商用車空壓機容積流量衰減分析與改進

柳 帥, 王學雙, 周威力, 李櫻梅, 劉澤宇

(1.一汽解放汽車有限公司 商用車開發院, 長春 130011;2.瑞立美聯制動技術(廊坊)有限公司, 河北 廊坊 065099)

商用車氣壓制動系統中,空氣壓縮機(以下簡稱空壓機)作為行車制動系統唯一的供能裝置,其可靠性至關重要。工作中,一方面空壓機與發動機共用潤滑、冷卻、進氣系統和驅動機構,降低了空壓機的維修性;另一方面空壓機排氣過程會產生高溫高壓氣體,工況惡劣且極易產生積碳、竄油等故障,造成空壓機容積流量和效率等性能指標下降,從而影響到了空壓機的可靠性。為保證其可靠性,本文對空壓機容積流量的衰減進行分析與改進。

1 空壓機結構特點

結構布置上,空壓機雖然屬于發動機附件之一,但在功用上屬于制動系統的供能裝置。因此,在匹配設計中,空壓機的容積流量應與整車制動系統的儲能裝置容積相適應,以滿足相關要求[1]。能量上,空壓機從發動機上獲得輸入軸功率,用于壓縮空氣做功和摩擦功耗散。其中,空氣壓縮功是主要部分,摩擦功主要由空壓機的機械摩擦副產生。如果空壓機有后輸出裝置,還將帶動后負載做功。多種影響因素如圖1所示。

圖1 空壓機做功耗散分類

如圖1所示,壓縮功不僅與結構有關,還與性能特性有關。閥片開啟特性和壓縮腔動態密封性受設計和使用的雙重影響,當積碳和隨氣排油量增加時,會導致進排氣閥片的動作延遲,而過度的磨損則會降低壓縮腔的動態密封性,進而導致進氣效率和排氣效率降低。宏觀上表現為空壓機容積流量衰減和泵氣時間延長。對于摩擦功而言,在使用壽命內,摩擦副的配合間隙隨磨損量增加,并不會顯著降低壓縮腔內的動態密封性,理論上并不會影響空壓機的泵氣能力,但會導致摩擦耗散功和排氣溫度的增加,從而造成輸入功率增加和發動機油耗升高。

因此,針對空壓機容積流量衰減問題,在設計時應從壓縮功相關的性能因素進行分析,主要涉及閥座板總成和活塞環組件。

2 測量與分析

某空壓機完成1 000 h強化耐久試驗后,復測其性能參數,發現空壓機的容積流量和容積效率分別衰減了11.7%和12.3%,衰減量偏大,超過QC/T 29078第5.9條規定的6%限值[2]。為分析原因,對空壓機進行拆解測量。

2.1 活塞、連桿、曲軸組件

空壓機與發動機具有相似的活塞、曲軸、連桿結構,但由于空壓機屬于被動驅動,故不存在點燃或壓燃沖程,其壓縮腔的壓力和溫度遠低于發動機,活塞環的使用工況較好。在實際應用中,空壓機的活塞環與活塞壓縮腔的缸壁共同構成摩擦副,實現動態密封,以保證壓縮腔與曲軸箱之間的密封性。當活塞環出現異常磨損時,會導致活塞腔缸壁表面劃傷和缸徑磨損量異常。表1為完成強化耐久試驗后,拆解測量空壓機主要摩擦副的尺寸值。

表1 空壓機拆解測量尺寸 mm

空壓機缸徑和活塞連桿曲軸組件的關鍵摩擦副在完成耐久試驗后,經以上測量可知其磨損量均未超過允許范圍,說明空壓機活塞與缸壁之間無異常磨損導致的容積流量和效率下降的情況,與文獻中對失效部件的統計結果一致[3]。

