華德良 盧熙群 孫 文 馮 彥 史修江

(哈爾濱工程大學(xué)動(dòng)力與能源工程學(xué)院 黑龍江哈爾濱 150001)

配氣凸輪作為內(nèi)燃機(jī)配氣機(jī)構(gòu)中主要部件，其型線設(shè)計(jì)的合理性決定著配氣機(jī)構(gòu)的工作特性，直接影響內(nèi)燃機(jī)的經(jīng)濟(jì)性、穩(wěn)定性及耐用性。凸輪-挺柱副工作過程中接觸載荷和卷吸速度周期性變化，且受表面加工精度等影響，實(shí)際運(yùn)行中會(huì)出現(xiàn)較大的磨損。某型號(hào)柴油機(jī)裝配至電站,在工作時(shí)發(fā)現(xiàn)凸輪軸“桃面”與挺柱間出現(xiàn)不同程度的異常磨損?；谏鲜瞿p問題建立凸輪-挺柱型線優(yōu)化-彈流潤滑耦合分析模型,為型線優(yōu)化設(shè)計(jì)、凸輪-挺柱磨損改善及潤滑狀態(tài)分析提供理論依據(jù)，具有一定的理論意義和工程應(yīng)用價(jià)值。

針對(duì)凸輪-挺柱副彈流潤滑問題，國內(nèi)外學(xué)者做了大量研究。文獻(xiàn)[1]首先求解出等溫工況下內(nèi)燃機(jī)凸輪-挺柱副彈流潤滑的完全數(shù)值解，但并不能真實(shí)反映其工作情況。文獻(xiàn)[2-4]進(jìn)行了內(nèi)燃機(jī)凸輪-挺柱副瞬態(tài)熱彈流潤滑仿真，并研究預(yù)緊力及擠壓效應(yīng)對(duì)潤滑性能的影響。在凸輪與其從動(dòng)件接觸過程中，其接觸表面是非光滑接觸的，文獻(xiàn)[5]基于有限長線接觸彈流潤滑理論，研究了熱效應(yīng)、表面粗糙度和側(cè)面泄漏對(duì)凸輪-挺柱副潤滑狀況的影響。文獻(xiàn)[6]針對(duì)凸輪機(jī)構(gòu)在混合彈流潤滑狀態(tài)下的磨損等問題，對(duì)處于混合彈流潤滑狀態(tài)下的凸輪機(jī)構(gòu)潤滑特性進(jìn)行研究。文獻(xiàn)[7]探討了凸輪-挺桿副表面微凹坑對(duì)油膜壓力和油膜厚度的影響。

凸輪型線設(shè)計(jì)主要經(jīng)歷剛性設(shè)計(jì)、彈性設(shè)計(jì)和系統(tǒng)設(shè)計(jì)。文獻(xiàn)[8-9]將配氣機(jī)構(gòu)中各零件等效為完全剛性體，認(rèn)為氣門和其他從動(dòng)件的運(yùn)動(dòng)特性完全按照凸輪型線設(shè)計(jì)進(jìn)行，對(duì)配氣機(jī)構(gòu)的性能指標(biāo)主要以凸輪為分析目標(biāo)。文獻(xiàn)[10-11]將配氣系統(tǒng)各零件的彈性變形考慮到系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)建模中，得到系統(tǒng)各零件的運(yùn)動(dòng)規(guī)律。由于受內(nèi)燃機(jī)工作負(fù)載和運(yùn)行工況的影響，彈性設(shè)計(jì)方法更能反映內(nèi)燃機(jī)運(yùn)行時(shí)配氣機(jī)構(gòu)真實(shí)工作情況。文獻(xiàn)[12-14]考慮凸輪的轉(zhuǎn)速和配氣機(jī)構(gòu)的工況以及結(jié)構(gòu)參數(shù)等對(duì)動(dòng)力學(xué)以及動(dòng)態(tài)接觸特性的影響，利用配氣凸輪結(jié)構(gòu)參數(shù)、配氣機(jī)構(gòu)工況參數(shù)和配氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)三者之間進(jìn)行統(tǒng)一考量，確定凸輪型線最優(yōu)的設(shè)計(jì)參數(shù)。

