某可变气门正时顶置凸轮轴发动机排气凸轮轴和机械真空泵通过键槽连接在一起，凸轮轴驱动真空泵给制动系统提供真空环境。该发动机在 500 h 台架耐久试验中发现凸轮轴驱动槽从圆角处断裂，如图 1 所示。

 

本文结合仿真、试验等手段对这一失效问题进行排查与解析，并根据排查到的失效原因进行改善仿真及试验验证。经过对真空泵、凸轮轴本身进行排查均未发现问题，经测试发现该发动机凸轮轴转速波动远大于对标发动机，比其它平台发动机也偏大。

 

 

图 1. 凸轮轴键槽断裂失效图片

 

为了进一步确认失效原因，对凸轮轴和真空泵间瞬态冲击工况进行受力分析，并进行强度和疲劳校核。分析结果发现凸轮轴在工作过程中承受的瞬态冲击力和冲击频率都远大于对标发动机，最终强度和疲劳校核结果也不满足要求。进一步进行动力学分析发现链系统和凸轮轴在 200 Hz 附近存在扭转共振，这正是导致凸轮轴转速波动过大原因。所以确认凸轮轴失效原因是在 500 h 瞬态工况中由于凸轮轴和链系统发生扭转共振，链条和凸轮轴将曲轴的 2 阶和 2.5 阶转速波动放大，凸轮轴转速波动过大，进而造成凸轮轴驱动槽受力异常开裂。

 

针对失效原因，有两个优化方案，方案一从问题根源着手，通过增大凸轮轴直径及更换材料提高正时系统共振转速进而避免在中高转速时凸轮轴转速波动过大，减小异常激励源；方案二增大失效键槽处圆角半径及增大凸轮轴驱动槽直径，增强受害件强度，这是为了快速解决及验证问题，满足开发节点，经仿真后表明优化方案二强度及疲劳均满足要求。因为第一个优化方案周期较长，所以优先采用第二个方案进行验证。目前第二个优化方案经台架试验验证已通过 500 h 耐久试验，证明优化方案二是可行的，方案一待验证中。

 

2 原因初步分析

2.1 零件问题排查

首先对和凸轮轴有直接联系的零部件及系统进行问题排查。对凸轮轴键槽和真空泵进行了材料和尺寸公差检测，未发现材料缺陷和尺寸超差问题。检查从该发动机拆下来的真空泵未发现明显卡滞现象，且在台架试验中机械真空泵处于未带载状态，也可排除是由于真空泵状态异常导致凸轮轴键槽阻力矩偏大，受力异常从而导致断裂。如图 2 所示为 500 h 耐久试验实测两个机型排气凸轮轴转速波动-时间历程曲线，从图中可看出失效发动机凸轮轴转速波动大致趋势是在低转速转速波动较正常，中高转速波动量迅速增大，在 2500 rpm 其波动量达到 250 rpm 左右。而同平台另外一款发动机转速波动量在低速时和失效发动机相当，在中高转速时波动量反而变小，2500 rpm 时波动量仅为 50 rpm 左右。所以，据此我们猜测，凸轮轴键槽和真空泵是间隙配合，发动机中高转速时凸轮轴转速波动量大会导致凸轮轴键槽和真空泵间速度不同步，从而键槽会受到真空泵施加的瞬态冲击力，这可能是导致键槽开裂的重要原因。另外，由于该发动机是在 500 h 耐久试验中失效的，而该试验中会有大量的瞬态工况，这也会进一步加大凸轮轴键槽和真空泵间的瞬态冲击力。

 

 

图 2. 500 h 耐久试验凸轮轴转速波动-时间曲线

 

2.2 瞬态动力学分析

为了得到凸轮轴驱动键槽和机械真空泵连接键间的瞬态冲击力，利用动力学软件 Adams 对凸轮轴和真空泵进行建模，建模时需考虑凸轮轴和真空泵的实际间隙。将图 2 所示两个发动机凸轮轴转速作为输入，分别计算出两个发动机在 0.1 s 内凸轮轴驱动槽和真空泵连接键间的瞬态冲击力，如图 3 所示?？梢钥闯龈檬Х⒍孤种崴蔡寤髁Ψ逯岛推德识荚洞笥谕教ǚ⒍?/span>

 