2.2 閥座板總成

2.2.1 閥座板總成工作機理

空壓機閥座板總成安裝于空壓機缸蓋和缸體之間,由進氣閥片、排氣閥片和閥座板3部分組成,閥座板上留有進氣孔、排氣孔和卸荷孔,可實現進氣、排氣、卸荷功能。

空壓機在使用過程中,分別在工作狀態和卸荷狀態之間交替切換。工作狀態下,發動機進氣道內的空氣,先從缸蓋進氣腔經由進氣閥片流入缸體內的壓縮腔,被活塞壓縮后,從排氣閥片流入缸蓋排氣腔,完成泵氣狀態的壓縮動作。該過程中,位于閥座板上方的卸荷裝置,在其內部彈簧的作用下,將零件導柱的底部與閥座板卸荷孔上表面壓靠在一起,實現端面的靜密封,確保壓縮腔內的氣體無法經卸荷孔竄入缸蓋進氣腔。因此,當二者端面出現缺陷(如輪廓度異常)時,會降低密封效果,導致容積流量和效率下降。當制動系統的儲能裝置達到廠定的卸荷壓力時[4],空氣處理單元內的卸荷閥開啟,并產生卸荷控制壓力,缸蓋的卸荷裝置在該壓力的作用下上移,使零件導柱的底部與閥座板卸荷孔上表面分離。此時,壓縮腔與進氣腔經卸荷孔連通,空壓機由工作狀態切換為卸荷狀態。在駕駛員制動過程中,當系統的壓力降低到關閉壓力以下時,卸荷控制壓力也隨之消失,卸荷裝置的底部與閥座板卸荷孔上表面壓靠在一起,重新切換為工作狀態,依次交替循環。

2.2.2 閥座板的測量

為進一步查找原因,對耐久后的閥座板總成進行拆解和測量,發現閥座板上表面、位于卸荷孔附近的導柱端面密封區域,存在表面輪廓度凹陷缺陷,如圖2所示。因此,確定表面輪廓度缺陷是導致空壓機壓縮腔工作狀態密封不嚴、容積流量下降的直接原因。

經過對比性能和耐久試驗差異性,在耐久試驗中,為模擬用戶在實際使用工況下邊充氣邊耗氣的工作特點,試驗條件一般要求空壓機每隔1～3min就需在工作狀態和卸荷狀態之間進行一次切換,在切換的同時調節空壓機背壓。因此,空壓機每次切換時,卸荷裝置都會對閥座板卸荷孔的上表面進行“拍擊”。若閥座板表面的設計強度不足,則會發生塑性變形,進而產生上述輪廓度異常現象并影響空壓機工作狀態密封性。為此,有必要對閥座板的抗沖擊強度進行校核。

2.2.3 閥座板沖擊強度的計算

空壓機工作狀態下,導柱在彈簧壓縮力作用下被壓靠在閥座板的卸荷孔上,導柱底部與卸荷孔上表面形成端面密封結構,如圖3所示。

在空壓機壓縮過程中,為防止空氣經卸荷孔竄入進氣腔,需保證導柱底部與卸荷孔上表面具有足夠的密封性,這就需要較大彈簧力,但過大的彈簧力在卸荷裝置從卸荷狀態向工作狀態切換時,會使導柱對閥座板卸荷孔表面的密封區域產生較大的沖擊載荷。設計時應首先保證該沖擊載荷產生的動應力小于材料的許用應力,否則將出現塑形變形,導致端面密封不嚴。

圖3 卸荷裝置結構圖

為了能夠有效確定卸荷狀態切換時的閥座板表面動應力,需要對該結構進行受力分析。導柱在卸荷和工作狀態切換時,主要受回位彈簧力和重力作用,二者方向相同,在二者合力作用下,對閥座板的表面產生沖擊載荷,根據能量法原理,相應的能量關系如下：

ΔT+ΔV=ΔUd

(1)

式中：ΔT為卸荷狀態下的導柱初始動能,由于卸荷狀態下,導柱受空氣處理單元的卸荷控制壓力作用,被抬起后處于靜止狀態,因此,其初始動能ΔT=0;ΔV為導柱勢能變化量,包含重力勢能部分G(h+Δd)和彈性勢能部分k(Δup+Δdown),導柱從卸荷狀態切換到工作狀態過程中,從頂部下落到閥座板表面,產生“拍擊”動作。導柱在整個下落過程中,ΔV包括重力勢能和回位彈簧的彈性勢能兩部分;ΔUd為閥座板上表面的微觀彈性變形能的增加量。即：

(2)

式中：G為柱塞、導柱和回位彈簧總重,G=0.903 N;h為導柱下移的位移,h=Δdown-Δup;k為回位彈簧剛度,k=14.5 N/mm;Δd為沖擊過程的動變形;Δst為靜止時的靜變形;Δup和Δdown分別為導柱在卸荷狀態和工作狀態時回位彈簧對應的壓縮量,Δup=21.5 mm,Δdown=26.46 mm;Fd為沖擊載荷。

將方程組(2)代入式(1)得：

(3)

求解動變形Δd：

(4)

對式(4)左右同時除以Δst得：

(5)

式中：Kd為動荷系數,工作狀態下,閥座板上表面的動應力為σd：

σd=Kdσst

(6)

式中：σst=(G+kΔdown)/S0為閥座板上表面的靜應力;S0為導柱與閥座板之間的端面密封的接觸面積,S0=170.4 mm2。

經計算,σd=432.2 MPa,小于材料標準許用應力[5]的460 MPa。該閥座板所采用的7075-T6材料,其表面強度能夠抵抗卸荷裝置的沖擊載荷所帶來的塑形變形。