針對(duì)某船用內(nèi)燃機(jī)配氣凸輪-挺柱副磨損問題，以接觸應(yīng)力作為凸輪-挺柱磨損依據(jù)，并在典型工況下，研究凸輪-挺柱動(dòng)態(tài)接觸特性；利用余弦-等速段和高次五項(xiàng)式，并引入豐滿系數(shù)和油膜厚度目標(biāo)函數(shù)進(jìn)行凸輪型線優(yōu)化設(shè)計(jì)；對(duì)凸輪-挺柱副進(jìn)行彈流潤滑分析，獲取其運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)潤滑特性，分析潤滑油膜作用、凸輪轉(zhuǎn)速和接觸載荷變化對(duì)潤滑狀態(tài)的影響。

1 船用配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)接觸特性分析

1.1 動(dòng)態(tài)接觸分析模型

船用內(nèi)燃機(jī)運(yùn)行時(shí)，凸輪-挺柱副是工作條件較為惡劣的摩擦副之一，其工況條件較復(fù)雜，即卷吸速度、接觸表面曲率半徑和接觸載荷都發(fā)生劇烈變化[6]?？紤]各零部件運(yùn)動(dòng)形式較為復(fù)雜，且多質(zhì)量動(dòng)力學(xué)模型計(jì)算量過大，文中采用了實(shí)用性較好且計(jì)算精度較高的單質(zhì)量動(dòng)力學(xué)模型，簡化動(dòng)力學(xué)模型如圖1所示。將挺柱、推桿及搖臂等其他附屬件簡化為質(zhì)量M1和M2，并與氣閥質(zhì)量M3合并為單質(zhì)量M。對(duì)于凸輪與挺柱間作用力F求解，主要包含到彈簧力FT和零件慣性力FG,接觸應(yīng)力利用赫茲接觸模型計(jì)算，具體求解式如下。

圖1 凸輪-挺柱副工作示意Fig 1 Schematic of cam-tappet pair working

1.1.1 瞬時(shí)卷吸速度

由圖1所建立的坐標(biāo)系，求得兩表面，即凸輪表面速度和挺柱表面速度為

(1)

式中:ua為凸輪表面速度(m/s)；ub為挺柱表面速度(m/s)；ω為凸輪角速度(rad/s)；R為凸輪綜合曲率半徑(m)；h″α為幾何加速度(m/rad2)。

兩表面間卷吸速度為

(2)

1.1.2 瞬時(shí)曲率半徑

對(duì)于從動(dòng)件為平底挺柱的情況，凸輪的曲率半徑R計(jì)算公式為

R=R0+hα+h″α

(3)

式中：R為凸輪綜合曲率半徑(m)；R0為凸輪基圓半徑(m)；hα為挺柱升程運(yùn)動(dòng)規(guī)律(m)。

1.1.3 瞬時(shí)接觸載荷

凸輪-挺柱間的接觸載荷求解公式為

F=FT+FG

(4)

式中:F為兩物體間的法向作用力(N)；FT為氣門彈簧力(N)；FG為慣性力(N)。

FT=k[F0+ks·h(α)]

(5)

式中:F0為彈簧預(yù)緊力(N)；ks為氣門彈簧剛度(N/m)；k為搖臂比。

(6)

式中:M為集中質(zhì)量(kg)，其計(jì)算公式詳見文獻(xiàn)[15]。

1.1.4 瞬時(shí)接觸應(yīng)力

接觸應(yīng)力按下式計(jì)算：

(7)

式中：p0為凸輪-挺柱間接觸應(yīng)力(Pa)；E′為材料的當(dāng)量彈性模量(Pa)；B0為凸輪寬度(m)。

對(duì)于接觸區(qū)的當(dāng)量彈性模量E′計(jì)算：

(8)