失效发动机凸轮轴在 0.1 s 内受到的冲击次数为 40 次，最大冲击力约为 500~600 N；同平台发动机 0.1 s 受到的冲击次数为 8 次，最大冲击力约为 50 N。

 

 

图 3. 不同发动机凸轮轴键槽-真空泵冲击力对比

 

2.3 凸轮轴驱动键槽强度仿真

截取凸轮轴驱动槽附近一小段及真空泵连接键进行有限元建模，如图 4 所示，因为凸轮轴失效部位是在圆角处（红圈），故对这块区域网格单独进行细化。

 

 

图 4. 凸轮轴键槽-真空泵有限元模型

 

如图 5 所示，在试验中我们发现凸轮轴键槽边缘有崩坏缺口（图 5a 红框处）且接触平面靠近外表面区域有明显压溃磨平痕迹（图 5b 红框处）， 所以可推测凸轮轴驱动槽和真空泵连接键在实际工作中的接触接近但未完全达到图 5c 所示边缘接触状态。

 

a)凸轮轴键槽边缘试后缺损 b) 键槽接触平面磨损压溃痕迹 c) 驱动槽-连接键接触状态示意图

图 5. 凸轮轴试后磨损痕迹及接触状态示意

 

将图 3 中计算得到的瞬态冲击力作为载荷，约束凸轮轴除轴向旋转自由度外的其它自由度，使用非线性有限元软件 Abaqus计算出凸轮轴键槽圆角处应力如图 6 所示。圆角处最大应力达到 522 MPa，凸轮轴材料为 HT250，抗拉极限 250 MPa，圆角处应力已经远超过其抗拉极限。因为计算时假设凸轮轴和真空泵接触状态处于图 5c 所示极限线接触状态，这比实际接触情况更恶劣，从磨损情况看实际应该是一个接触面较小的面接触状态，应力计算结果总体上是偏大的，但从图 6 可看出通过这种方法计算出来的应力最大位置（图 6a）和实际失效位置（图 6b）是非常吻合的，这里圆角处应力计算结果更多是做方案间定性对比以及为失效原因排查提供参考。

 

 

a)凸轮轴失效方案键槽边缘圆角处应力计算结果 b) 键槽边缘圆角处开裂照片

图 6. 凸轮轴键槽圆角最大主应力

 

综合上面零部件排查和仿真分析结果，初步可以认定排气凸轮轴中高转速时波动过大，真空泵和凸轮轴间会产生高频且较大的瞬态冲击力，在冲击力的持续作用下，凸轮轴驱动槽最薄弱圆角处萌生裂纹，进而扩展导致开裂失效。

 

2.4 凸轮轴转速波动过大原因解析

2.4.1 链系动力学试验结果对比

链系统负责曲轴和凸轮轴间的传动，其动力学特性直接影响到凸轮轴。通过检查链系统动力学试验结果并和其它发动机进行对比，如图 7 所示，发现失效发动机链系统柱塞位移量在中高转速时明显增大，5000 rpm 附近达到 1.5 mm 左右；对标发动机则趋势相反，低速时柱塞位移量和失效发动机相当，中高转速时柱塞位移量反而变小，5000 rpm 附近位移量只有 0.7 mm 左右。这和图 2 所示两个发动机凸轮轴转速波动量变化趋势完全一致，所以怀疑凸轮轴转速波动过大和链系统及曲轴转速波动存在关联。

 

 

图 7. 链系统动态试验柱塞位移量对比

 

2.4.2 曲轴转速波动试验结果检查

为了得到曲轴转速波动结果，在发动机台架上测试出各转速下曲轴转速波动情况见图 8?？梢钥闯鏊孀欧⒍偕撸嶙俨ǘ斜浯笄魇?，但其在中高转速增大趋势并不如链系统柱塞位移量和凸轮轴转速波动那么明显。

 

 

图 8. 各转速下曲轴转速波动实测数据

 

2.4.3 凸轮轴及链系动力学仿真

将图 8 所示的实测曲轴转速作为输入，通过 EXCITE TIMING DRIVE 动力学软件建立包括曲轴系、链系、阀系及凸轮轴附件（进气凸轮轴尾端所驱动的高压燃油泵及排气凸轮轴尾端驱动的真空泵）在内的仿真模型，可以得到凸轮轴各转速的转速波动仿真数据。将 5200 转时凸轮轴转速波动仿真和图 2 所示试验数据进行对比如图 9 所示，可以看出虽然仿真转速波动幅值要大于实测值，但两者相位吻合得较好，可用该模型来定性分析凸轮轴转速波动大原因。

