱之间的接触压痕；根据接触压痕的面积计算得到凸轮与挺杆的平均接触应力。
[0010] 通过使用本发明的测试方法，可以准确的得到柴油机燃油系统凸轮驱动机构中凸轮与挺杆的接触应力，能够指导柴油机燃油系统凸轮驱动机构的设计和凸轮型线的设计，改进和优化所述凸轮驱动机构接触应力的计算方法，进而缩短设计周期，减少实验经费。也可以对所述凸轮驱动机构进行强度评估，判别仿真分析的结果，指导仿真分析。附图说明
[0011] 下面结合附图与具体实施方式对本发明作进一步详细的说明：
[0012] 图1是挺杆贴片示意图；
[0013] 图2是应变变化规律；
[0014] 图3是应变变化局部图(4～6s)；
[0015] 图4是测点4～6的应变变化规律；
[0016] 图5是应变花(即测点4～6)的最小主应变变化规律；
[0017] 图6时应变花(即测点4～6)的最大主应变变化规律；
[0018] 图7是弹性模量应力-应变曲线；
[0019] 图8是多体动力学计算模型；
[0020] 图9是挺杆轴向与竖直方向的夹角变化示意图；
[0021] 图10是本发明的方法测试过程示意图。
具体实施方式
[0022] 配气机构是负责内燃机换气过程的工作系统，实现内燃机进气过程和排气过程定时，直接影响着内燃机充量系数，是决定缸内燃烧性能的重要机构之一。对于四冲程内燃机广泛采用低置式凸轮轴气阀式配气机构。
[0023] 低置式凸轮轴气阀式配气机构主要由三部分组成：气阀组(气阀、气阀导套、气阀弹簧、转阀机构等)，凸轮轴(轴、凸轮、紧固装置、传动齿轮等)和驱动机构(挺杆或摇杆、推杆、摇臂、摇臂座、阀桥等)。凸轮轴一般布置在曲轴箱或气缸体下方处，气阀组布置在顶部缸盖上，中间通过驱动机构把凸轮型线体现的一定的运动规律传递给气阀。
[0024] 本发明的柴油机燃油系统凸轮驱动机构接触应力的测试方法，采用动态测试和静态测试相结合的方式，对柴油机燃油系统凸轮驱动机构中凸轮与挺杆的接触应力进行测试，使得测试结果更加合理可靠。
[0025] 动态测试是在柴油机实际工作状态下，根据不同的工况测得挺杆的应变，并以此为标定载荷，施加到静态压痕试验中，作用于滚轮和凸轮(或替代圆柱)之间。
[0027] 静态测试的结果只是接触力，如要得到应力需实测接触面积，然后转换成应力。接触面积采用压痕法，使用软质锡箔记录接触压痕。
[0028] 本发明中测量凸轮与挺杆之间的接触应力采用间接测量的方法。参见图10所示，首先测量工作状态下挺杆的动态应变值，然后计算出挺杆所受的作用力大小；根据凸轮在受最大接触力作用时，凸轮接触力与挺杆轴向作用力间的夹角，将挺杆受的轴向作用力换算成凸轮与滚轮之间的接触力；最后在试验机上按标定载荷加载，测量凸轮与滚轮之间的接触区面积，计算其平均接触应力。
[0029] 动态测试试验
[0030] 在挺杆设计中，挺杆只承受两个端部的轴向力，而无受弯或受扭，故可将挺杆视为二力杆，依此原理，进行试验测试，直接测得挺杆应变，从而获得挺杆受力。
[0031] 在试验中，柴油机的最高转速分别为1455r/min(r/min表示每分钟的转速)和1500r/min，因此在两次试验中，可以换算为8730°/s和9000°/s(即柴油机在每秒转过的角度)，采样频率为6400Hz，即每秒采集6400次数据。相当于在第一次试验最高转速时，柴油机每转过1.3640625°，动态应变测试仪记录一次应变片上的数据，同理，在第二次试验中，柴油机每转过1.40625°，动态应变测试仪记录一次应变片上的数据。
[0032] 图1表示挺杆上应变片的布置方位及角度。应变片设置在挺杆的中间段，挺杆上共布置三片应变片，以及一个由三片应变片组成的应变花。其中三片应变片1-3为轴向设置，位于挺杆的两侧各设置一片应变片1、3，中间位置设置一片应变片2。所述应变花为箭头形，其中间位置的应变片5位于所述挺杆中间位置的应变片2的上端(组成应变花的另外两片应变片4、6的一端与中间片5的下端对齐，另一端呈角度的对称设置在中间片5的两端)。在应变片后布置搭桥，将引线导出与动态应变测试仪相连接。