2.3 容積流量衰減分析

理論研究表明[6-7],7075系列高強度鋁合金加熱狀態下的成型性能,在250 ℃以下,伸長率隨溫度升高而增加。當溫度達到250～260 ℃時,材料的伸長率和抗拉強度均顯著下降。由此分析在250～260 ℃時,由于7075鋁合金的析出物消除了T6熱處理效果,導致熱處理效果衰退,甚至消失,并引起力學性能顯著變化。

實際測量發現,空壓機耐久前后的最高排氣溫度僅為210.1 ℃,滿足試驗標準[2]要求的小于220 ℃限值且未超過材料研究中建議的250 ℃特征溫度[6-7],但在完成1 000 h強化耐久臺架試驗后,復測其容積流量和容積效率,分別衰減了11.7%和12.3%,超過試驗標準要求的6%的限值。

由于閥座板總成采用7075-T6板材冷沖壓工藝,按2.2.3中的方法計算得到的強度計算值,加工過程中無熱衰減現象,這與耐久前的性能試驗中,容積流量測量值滿足圖紙設計要求的情況相一致。基于上述分析,可推斷輪廓度異常是在耐久試驗過程中產生的。因此,為進一步分析耐久試驗對輪廓度異常的產生機理,測量閥座板不同功能區域的硬度并進行金相組織分析,且在不同區域分別測量3個點的硬度值,以確保測量結果的普遍性,測量結果如表2和圖4所示。

表2 表面硬度值 HBW

對比表2中的閥座板不同位置的硬度值發現：①閥座板表面的進氣腔、卸荷孔和排氣腔附近的硬度值依次降低;②不同部位的硬度降低趨勢與對應區域工作溫度變化趨勢成反比。

(c) 排氣腔區域

對比圖4中的閥座板表面不同區域的金相組織發現,工作溫度雖未達到250 ℃的特征溫度,但空壓機經過1 000 h的連續、長時間耐久運行,導致閥座板各功能區域伴隨有不同程度的組織擴散傾向。這種內部組織的細微變化程度,主要是閥座板表面不同區域的溫度差異性引起的。

1) 鋁合金閥座板表面的高溫環境,是引起其金相組織發生擴散現象的主因。當微觀組織發生變化后,材料的表面硬度和耐磨性逐步下降;且隨著進氣腔區、卸荷孔附近和排氣腔區域工作溫度的不斷升高,擴散現象越嚴重,硬度降低也越明顯。

2) 空壓機在工作/卸荷狀態切換過程中,閥座板表面的卸荷孔附近區域受到導柱的反復沖擊作用,硬度降低后表面磨損加劇。測量上表現為產生局部的輪廓度缺陷,最終導致導柱和閥座板密封不嚴。在空壓機泵氣過程中,高壓氣體經卸荷孔竄入缸蓋的進氣腔內,造成實際容積流量和容積效率下降。

3 臺架試驗驗證

為驗證和對比上述原因,采用HT250作為對比的替代材料,其抗壓強度比抗拉強度高4～5倍[8],可保證約1 000 MPa的抗壓強度和HB190-HB240的表面硬度;更重要的是,鑄鐵材料的力學性能受空壓機的工作溫度影響遠小于鋁合金材料。故可有效抵抗柱塞導柱在高溫下的沖擊變形。

為進一步驗證上述分析,對同一款空壓機總成,分別采用HT250和7075-T6材料,加工制成閥座板后進行對比測試。測試前,先對空壓機總成進行性能試驗,然后以50%負荷率,在1 MPa的工作壓力下,分別對其進行1 000 h的耐久強化試驗。

耐久結束后,復測空壓機容積流量和容積效率并計算其衰減率。空壓機試驗照片如圖5所示,強化耐久前后的數值見表3。

圖5 空壓機臺架試驗

表3 空壓機強化耐久前后測量結果

從表3可知,采用7075-T6材料閥座板的空壓機,在完成耐久試驗后,容積流量和容積效率的衰減率分別為11.7%和12.3%;采用HT250材料閥座板的空壓機,在完成耐久試驗后,容積流量和容積效率的衰減率均約為5.26%。二者對空壓機的可靠性影響顯著。

4 結束語

針對空壓機強化耐久試驗后,容積流量等參數的異常衰減現象,推導出一種可用于估算閥座板卸荷沖擊強度的許用應力計算方法,并結合閥座板表面輪廓度、硬度和金相組織分析等測量結果,確定了引起容積流量異常衰減失效的根本原因。最后,改進總成結構,并對改進效果進行臺架試驗驗證,對產品設計和優化具有積極的借鑒意義。