式中:E1、E2為相應(yīng)材料的彈性模量(Pa)；μ1、μ2為相應(yīng)材料的泊松比。

1.2 彈流潤滑數(shù)值分析模型

1.2.1 考慮瞬時(shí)速度的雷諾方程

在凸輪-挺柱運(yùn)行過程中，卷吸速度變化劇烈，對(duì)廣義雷諾方程進(jìn)行化簡，得到其瞬態(tài)條件下線接觸雷諾方程為

(9)

式中：p為油膜壓力分布(Pa)；h為油膜厚度分布(m)；η為潤滑油黏度(Pa·s)；ρ為潤滑油密度(kg/m3)；u為兩表面的卷吸速度(m/s)。

求解雷諾方程所需邊界條件為

(10)

式中:xin和xout為計(jì)算域的入口坐標(biāo)和出口坐標(biāo)，其取值參考文獻(xiàn)[16]，取xin=-4.5b和xout=1.5b。其中，b為接觸半寬(m)。

1.2.2 考慮瞬時(shí)曲率半徑的膜厚方程

凸輪曲率半徑對(duì)膜厚影響較大，則考慮彈性變形的光滑表面線接觸潤滑膜膜厚方程為

(11)

式中：h0為道森初始膜厚(m)，其計(jì)算公式[17]為

(12)

膜厚方程式(11)中的第3項(xiàng)是彈性變形項(xiàng)。

1.2.3 考慮載荷分配的承載方程

在整個(gè)潤滑膜范圍內(nèi)，將壓力p積分得到的潤滑膜承載量應(yīng)與凸輪-挺柱間單位長度上的接觸載荷相平衡：

(13)

式中：F為公式(4)所定義載荷(N)；B0為凸輪寬度(m)。

1.2.4 考慮壓力的黏度、密度方程

因進(jìn)行潤滑狀態(tài)分析時(shí)，潤滑油黏度和密度與壓力有關(guān)，文中采用Roelands黏度公式[18]與Dowson-Higginson密壓公式[18]，關(guān)系表達(dá)如下：

η=η0exp{(lnη0+9.67)·[-1+(1+5.1×10-9p)z]}

(14)

(15)

2 船用配氣凸輪型線優(yōu)化設(shè)計(jì)

2.1 緩沖段優(yōu)化設(shè)計(jì)

現(xiàn)在配氣凸輪型線緩沖段設(shè)計(jì)主要是采用等加速-等速段及余弦緩沖段等,采用余弦-等速緩沖段，能在提高升程曲線豐滿度的同時(shí)，使挺柱運(yùn)動(dòng)曲線更加光滑，提高氣門的運(yùn)動(dòng)性能，提高平穩(wěn)性減小磨損。余弦-等速段升程曲線為

h(α)=

(16)

式中:α1為余弦段包角(°)；α0為緩沖段包角(°)；λ為余弦函數(shù)的周期大小，λ=π/(2α1)；h1為緩沖段升程(m)；G為余弦段包角系數(shù)，G=α1/α0。

2.2 基本段優(yōu)化設(shè)計(jì)

2.2.1 數(shù)學(xué)模型

基本段曲線方程采用高次五項(xiàng)式形式，因項(xiàng)數(shù)的增加對(duì)特征參數(shù)的影響不大，故不采用較多項(xiàng)數(shù)[19]。升程函數(shù)取以下形式：

hα=h(α)=h1+h2+Ckxk+Clxl+Cmxm+Cnxn

(17)

對(duì)于冪指數(shù)的取值，通過分析可知，具有4個(gè)未知量，為簡化計(jì)算量，?。?/p>

k=2；l=2p；m=2p+q；n=2p+2q

式中:p取3～8之間的實(shí)數(shù)；q取1～8之間的實(shí)數(shù)[5]。

2.2.2 目標(biāo)函數(shù)

選取凸輪豐滿系數(shù)和油膜厚度作為目標(biāo)函數(shù)量進(jìn)行合成，可得目標(biāo)函數(shù)F(x)：

minF(x)=W1·F1(-ξ)+W2·F2(χ)

