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双螺杆式气门校正机的结构特点与应用
查看次数:643   更新时间:2009/10/22 16:57:40
汽车和各种内燃机的进气门排气门由棒料经锻压成形,有的还需经热处理强化,之后经过校正使其有足够的加工余量才进入后续的机械加工。中等尺寸如Φ10mm杆径的气门校正后要求其杆部全长径向跳动≤0.15mm,而其端面跳动亦要求≤0.15mm。人工校正劳动强度大效率低,近年来采用机械校正取得了可喜的成效。本文主要讨论螺杆式气门校正机,以后还将介绍搓板式气门校直机、三辊式气门校正机、三螺杆式气门校正机和双曲线形压辊式气门棒料校正机。

图1双螺杆式气门校直机结构示意图

二、双螺杆式气门校正机机械结构简介

这种气门校正机的结构与径向进给式双滚丝轮滚丝机相似[1],其主要部件为一对由中间齿轮联系的单头螺杆滚轮如图1所示。滚轮外径D=2R=200mm,长L=200mm,螺距28mm,齿形为Tr200×28,安装时使两螺杆齿部相互错开,机床主电机经皮带轮装置减速传动再经齿轮箱减速而使主螺杆获得转动。主螺杆支承在机床床身的一对轴承间,而其后伸出端装有主动齿轮。副螺杆支承在液压滑台的一对轴承间,其后伸出端装有一个与主动齿轮完全相同的从动齿轮,它经中间齿轮从主动齿轮处获得与主螺杆同向同量的转速。两螺杆轴线在图1所示y向相平行且处在同一水平面(主平面)。

气门杆部由支承托板(后面称支片)支承,而安装在螺杆前方的定位架限制气门向后移动。气门轴线低于主平面,其差距称气门中心降低量常数Δ=0.5~0.8mm。支片顶平面与主平面的距离H=r+Δ,r为气门杆半径。

工作时液压滑台由机床系统的油缸带动连同其上的副螺杆(如图1a示)作正X向进给运动,并将已放在支片上的待校正气门的杆部夹持在主副螺杆及支片间。因摩擦力气门杆由主副螺杆带动而转动并被校直。液压滑台作负X向退出运动后便可取出已校气门,换上待校气门而进行下一轮校直工作。限位结构限制液压滑台的进退极限位置,按经验主副螺杆靠得最近亦即气门杆被夹持得最紧的距离Δ1=2r-Δ1°,而Δ1°=0.10~0.15mm,相当于一个过盈配合量。

三、气门杆校直原理及受力分析

1.气门杆校直原理

可以用材料力学中的简支梁模型[2]说明气门杆在校正中由曲变直的因由。为简单起见设气门杆轴线和两螺杆轴线平行且在主平面上,如图2a所示。液压滑台进给时其液压压力使气门杆夹紧在两螺杆间而处于平衡状态。主螺杆A和副螺杆B对气门杆的作用力FA和FB方向相反而大小相等且等于滑台压力F0即FA=FB=F0,也可写成FAX=FBX=F0。FAX是螺杆A与气门杆切线接触各齿顶A1、A2、A3…对气门杆作用力FA1X、FA2X、FA3X…之和即FAX=FA1X+FA2X+FA3X…,同样FBX=FB1X+FB2X+FB3X…,见图1b。图中气门杆径夸大了,而螺杆直径缩小了,且仅画出三齿。设校正某瞬间气门杆A1A2段的弯向B2,如图2b所示,可以认为梁A1A2简支承在螺杆A两相邻齿顶A1和A2之间,而支承力为FA1X和FA2X,而螺杆B齿顶B2的作用力FB2X使梁A1A2产生反向塑性变形而被校直。类似地若气门杆B2B3段弯向A2,则在主螺杆A2齿校正压力FA2X作用下支承在副螺杆B2和B3齿间而支承力为FB1X和FB2X的梁B2B3也产生反向塑性变形而变直。气门杆在连续校直转动中各部分被校直的效果累积使气门杆径向跳动逐渐减小,且最终≤0.15mm而合格。