[0034] 对动态测试试验所记录下的应变片上的数据，主要按以下步骤进行分析：首先，去除初值影响(所谓的初值就是应变片在测试之处所存在的数据)；其次，对各个应变片的数据进行处理(归纳、数值整理)；最后，对处理好的数据进行绘图。
[0035] 试验工况表如表1所示：
[0036]
[0037]
[0038] 由于挺杆在实际工作中，除了承受轴向力之外，还会存在受弯的情况，因此，为消除弯矩的影响，对四片沿轴向方向的应变片的数值求取平均值，并得到平均值的峰值。
[0039] 参见图2、3所示，从应变片1～3的测试数据中可得到3个位置测试点的应变变化整体趋势，三个测试点的应变峰值均介于1400～1500之间，但最大值略有不同，由此可以说明虽然在理论上挺杆仅受轴向载荷，但在实际工作中，也承受了弯矩，但弯矩对轴向应变产生的影响远小于轴向载荷的影响。
[0040] 从图2、3中可得到挺杆上1个应变片测试点位置的应变变化整体趋势，其中沿轴向的应变片2、5所测出的峰值大于另外两个轴向单独应变片1、3的峰值，说明挺杆主要承受的载荷方向为轴向。并通过计算得到挺杆此位置上最大应变值和最小应变值的数值。
[0041] 在图4-6中，给出了应变花的最大主应变值和最小主应变值，挺杆在实际工作过程中为受压构件，因此挺杆的最小主应变值的绝对值要大于最大主应变值的绝对值，在分析过程中，也是采用受压方向的应变值进行比较。
[0042] 将4片沿挺杆轴向方向的应变片1、2、3、5的应变值求平均值，利用平均值减小弯-6矩对挺杆轴向应变的影响。利用程序，求得挺杆上最大平均微应变值(应变量级：×10 )，为1437.71。
[0043] 表2，试验测试点各工况最大应变值(应变量级：×10-6)
[0044]
[0045] 通过比较可以发现各测试点的应变值变化规律是一致的，而且说明各测点的应变值峰值出现在同一时刻。通过上表的数据，可比较在各工况下，挺杆上沿轴向的四个测试点的最大应变值变化情况。
[0046] 通过比较轴向应变片的分布趋势及最大值，可以发现：挺杆在前面所述的四片应变片的测试位置的应变最大值略有不同，在工况七中，应变片1与应变片2最大值相差为-686.6(应变量级：×10 )，这说明挺杆在工作期间除承受轴向载荷以外，还承受其他载荷和试验误差的影响，但是与轴向载荷相比，弯扭载荷对挺杆的影响较小(最大相差值/平均应变最大值×100％＝6.023％)，因此假设挺杆为二力杆是符合实际情况的。
[0047] 在实际工作过程中，挺杆承受弯矩和扭矩，前面所述的四片应变片的测量结果包含了这部分的影响，所以在对四个轴向应变片的测试结果的处理中，将四个测点的应变值做和求平均，从而消除弯矩和扭矩的影响。
[0048] 在工况七中，柴油机的功率和负荷是最大的，因此挺杆在这个工况下承受的力也是最大的，通过动态试验测试结果也表明，在此工况下，挺杆上应变值最大，故取出应变片1、2、3、5在工况七的应变值，将应变值求和并取平均，得到平均值的最大值，为1437.71(应-6
变量级：×10 )。
变量级：×10 )。
[0049] 由应力应变关系： (通过试验测量，得到挺杆的E＝2.06×1011Pa)(式中ε为应变，σ为应力，E为挺杆材料的弹性模量)可以计算得到挺杆的截面最大平均应力为296.16826MPa，挺杆中段圆柱的直径为14.50mm，可通过换算得到挺杆受到的最大轴向力为：
[0050] Fmax＝48906.254N
[0051] 将该挺杆受到的最大轴向力换算为凸轮和滚轮的接触面上的接触力为48200N，此结果与通过有限元计算得到的结果49451.7N较为符合。
[0052] 表3，标准件拉伸测试试验
[0055] 因此，在静态载荷标定试验中，第一次试验所需要标定的微应变值为1437.7(应-6变量级：×10 )。将得到的标定载荷，施加到静态压痕试验中，即将挺杆受到的标定载荷换算为滚轮和凸轮(或替代圆柱)的接触面上的接触力。
[0056] 静态测试试验
[0057] 凸轮与滚轮之间的静态接触应力试验测试分为四个部分：
[0058] 1、测量挺杆材料的弹性模量
[0059] 挺杆材料的弹性模量的测量在万能实验机上进行，标准试验件3根。标准件采用棒材，尺寸依据国家规范《GB/T 228-2002》。
[0060] 采用3根试件实验，弹性模量取3根试件的平均值。