(18)

式中:W1、W2為第一、第二目標(biāo)函數(shù)權(quán)重；ξ為豐滿系數(shù)表征量；χ為油膜厚度表征量。

(1)第一目標(biāo)函數(shù)——豐滿系數(shù)

凸輪的豐滿系數(shù)影響著配氣機(jī)構(gòu)充氣及排氣性能，應(yīng)使其取得盡可能大的豐滿系數(shù)。凸輪型線的豐滿系數(shù)定義為

(19)

通過對(duì)升程方程推導(dǎo)，得到豐滿系數(shù)的具體表達(dá)式為

(20)

(2)第二目標(biāo)函數(shù)——油膜厚度

最小油膜厚度計(jì)算公式[20]：

(21)

式中:hmin為最小油膜厚度；η0為潤滑油黏度；u為卷吸速度；R為凸輪與挺柱接觸點(diǎn)處曲率半徑。

將卷吸速度公式(2)以及曲率半徑公式(3)代入式(21)可得：

hmin=1.6×10-5·

(22)

(23)

則

(24)

其中γ稱之為潤滑數(shù)，為流體動(dòng)力評(píng)價(jià)系數(shù)。

從式(24)不難判斷，在0≤γ≤0.5區(qū)間內(nèi)，當(dāng)γ=0或0.5時(shí)，hmin=0;在γ>0.5區(qū)間，hmin將隨γ增加急劇增加。若保證運(yùn)行過程中最小油膜厚度較大，則應(yīng)使?jié)櫥瑪?shù)盡可能大，則

(25)

選取凸輪桃尖處為研究對(duì)象，此時(shí)應(yīng)保證油膜厚度最大，即潤滑數(shù)取得最大值，又因?yàn)閷?duì)于高次方凸輪而言，在凸輪桃尖處，h″α一般計(jì)算值為負(fù)值，建立第二目標(biāo)函數(shù)——油膜厚度數(shù)學(xué)模型：

F2(x)=maxγ=minh″α

(26)

選取凸輪桃尖處為主要的研究對(duì)象，且要求在計(jì)算范圍內(nèi)其值取最小值，通過對(duì)公式的推導(dǎo)，可得油膜厚度表征量：

(27)

3 數(shù)值分析方法

圖2為凸輪-挺柱副彈流潤滑數(shù)值分析流程圖。動(dòng)態(tài)接觸分析中，通過建立的單質(zhì)量動(dòng)力學(xué)模型，獲取凸輪-挺柱受力狀態(tài)及接觸情況。獲得接觸區(qū)工況后，進(jìn)行彈流潤滑數(shù)值分析求得凸輪-挺柱潤滑狀態(tài)。彈流潤滑分析時(shí)，需將潤滑方程量綱一化和離散化[16]，進(jìn)行迭代求解時(shí)，x方向和y方向網(wǎng)格數(shù)都為256。進(jìn)行潤滑分析計(jì)算時(shí)，壓力和載荷達(dá)到要求收斂精度10-5時(shí)，認(rèn)為計(jì)算結(jié)束。最終輸出運(yùn)轉(zhuǎn)周期內(nèi)凸輪-挺柱副動(dòng)態(tài)接觸特性、油膜壓力分布及潤滑狀態(tài)情況。

圖2 凸輪-挺柱副彈流潤滑數(shù)值分析流程Fig 2 Flow of elastohydrodynamic lubricationnumerical analysis of cam-tappet

4 計(jì)算結(jié)果分析與討論

4.1 原船用柴油機(jī)凸輪-挺柱副動(dòng)態(tài)接觸分析

表1所示為船用配氣機(jī)構(gòu)凸輪-挺柱副的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)、工況參數(shù)和材料參數(shù)。其中，判斷磨損狀態(tài)主要依據(jù)為凸輪-挺柱間接觸應(yīng)力，若計(jì)算所得應(yīng)力值大于材料所能承受的最大赫茲接觸應(yīng)力，則將會(huì)導(dǎo)致磨損加劇。