图2气门杆校直分析

2.气门杆受力分析

实际上为了使气门在校正转动时不向上窜出,气门轴线要低于两螺杆轴线平面即主平面,此降低量即气门中心降低量常数Δ。这样液压滑台进给时待校气门杆部被夹持在两螺杆A和B及支片C三零件之间,如图1a及图3所示。A、B、C三零件在与气门杆接触切线上对气门杆的作用力分别为FA、FB、FC,作用力方向由切点A、B、C指向轴心Q。当两螺杆转动时,压力FA和FB造成的摩擦力使气门杆发生被动的校直转动。然而在转动的任一瞬间上三力是平衡的,否则气门杆会发生平行Y轴的平移运动但事实并不如此。设FA、FB与X轴交角为θ,而sinθ=Δ/(R+r),见图1a,因X向各分力FAX和FBX之和为0,故FAX=FBX且两力方向相反。由于气门杆轴线低于两螺杆轴线平面仅为Δ=0.5~0.8mm,两螺杆半径R比Δ大得多,因此FAX和FBX近似等于滑台压力且实际上就是前面提到的气门校正力。又因铅垂方向即Z向各分力FAZ、FBZ及FC平衡,得FC=FAZ+FBZ=2FBZ=2FBXtanθ。从上述分析可知,液压滑台进给力F0越大,则两螺杆对气门的校正压力FAX和FBX越大,而支片对气门杆的压力FC也越大。

图3气门受力分析

四、工艺参数讨论

1.气门中心降低量常数Δ

当气门杆轴线处在两螺杆轴线平面时Δ=0,而sinθ=Δ/(R+r),故θ=0,则主副螺杆对气门杆在上下方向的约束力FAZ=FBZ=FB.sinθ=0。当气门杆轴线高于两螺杆轴线平面时,Δ<0,则FAZ=FBZ<0,两螺杆对气门的“约束力”向上使气门杆向上窜动而不能正常工作。事实上由于有相当数量待校气门杆部径向跳动>0.50mm,甚至超过1mm,即使取Δ>0但不够大时,有可能气门在校正转动某瞬间其弯曲的中心轴线有相当部分高于两螺杆轴线平面,即此部分Δ<0,气门便可能向上窜出。因此为使校正时气门不向上窜出,应有一个足够的气门中心降低量Δ,对杆径7~15mm的气门,按经验取Δ=0.5~0.8mm,气门杆径越大Δ值越大。Δ值也不能选取太大,否则会使螺杆的校正力FAX=FBZ=FBcosθ因cosθ=[1-Δ2/(R+r)21/2的减小而减小,且使支片对气门杆压力FC=2FBsinθ增大,可能造成支片的硬质合金镶块对其上作校直转动的气门杆摩擦力增大导致气门杆被刮出螺旋线状伤痕使加工余量不足而报废。

支片顶平面与两螺杆轴线平面距离H=r+Δ,在校正不同杆径r的气门时所需的H值可以用图1c中支片与床身上的斜块的斜面结构来获得。

2.两螺杆最近工作距离Δ1

校正工作前将直径2r=Δ1气门标样放在支片上并夹在两螺杆间以调整液压滑台进级极限位置,使校正时两螺杆靠得最近的距离亦即气门杆被压得最紧的距离为Δ1,而Δ1=2r-Δ10,取Δ10=0.15~0.10mm。Δ1即为图1a中的EF,应用此图时假设尚未放上气门,图中0Q为气门中心降低量常数Δ=0.5~0.8mm,从图中几何关系:QOA=QOB=[QO2+(OF+FOB)2]1/2=[Δ2+(R+Δ1/2)21/2=[Δ2+(R+r-Δ10/2)2]1/2,取螺杆半径R=100mm而气门杆半径r=5mm,又取Δ=0.8或0.5mm,Δ10=0.10或0.15mm得QOB的最大到最小值范围为104.95~104.93mm,而螺杆与气门杆不受外力作用而相切接触的“自由”距离为R+r=105mm,两者相差0.05~0.07mm。意味着在足够的液压滑台进给压力下气门杆在两螺杆和支片间处于过盈配合状态,这样的过盈一方面使校正时有足够的摩擦力使气门杆被两螺杆带动而转动,更重要的是校正时使气门杆弯曲部分向反方向发生“矫枉过正”的变形以弥补变形后的回弹。很明显Δ1不能过小而使过盈太大,但也不能过大而过盈不足甚至出现间隙配合而使气门杆不能被校正。对适用于Φ7~15mm气门杆径的校正机而言,推荐Δ10=0.15~0.10mm,而两螺杆最近距离Δ1=2r-Δ10