[0061] 挺杆材料典型的力-变形曲线如图7所示。分别取试样加载载荷最大值的10％，40％作为计算弹性模量的计算参考点。
[0062] 试件弹性模量试验测试值如表4所示：
[0063]
[0064] 通过计算可知，取不同的计算参考点，计算出的弹性模量略有不同，但偏差较小，可以不予考虑。依据工程经验，取10％和40％最大载荷点作为参考点。三根试件的直径以及弹性模量实验值见上表。
[0065] 试验测试的弹性模量平均值为206GPa，与工程常用数值210GPa，偏差较小，可见实验测量值正确，在后续计算中，挺杆材料的弹性模量取为206GPa。
[0066] 2、动态应变值与静态应变值的标定
[0067] 对挺杆进行加载，挺杆上的应变片采用导线连接到静态应变仪上，测量其应变值。分别测量挺杆在5KN，10KN，15KN，20KN，25KN的载荷作用下的应变值。
[0068] 理想的轴向受压挺杆，四个测点方向为轴向的轴向应变值是相等的。但试验测试中的3-6四个应变片测试点的轴向应变值却不相同。这主要是因为万能试验机加载压力时，是通过横梁往下移动，进而横梁下端面与挺杆上端面接触，然后继续向下移动，开始挤压挺杆，使挺杆受压。万能试验机横梁下端面接头与挺杆接触的面不是一平面，而是一球面。导致挺杆不可能仅有轴向受压，而是受压和受弯同时存在，由此使四个测点的应变值不相同。同时，实际试验中不可能完全做到挺杆轴线与万能试验机加载的轴线重合，也是导致四个测点应变值不一样的原因。
[0069] 试验数据依次记录的是挺杆绕轴线转过不同角度的情况下的应变值。由于压、弯的影响，相同载荷下，同一测试点的应变值部分相差较小，部分相差偏大些。但在同一加载工况中，同一测试点应变值与载荷的变化呈线性关系。
[0070] 为了减小弯矩的影响，对同一工况中的四个轴向测试点应变值取其平均值。对比三个工况，可以发现，轴向应变值的平均值误差较小。
[0071] 取三次试验轴向应变平均值的平均值，以消除每次试验误差带来的影响。三次试-6验轴向应变平均值(应变量级：×10 )如表5所示。
[0072] 表5
[0073]
[0074] 当静态应变值达到动态应变值最大值1437.7×10-6时，静态载荷应为47.63KN。该载荷与通过动力学应变直接计算得到的载荷相差很小，可以认为相等。考虑到静态试验与动态试验时间间隔较长，以及完成动态试验后应变片可能受到影响等因素。后续计算中，仍然按动态测量的应变值进行计算，由此引起的误差很小。
[0075] 3、测量挺杆作用力与凸轮、滚轮接触力间的夹角，将挺杆所受的作用力换算为凸轮接触力。
[0076] 根据多体动力学模型(参见图8所示)，当滚轮与凸轮接触力最大时，根据接触力的分量计算出接触力与竖直方向的夹角为θ1＝10.6941°。而挺杆与竖直方向的夹角变化曲线如图9所示。
[0077] 由于凸轮柱塞在上升过程中，油压存在一突变，导致挺杆与竖直方向的夹角，以及凸轮与滚轮接触力分量均有一突变。进一步的，柱塞升程油压曲线并不光滑，引起挺杆轴向与竖直方向夹角的变化曲线在升程阶段不如下降阶段的曲线光滑。
[0078] 当接触力最大时，t＝0.0093s，(式中t表示时间，s为时间单位“秒”)可知挺杆轴向与竖直方向的夹角为θ2＝0.9446°。当接触力最大时，凸轮接触面法向和挺杆间的夹角为：
[0079] θ＝θ1-θ2＝9.7495°
[0080] 通过计算可知，挺杆受力的峰值和凸轮、滚轮接触力的峰值出现时刻相同。根据挺杆受力的峰值即可计算出此时凸轮与滚轮接触力的峰值。
[0081] 根据计算结果，同时考虑到实验中载荷差距较大，压痕差距也较明显，取接触力峰值相差较大的四个工况的接触数值进行实验，分别为1，2，5，7工况。在静态压痕实验中，对接触力分别为23.85KN，33.79N，40.47KN，48.20KN的载荷情况进行了测试。
[0082] 各工况下，挺杆作用力与凸轮接触力的峰值如表6所示：
[0083]
[0084] 4、采用同曲率圆柱代替凸轮的可行性验证
[0085] 采用万能试验机测试凸轮与滚轮之间的压痕由于凸轮的偏心，静态加载时极易滚动，因此对夹具的设计提出了很高的要求。同时，加载时力的作用线一定要过凸轮转动轴轴心这一要求不仅对夹具要求很高，而且对凸轮初始位置的对中也提出了高精度的要求。为了克服这一困难，对可能的方案进行了可行性论证。