表1 船用配氣凸輪-挺柱工況參數(shù)和材料參數(shù)Table 1 Working condition and material parameters of marine valve cam-tappet

以典型工況為算例，經(jīng)過動(dòng)態(tài)接觸分析，獲得如圖3所示凸輪-挺柱運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)加速度和接觸應(yīng)力變化情況?？芍浼铀俣瘸霈F(xiàn)明顯波動(dòng)，導(dǎo)致配氣機(jī)構(gòu)運(yùn)行過程中振動(dòng)噪聲增大，潤滑油膜形成困難，潤滑性能變差；接觸應(yīng)力出現(xiàn)突變，特別是180°處附近，其最大值超過材料許用應(yīng)力值，磨損情況嚴(yán)重。

圖3 原凸輪-挺柱副動(dòng)態(tài)接觸變化情況Fig 3 Dynamic contact change of original cam-tappet

以上問題產(chǎn)生的主要原因是，原始凸輪型線設(shè)計(jì)不合理，導(dǎo)致凸輪-挺柱局部赫茲接觸應(yīng)力超過許用最大應(yīng)力值，且進(jìn)行凸輪加工時(shí)，升程數(shù)據(jù)精度較差，從而存在截?cái)嗾`差，導(dǎo)致動(dòng)力學(xué)性能較差，磨損加劇[21]。針對(duì)上述問題，文中針對(duì)原型線進(jìn)行配氣凸輪型線優(yōu)化設(shè)計(jì)，以赫茲接觸應(yīng)力為首要優(yōu)化目標(biāo)，將其值減小到允許接觸應(yīng)力范圍內(nèi)，并要求其他參數(shù)值在合理變化范圍內(nèi)。

4.2 原船用柴油機(jī)凸輪型線優(yōu)化

船用凸輪機(jī)構(gòu)型線設(shè)計(jì)參數(shù)如下：凸輪基圓半徑R0=32 mm，緩沖段包角α0=20.0°，緩沖段升程h1=0.400 0 mm，余弦段包角系數(shù)G=0.5，基本段半包角αC=61.0°，基本段升程h2=7.800 0 mm。根據(jù)上述凸輪型線設(shè)計(jì)參數(shù)，可得到優(yōu)化后緩沖段和基本段的升程方程表達(dá)式。

緩沖段表達(dá)式為

(28)

基本段表達(dá)式為

h(α)=7.8-10.116 6α2+6.002 6α16-5.082 2α24+

1.396 2α32

(29)

經(jīng)對(duì)凸輪型線優(yōu)化設(shè)計(jì)，凸輪豐滿系數(shù)增大，達(dá)到0.633 0，但其基本結(jié)構(gòu)未改變，利于氣門充氣性能。

經(jīng)動(dòng)態(tài)接觸分析，獲得圖4所示的優(yōu)化后凸輪-挺柱副運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)動(dòng)態(tài)接觸變化情況?？芍?jīng)優(yōu)化后，凸輪曲率半徑較優(yōu)化前增大，特別是桃尖處，利于減小接觸應(yīng)力，延長零件壽命；凸輪-挺柱間載荷增大，卷吸速度得到改善，利于潤滑油膜形成；凸輪-挺柱間接觸應(yīng)力峰值減小90 MPa，低于材料極限接觸應(yīng)力，磨損情況得到改善。

圖4 優(yōu)化后凸輪-挺柱副動(dòng)態(tài)接觸特性變化情況Fig 4 Dynamic contact characteristics ofcam-tappet pair after optimization

4.3 彈流潤滑狀態(tài)分析結(jié)果

4.3.1 潤滑分析結(jié)果驗(yàn)證

對(duì)于凸輪機(jī)構(gòu)潤滑分析，屬于瞬變線接觸彈流潤滑問題。計(jì)算過程中，其動(dòng)力學(xué)參數(shù)，如卷吸速度、載荷等已給出。下面對(duì)潤滑結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證，其中油膜壓力與赫茲應(yīng)力對(duì)比，油膜厚度擬合曲線采用YANG和WEN[22]提出的經(jīng)驗(yàn)公式:

(30)

(31)

式中:hc為中心油膜厚度(m);hmin為最小油膜膜厚(m)。

船用內(nèi)燃機(jī)潤滑油，常溫黏度為0.08 Pa·s，黏壓系數(shù)為2.2×10-8Pa-1，密度為875 kg/m3。潤滑油油膜壓力及厚度在凸輪運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)變化情況，如圖5所示。

從圖5可知，中心油膜壓力數(shù)值解與赫茲接觸應(yīng)力變化規(guī)律是相似的，但動(dòng)力學(xué)參數(shù)發(fā)生突變處數(shù)值解會(huì)產(chǎn)生波動(dòng)。中心及最小膜厚數(shù)值解與經(jīng)驗(yàn)解變化趨勢是相似的，但存在一定誤差。

圖5 船用凸輪-挺柱副油膜壓力及厚度變化情況Fig 5 Pressure and thickness change of auxiliary oil film of marinecam-tappet(a) center pressure of film;(b) centralfilm thickness;(c) minimum film thickness

經(jīng)驗(yàn)證計(jì)算結(jié)果誤差穩(wěn)定在10%以內(nèi)，表明以上潤滑數(shù)值分析結(jié)果與彈流潤滑理論結(jié)果很一致，證明文中基于單質(zhì)量動(dòng)力學(xué)的船用內(nèi)燃機(jī)凸輪-挺柱副彈流潤滑數(shù)值分析方法是可行的。

4.3.2 優(yōu)化前后潤滑狀態(tài)對(duì)比

根據(jù)上述彈流潤滑模型，對(duì)原凸輪-挺柱副和經(jīng)對(duì)凸輪幾何形狀(型線設(shè)計(jì))優(yōu)化后的凸輪-挺柱副進(jìn)行潤滑分析，如圖6所示?？芍?，原凸輪-挺柱副在運(yùn)行過程中，油膜厚度及壓力出現(xiàn)大幅度波動(dòng)，靠近“桃尖”位置處出現(xiàn)零膜厚，且對(duì)應(yīng)油膜壓力較大，潤滑狀態(tài)較為惡劣，易出現(xiàn)磨損問題。而經(jīng)對(duì)凸輪幾何形狀(型線設(shè)計(jì))優(yōu)化后，凸輪-挺柱副潤滑狀態(tài)得到明顯改善，潤滑油膜厚度增大，油膜壓力降低，油膜厚度最大提高1 μm，油膜壓力降低0.6 GPa，特別是“桃尖”位置處，其油膜厚度提升0.15

圖6 優(yōu)化設(shè)計(jì)前后潤滑狀態(tài)對(duì)比Fig 6 Comparison of lubrication state before and afteroptimization (a) comparison of the film thickness;(b) comparison of the film pressure

μm，未出現(xiàn)零膜厚工況，潤滑效果明顯提升，磨損問題發(fā)生概率下降。

4.3.3 凸輪轉(zhuǎn)速對(duì)潤滑狀態(tài)的影響

在不同凸輪轉(zhuǎn)速下，研究了經(jīng)對(duì)凸輪幾何形狀(型線設(shè)計(jì))優(yōu)化后的凸輪-挺柱副的潤滑情況。圖7所示是在不同凸輪轉(zhuǎn)速下，初始接觸載荷為700 N時(shí)，優(yōu)化后船用凸輪-挺柱副在運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)潤滑狀態(tài)變化情況。文中將凸輪轉(zhuǎn)角180°處稱為“桃尖”。由圖7可知，轉(zhuǎn)速每提高8π rad/s(240 r/min)時(shí)，“桃尖”處中心膜厚增大約15%，油膜壓力減小3%，這是由于凸輪-挺柱間卷吸速度增大，增強(qiáng)流體動(dòng)壓效應(yīng)，潤滑油膜厚度增大。凸輪轉(zhuǎn)速變化會(huì)使油膜壓力分布出現(xiàn)明顯波動(dòng)，且轉(zhuǎn)速越大，波動(dòng)越明顯。

