極限環(huán)境溫度對柴油機氣缸套磨損的影響

和 穆，王憲成，楊 瑩，王云峰

（1.裝甲兵工程學(xué)院 機械工程系，北京 100072；2.武警北京指揮學(xué)院 教研部，北京 100012）

氣缸套－活塞環(huán)是柴油機的關(guān)鍵零件之一，其磨損直接決定了柴油機壽命.然而，由于氣缸套－活塞環(huán)所處工作環(huán)境的復(fù)雜性，以及氣缸套和活塞環(huán)磨損量不解體測量的困難性［1］，采用數(shù)值分析方法研究高原地區(qū)柴油機氣缸套－活塞環(huán)磨損成為最為可行的手段.目前，柴油機氣缸套－活塞環(huán)潤滑磨損理論仿真計算得到了長足的發(fā)展.張勇對氣缸套二維磨損進行了數(shù)值計算［2］，然而，從環(huán)境影響角度，對氣缸套－活塞環(huán)潤滑磨損的計算研究少有報道.本文針對某型柴油機，通過建立的潤滑磨損模型，研究了不同環(huán)境溫度對氣缸套－活塞環(huán)潤滑磨損的影響.

1 計算模型

1.1 計算假設(shè)

不計活塞環(huán)周向油膜及壓力的變化；活塞環(huán)不發(fā)生偏擺，并且忽略環(huán)的慣性力和環(huán)與環(huán)槽間的摩擦力；活塞環(huán)采用彈性流體動壓潤滑；忽略活塞環(huán)間氣體泄漏對燃燒室氣壓的影響；氣缸套－活塞環(huán)磨損以黏著磨損為主.

1.2 活塞環(huán)徑向受力分析

對活塞環(huán)徑向受力進行分析可得如下平衡方程：

式中，F(xiàn)G為作用在活塞環(huán)背部的氣體作用力；FE為活塞環(huán)彈性力；FZ為活塞環(huán)徑向潤滑油膜承載力；WA為微凸體載荷；FR為活塞環(huán)徑向摩擦力.

1.3 傳熱模型

由于潤滑油黏度受溫度影響較大，需考慮氣缸套－活塞環(huán)溫度分布，通過傳熱分析可知.在任一位置氣缸套內(nèi)壁受熱表面總傳熱量包括3部分：①燃氣以對流、輻射方式直接傳給缸壁的熱量；②燃氣通過活塞傳入缸壁的熱量；③活塞摩擦熱中傳入缸壁的熱量.

根據(jù)氣缸套受熱分析和氣缸套幾何模型，可得氣缸套內(nèi)壁溫度和換熱系數(shù)為［3］

式中：T（l）為l處溫度；g為當(dāng)量循環(huán)平均燃氣溫度.

1.4 潤滑模型［4］

計及表面粗糙效應(yīng)，采用一維平均雷諾方程求解摩擦副表面潤滑油膜厚度為

式中：φx為壓力流量因子；ρ為潤滑油密度；h為名義油膜厚度；μ為潤滑油黏度；p—平均油膜壓力；v為活塞運動速度；h—T為平均油膜厚度；σ為兩接觸面的綜合粗糙度；φs為剪切流量因子.

當(dāng)考慮表面粗糙度時，活塞環(huán)、氣缸套兩表面之間的實際油膜厚度為

式中：h0為活塞環(huán)、氣缸套兩潤滑表面之間的最小油膜厚度；δ0為環(huán)的桶形面突出高度；b為環(huán)高；δ1，δ2分別為氣缸套、活塞環(huán)潤滑表面的隨機粗糙度高度.

1.5 磨損模型

對于氣缸套－活塞環(huán)磨損，只有微凸體才能使氣缸套和活塞環(huán)發(fā)生黏著磨損，因此，由改進的Holm－Achard黏著磨損公式，得氣缸套表面的磨損深度為［5］

式中：K為磨損系數(shù)；Wa為微凸體載荷；H為氣缸套硬度；Nw為循環(huán)次數(shù).

2 計算流程

2.1 潤滑磨損計算流程

柴油機實際工況決定了氣缸套－活塞環(huán)所處的力學(xué)環(huán)境和熱平衡狀態(tài)，因此潤滑磨損模型邊界條件由熱力學(xué)邊界條件模型和傳熱學(xué)邊界條件模型組成.把柴油機轉(zhuǎn)速、燃油消耗、環(huán)境溫度、水溫、油溫等工況參數(shù)作為輸入量，進行柴油機工作過程計算和熱平衡計算得到缸內(nèi)壓力和氣缸套溫度.基于潤滑磨損公式，建立潤滑磨損計算模型，實現(xiàn)對氣缸套－活塞環(huán)的潤滑磨損計算.計算流程如圖1.