3.液压系统给定的工作压力P

经机床液压系统压力阀调定使齿轮泵以压力P驱动液压滑台进给,驱动油缸活塞工作面积S,其进给力F0=P.S。油压P越大进给力F0越大,而FAX=FBX≈F0即校正力越大,校正效率越高,所需时间越少。然而支片对气门杆的压力FC≈2F0tanθ=2PStanθ也随P增大而增大,支片对气门杆的摩擦力及可能造成的损伤也增大。在机床使用初期经验不足,取P=450~500 N/cm2,由于压力过大,一批校直气门杆的表面产生螺旋线状划伤,使加工余量不足而报废,支片的硬质合金块也被磨损并有小块断裂脱落。在校正时气门对螺杆和液压滑台也有相应的反作用,当P适当时,液压滑台因气门杆最大径向跳动处于铅垂面或水平面稍微向前运动或向后“退让”,“退让”使支片对气门杆的摩擦力和损伤降低。当然P也不能太小,否则气门校正时间很长甚至不能校正。我们所用的黄矫嫔晕⑾蚯霸硕?蛳蚝蟆皍p>2时,被校气门外观较好,损伤深度在0.10mm以内,有足够的加工余量,在P=250 N/cm2时,每支气门校正时间约2~3s,8h校直约8000支气门。

4.螺杆锥度结构作用分析

两螺杆外圆柱有微小的锥度,在图1b中螺杆在前方即近气门盘处的直径D1要比螺杆在后方即近气门杆尾部的直径D2大0.06~0.10mm。这样两螺杆在近气门杆尾部的最近距离或最小间隙Δ2要比它们在近气门盘部的最近距离或最小间隙Δ1大0.06~0.10mm。这样的“锥度结构”设计使得校正时气门在转动同时还有向内即负Y向移动的趋势,但由于定位架的限制使气门在Y轴方向保持一个相对稳定的位置。否则由于气门的前后窜动而使气门杆端面一段受到严重的损伤。

在气门校直分析时,设气门杆A1A2段夹持在主副螺杆齿顶A1、A2和B2之间,而作用力为FA1、FA2和FB2,如图2b示。现考察锥度结构的影响见图4,由于两螺杆间的间隙有微小的锥度使得气门杆因弹性变形而有相应的微小锥度(图4中锥度夸大了),因此垂直于气门杆外锥面的作用力FA1、FA2和FB2便可分解成平行于X向和Y向的分力。其中X向分力FA1X、FA2X和FB2X是气门由弯变直的校正力,而Y向分力FA1Y、FA2Y和FB1Y则全部指向负Y向而使气门杆在转动校正同时有向内移动的趋势,气门杆和盘部交接部的定位架限制了气门杆负Y向的移动而使气门在Y轴处于一个相对稳定的位置。

图4气门杆向后移动力分析

假若没有这个刻意造成的“锥度结构”,由于机械加工不可避免的偏差,可能螺杆有些齿面对气门杆产生正Y向作用分力而另一些齿面造成负Y向分力且在校正转动各瞬间不断变化。这样,气门杆校正转动同时便会前后窜动。由于气门杆长度总是小于螺杆长度,因此气门杆尾部一段时而与螺杆齿顶接触时而“悬空”,加之气门尾部或多或少有弯曲,它在前后窜动时自然会发生与螺杆齿顶齿侧及支片硬质合金镶块的“碰撞”而“两败俱伤”。由于螺杆由Cr12MoV钢制成,硬度HRC60,这远高于气门杆约HRC30~42的硬度,因此气门杆尾部一段会产生严重的损伤,两螺杆也会磨损。在螺杆机加工整修后重新安装时要注意将两螺杆大直径端放在前方而不是后方或“一前一后”安装。