圖7 轉(zhuǎn)速變化對(duì)潤滑狀態(tài)的影響Fig 7 Effect of speed change on lubrication state (a)center film thickness;(b) center film pressure

圖8所示為在不同凸輪轉(zhuǎn)速下，船用凸輪受載較大處，即“桃尖”處，在x和y截面方向上潤滑油膜壓力和膜厚分布。可知，隨著轉(zhuǎn)速提高，接觸區(qū)域減小，最小油膜厚度約為0.2 μm，且在出口區(qū)，潤滑油膜出現(xiàn)明顯出口頸縮與壓力二次峰，且轉(zhuǎn)速較大時(shí)，壓力二次峰較小。

圖8 凸輪轉(zhuǎn)動(dòng)方向膜厚和壓力分布Fig 8 Film thickness and pressure distribution in the direction ofcam rotation(a) film thickness；(b) film pressure

4.3.4 接觸載荷對(duì)潤滑狀態(tài)的影響

圖9所示是在不同接觸載荷下，轉(zhuǎn)速為36π rad/s時(shí)，優(yōu)化后船用凸輪-挺柱副運(yùn)動(dòng)周期內(nèi)潤滑狀態(tài)變化情況。可知，接觸載荷每提高300 N時(shí)，“桃尖”處中心膜厚減小約6.0%，油膜壓力增大約15.0%。接觸載荷變化對(duì)中心膜厚影響較小，由于凸輪-挺柱間接觸載荷變大時(shí)，其彈性變形仍較小，凸輪-挺柱間的間隙變化較小，導(dǎo)致油膜厚度沒有明顯變化。

圖9 接觸載荷變化對(duì)潤滑狀態(tài)的影響Fig 9 Effect of contact load change on lubrication state (a) center film thickness;(b) center film pressure

圖10所示為不同接觸載荷下，桃尖處在x和y截面方向上潤滑油膜壓力和膜厚分布。可知，隨著接觸載荷增大，接觸區(qū)域增大，油膜壓力二次峰和中心壓力增大，但膜厚沒有明顯變化。

圖10 凸輪轉(zhuǎn)動(dòng)方向膜厚和壓力分布Fig 10 Film thickness and pressure distribution in the direction of cam rotation(a) film thickness;(b) film pressure

5 結(jié)論

(1)針對(duì)船用配氣凸輪-挺柱的常見磨損問題，建立凸輪-挺柱副動(dòng)態(tài)接觸分析模型，并以典型工況為對(duì)象，獲得原凸輪運(yùn)行周期內(nèi)接觸特性變化情況。結(jié)果表明，原凸輪-挺柱在運(yùn)行過程中，其接觸應(yīng)力峰值超過許用應(yīng)力值，在應(yīng)力較大處會(huì)出現(xiàn)磨損問題，降低疲勞壽命。

(2)建立凸輪型線優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型，對(duì)型線優(yōu)化設(shè)計(jì)方法進(jìn)行改進(jìn)。結(jié)果表明：采用余弦-等速緩沖段及高次多項(xiàng)式基本段進(jìn)行型線設(shè)計(jì)，可增大凸輪豐滿系數(shù)，降低接觸應(yīng)力，減小磨損，有利于提高配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)性能。

(3)基于彈流潤滑理論對(duì)凸輪-挺柱副瞬態(tài)潤滑狀態(tài)進(jìn)行分析，結(jié)果表明，優(yōu)化后的凸輪型線具有較好的潤滑特性，運(yùn)行過程中可保持較穩(wěn)定的油膜潤滑狀態(tài)。探究凸輪轉(zhuǎn)速及接觸載荷影響，結(jié)果表明，較小轉(zhuǎn)速會(huì)使?jié)櫥阅茏儾?，較小接觸載荷利于潤滑油膜形成。