 

 

图 9. 5200 rpm 凸轮轴转速波动仿真及试验数据对比

 

 

图 10. 凸轮轴转速波动阶次分析

 

如图 10 所示，通过对凸轮轴转速波动（在这里用凸轮轴扭转角进行等效替代）进行阶次分析，发现该系统在 6000 rpm、3000 rpm、2000 rpm 存在二阶共振，在 4800 rpm 存在 2.5 阶共振，其中 2 阶和 2.5 阶扭转角在中低转速时较小，从 3500 rpm 以后迅速增大，这和之前图 2 所示凸轮轴转速波动以及图 7 所示链条柱塞位移量波动趋势非常吻合。

 

综上，基本可以确定凸轮轴在中高转速波动大的原因是曲轴转速波动经过链系统传递到凸轮轴，在中高转速时，由于整个链系和阀系共振将曲轴 2 阶和 2.5 阶转速波动放大导致凸轮轴转速波动很大，最终导致凸轮轴驱动槽受到真空泵连接键异常瞬态冲击力失效断裂。

 

3 失效改进

3.1 链条动态特性优化仿真

考虑到凸轮轴失效的根源是链系及阀系共振将曲轴转速波动放大，而影响链系统共振的主要因素是链系统刚度和转动惯量。通过调节张紧器参数来研究其对凸轮轴转速波动影响，如图 11 所示，通过调节链条张紧器参数对凸轮轴转速波动没有明显影响。

 

 

图 11. 链条张紧器参数对凸轮轴转速波动影响

 

另外，通过调整凸轮轴转动惯量，得到不同凸轮轴转动惯量下凸轮轴转速波动量变化如图 12 所示，可以看到凸轮轴转动惯量增大时凸轮轴转速波动峰值转速向低速转移，说明凸轮轴转动惯量对整个正时系统共振频率影响非常明显。

 

 

图 12. 凸轮轴转动惯量对转速波动影响

 

从上面仿真分析可知，凸轮轴本身参数对转速波动影响很明显，所以根据发动机开发边界，优化方案一是考虑将凸轮轴材料由 HT250 升级为 QT700，并且加大凸轮轴中段轴径，提高其扭转刚度，从而提高整个链系和阀系的共振频率，避开发动机点火激励频率，降低凸轮轴转速波动。

 

3.2 凸轮轴驱动槽优化仿真

针对凸轮轴圆角处因为应力过大导致开裂失效，最直接的改进措施是加大圆角半径以及驱动槽处轴径，将圆角半径由 R1 增大到 R2，轴径从 23 mm 增大到 26 mm，增强受害件强度。如图 13 所示，经重新校核后驱动槽圆角处最大主应力由 522 MPa 降低到 227 MPa，未超过材料抗拉极限，应力最大处疲劳安全系数达到 1.33，考虑到计算结果应力会偏大，实际上安全余量会更大，所以此优化方案是可行的。

 

 

图 13. 凸轮轴驱动槽轴径和圆角半径加大后最大主应力结果

 

4 试验验证及总结

因为 3.1 节所述优化方案一升级材料试制周期较长，所以优先试制 3.2 节所述优化方案二进行了台架 500 h 试验验证，目前该耐久试验已经完成，试后经拆机检查凸轮轴未再发生失效，证明优化方案二是可行的。另外，优化方案一试制样件也已经到货，准备进行试验验证。

 

在后续的其它发动机开发过程中，应进行包括曲轴系、链系以及阀系在内的系统性动力学分析及优化，使整个系统的共振转速避开发动机激励频率，从而避免后续出现相关 NVH 及可靠性问题。主要从以下几个方向进行优化：

 

1）从激励源上进行优化，优化曲轴系扭转模态及 TVD 频率，减小曲轴转速波动；

2）从传递路径进行优化，优化链条刚度阻尼及布置形式，避免链条本身振动过大；

3）从阀系进行优化，包括减小凸轮轴及其驱动件转动惯量或者增大凸轮轴扭转刚度。

 

资料来源：达索官方