[0086] 通过对几种方案的计算、比较可确定，采用同曲率半径圆柱代替凸轮的方法是可行的，计算表明，在保证接触单元尺寸一致(约0.314mm)的情况下，通过提取凸轮曲率半径，将凸轮等效为圆柱体，对于接触应力大小的影响很小(凸轮315.3MPa，圆柱体315.7MPa，差值0.4MPa)，且接触区域的大小也基本不变，结果非常接近，是可行的。在本发明中实验的接触应力测试采用同曲率圆柱代替凸轮。
[0088] 测量压痕可采用锡箔，纸和喷漆等材料。通过对三种实验材料的比较，可以发现，喷漆对于平面间的接触效果比较理想，宜采用，但对于曲面间和平面与曲面间的接触区测量不适用；纸质材料的压痕由于需要对光才能看得比较清楚，尽管边界比较清楚，但由于不好处理也不宜采用；对于软的锡箔，金属的延展性非常好，而且软且薄的锡箔几乎没有抵抗挤压的刚度，很容易记录下压痕，对接触之间的刚度影响也很小；对于曲面间的接触，记录效果非常好，对于平面与曲面间的接触同样适用。对于平面间的接触，采用锡箔就对其平面的平整度提出了很高的要求，否则不能提供清晰的边界，效果不如喷漆。
[0089] 针对以上的一系列探索性实验，针对本次滚轮与圆柱两曲面间接触的类型，采用软且薄的锡箔记录接触压痕。
[0090] 将试验器材装好后，采用位移控制载荷的方式进行加载。分别测量了所述两曲面在四个不同载荷下的接触区，根据前述结果，载荷分别为：23.8509KN，33.78846KN，40.46768KN，48.19987KN。在实际实验中，不可能将载荷刚好控制在上述数值，会有一定的偏差。同时，采用位移控制载荷，在位移固定以后，载荷可能会有所漂移，但幅度非常小，可以忽略不计。
[0091] 表7给出了实际加载中，各工况所加载到的最大值。
[0092]圆柱序号 直径(mm) 工况1(KN) 工况2(KN) 工况3(KN) 工况4(KN)
1 106.1 23.535 34.375 41.096 49.321
2 106.8 24.362 34.221 40.709 48.540
3 108.7 23.804 34.029 41.027 49.331
4 107.3 24.024 34.126 41.428 48.850
1 106.1 23.535 34.375 41.096 49.321
2 106.8 24.362 34.221 40.709 48.540
3 108.7 23.804 34.029 41.027 49.331
4 107.3 24.024 34.126 41.428 48.850
[0093] 分别测量压痕三个地方的宽度，取其平均值作为压痕的宽度，然后与接触区长度(28mm)相乘，得到接触区面积。根据力除以面积的方法，计算得到接触区的平均应力。从实测数据可以看出，随着载荷的增大，接触区域的宽度逐渐增大，但载荷增大倍数与宽度增大倍数不成比例关系，存在着非线性关系。
[0094] 通过上述实验测试可知，三号圆柱(参见表7)的半径为54.35mm，与数值计算中，在凸轮接触力最大的位置的曲率相同。对最大载荷工况下，凸轮接触平均接触应力的计算值和试验值进行比较。
[0095] 通过试验测得，最大载荷工况下(工况四，载荷设定值48.19987KN)，3号圆柱的接2
触区平均宽度1.81221mm，接触面积为50.74188mm。
触区平均宽度1.81221mm，接触面积为50.74188mm。
[0096]
[0097] 在凸轮中部采用固定约束的计算模型，平均应力为743.5MPa，与试验测试平均应力误差为23.5％。
[0098] 采用模拟V形铁约束的方式对凸轮两位置进行约束的计算模型，平均应力为991.952.MPa。与实验测试平均应力误差为2.03％。
[0099] 由于约束方式对应力分布和数值影响较大，为了使计算和实验互相验证，一方面增加计算的可靠性，建立分析标准，因此选择合适的边界条件显得十分重要。
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