五、批量生产试验与小结

该机床已正常投入生产,投产初期曾进行2300支杆径Φ9.7mm40Cr钢制且已淬硬HRC30~37的进气门的批量生产试验,取液压力P=250N/cm2,校直保持时间约2.5s,校直中约95%气门运转平稳无跳动窜出,机械声音均匀无异常,经检查径向跳动均≤0.15mm,其中部分<0.05mm,大部分<0.10mm。但约5%气门因原径向跳动大于0.70mm,甚至大于1.00mm,在校正时向上跳动甚至窜出,需要用一小钢枝压住,工作时噪音大、异常而不均匀,经过2~3次2.5s校直后工作噪音才趋于正常,经检查约一半合格,对仍超差者取小部分再经4~6s保持时间校正,又有65%气门径向跳动符合要求。为减少机床、螺杆、托片损伤将第一次校直后仍超差的54支气门用人工校直并在后续的磨削中作专门试验。

操作工人能根据校直噪音情况将异常气门分开而后用人工校直,余下的95%以上的气门抽检都合格。故不必对校直气门用仪表检查。气门杆部机械校正班产约8000支,是原人工校直的3倍。

经校直气门再用人工调正盘部的端面跳动(简称调头)后进行磨削试验,考察校直时气门杆损伤部分磨去所需的直径减少总量。将机校的1500支气门试样和54支难以机校直而补用人工校直的气门分为3组:第1组:校直调头后直接磨削;第2组:校直调头后先经抛光清理后再磨削;第3组:校直调头后先经500℃×1.5h去应力退火后再磨削。试样共磨削4次,第1次磨损量为0.10mm;第2次至第4次的磨损量均为0.05mm。

磨削试验结果表明:(1)经3次共0.20mm量的磨削,近90%气门已磨去机器校直时产生的伤痕,而经4次共0.25mm量的磨削,除2支特殊情况外全部气门都被磨去机校损伤,技术要求给出0.25mm余量作后续磨削量。(2)磨去损伤难易情况是,校直调头后直接磨削组好于抛丸组,而退火组排最后,如经2次共0.15mm量的磨削后各组“成功率”分别为64.4%,57.6%和41.4%。退火时机校加工硬化的残余应力释放而使气门杆径向跳动加大,特别是原弯曲严重的两支气门机校后加工硬化严重,经退火回弹也严重,虽然经4次共0.25mm量的磨削也不能全部磨去机校伤痕。

有多种气门精磨后要进行560~580℃的液体软氮化处理,曾发现部分机校气门经氮化后径向跳动超差,它们是机校后经抛丸清理后磨削或直接磨削的,尺寸超差是机校残余内应力在氮化加热时释放的结果。然而所有人工校直气门无论是经抛丸清理或退火后磨削或直接磨削的都无发现氮化后径向跳动超差现象,这是人工校直造成的残余应力不大的结果。机校气门经去应力退火后才机加工其后氮化便不会尺寸超差。

相对人工校直,机校要增加退火工艺环节,但机校气门比人校气门好磨削。由于人工校直是工人在杆部径向跳动最大的几点处用锤击反向变形而校直气门,虽然其径向跳动符合要求但相对于理论上各点处均被校调的机校气门其轴线弯曲度要大得多,因而在后续磨削时微抖动,且较易磨损砂轮,运转较慢,甚至极个别气门不能磨去氧化皮,因而机校气门比人校气门好磨削。机校气门班产比人校提高3倍,而劳动强度大大下降,因而气门机校比人校优越得多。

我们使用的石家庄内燃机配件厂生产的气门校正机已正常运转。该机器设计合理,结构稳重,操作方便,运转良好,值得在气门行业广泛推广应用。另外,还有一种搓板式气门校正机和一种英国产的三辊式气门校正机,除了能校直气门杆部外,还可以进行锥面端面跳动的校正。因篇幅关系,该两种校正机将在另文中介绍。

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