圖1 氣缸套－活塞環(huán)潤滑磨損計算流程Fig.1 Lubricant wear computation mode of the diesel engine

2.2 邊界條件計算結(jié)果

通過柴油機工作過程計算和熱平衡計算，得到缸內(nèi)壓力曲線和氣缸套溫度分布［6］.圖2為外特性在轉(zhuǎn)速2 000r·min－1時缸內(nèi)壓力隨環(huán)境溫度變化曲線.由于空氣密度隨環(huán)境溫度升高而減小，則相對于高溫，柴油機在處于低溫工作時，柴油機進氣密度大，進氣量增大，在相同環(huán)境背壓情況下，進氣流量增大致使壓氣機壓比增大，進入氣缸的空氣壓力隨之增大，進氣終了空氣壓力逐漸增大.并且低溫時進氣溫度低，缸內(nèi)混合燃氣到達著火點的時間增長，使得著火延遲期增大，發(fā)動機在滯燃期噴入的燃油量增大，到達混合燃氣著火點后，缸內(nèi)混合燃氣迅速燃燒，最終導(dǎo)致發(fā)動機最高爆發(fā)壓力隨環(huán)境溫度降低而升高，且最高爆發(fā)壓力點對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角后移.發(fā)動機在高溫工作時，燃料被拖入緩燃期燃燒，使得缸內(nèi)溫度隨環(huán)境溫度升高而上升，最高溫度對應(yīng)轉(zhuǎn)角明顯隨溫度升高后移，將導(dǎo)致氣缸套平均溫度上升，如圖3.

圖2 不同環(huán)境溫度下缸內(nèi)壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化Fig.2 Inner cylinder pressure changes with crank angle at different ambient temperature

圖3 氣缸套平均溫度隨環(huán)境溫度的變化Fig.3 Cylinder average temperature changes with ambient temperature

2.3 保險期磨損計算驗證

通過潤滑和磨損模型進行保險期氣缸套－活塞環(huán)潤滑磨損計算，整個保險期分40個獨立階段，按階段試驗規(guī)范，在外特性上轉(zhuǎn)速2 000r·min－1工作1h，轉(zhuǎn)速1 750r·min－1工作7h，轉(zhuǎn)速1 600r·min－1工作100min，轉(zhuǎn)速1 350r·min－1工作20min，模擬保險期磨損試驗數(shù)值計算結(jié)果如圖4.對6臺保險期試驗柴油機氣缸套測量數(shù)據(jù)的分析統(tǒng)計可知，氣缸套最大磨損深度的置信概率為0.95的均值區(qū)間是［0.034 9—0.045 4］，均值為0.040 1，服從正態(tài)分布，計算得氣缸套徑向最大磨損深度為41.05μm，與實測值42.00μm（置信概率為0.95）相比，誤差為2.262%，計算得的磨損最大值所在點距上止點1.75 mm，與實測值1.80 mm相比，誤差為2.78%，在0.95置信度區(qū)間內(nèi)，最大計算誤差為4.734%.因此，建立的柴油機氣缸套磨損計算模型是比較準(zhǔn)確的.

圖4 氣缸套徑向磨損模型計算值與實測值對比Fig.4 Comparison between the computation value and the actual value

3氣缸套 活塞環(huán)潤滑磨損計算

取環(huán)境溫度極限值－43℃和46℃，計算得環(huán)境溫度對柴油機氣缸套潤滑磨損影響.

3.1 潤滑及受力分析

圖5為柴油機外特性曲線在轉(zhuǎn)速1 400r·min－1工況下運行，外界環(huán)境溫度為253～293K，計算得到的氣缸套與活塞環(huán)間的油膜厚度曲線.由圖5可知，隨著環(huán)境溫度升高，活塞環(huán)－氣缸套間的油膜厚度逐漸變薄.這是由于環(huán)境溫度高，冷卻水溫度隨之升高，導(dǎo)致柴油機的冷卻效果變差，氣缸套溫度升高.因此，潤滑油隨著溫度升高而變稀，氣缸套與活塞環(huán)之間在油膜無法有效形成時就已經(jīng)破裂，將使活塞環(huán)－氣缸套間的油膜承載能力變小.同時，由于空氣密度隨環(huán)境溫度升高而降低，缸內(nèi)燃燒過程隨溫度上升而逐漸變壞，致使缸內(nèi)爆發(fā)壓力降低，活塞環(huán)背壓隨之降低，如圖6.根據(jù)活塞環(huán)受力分析可知，若活塞環(huán)背壓降低，則活塞環(huán)－氣缸套間的總載荷也將隨之降低.

圖5 不同溫度下的油膜厚度隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化Fig.5 Film depth changing with crank angle at different ambient temperature

圖6 活塞環(huán)背壓隨溫度變化Fig.6 Piston ring back pressure changing as the temperature in different engine speed

3.2 極限溫度條件下的潤滑和磨損分析

圖7和圖8表明，在46℃高溫工作時，雖然缸內(nèi)爆發(fā)壓力減小使活塞環(huán)－氣缸套背壓降低，但是由于柴油機熱負荷增加的效果大于背壓減小效果，使活塞環(huán)－氣缸套間的潤滑效果變差，活塞環(huán)－氣缸套表面由于潤滑油膜變薄而更易接觸而產(chǎn)生摩擦，微凸體載荷增大.圖9為極限溫度下計算得到的氣缸套徑向磨損深度，計算結(jié)果表明，極限溫度下，最大磨損深度對應(yīng)點均在距上止點1.42mm處，在高溫46℃下，氣缸套徑向最大磨損深度為41.21μm，氣缸套平均磨損為5.68μm；低溫 －43 ℃ 下，最大徑向磨損深 度 為35.80μm，氣缸套平均磨損為4μm.

圖7 極限溫度條件下油膜厚度隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化Fig.7 Film depth with crank angle at limit temperature

圖8 極限溫度下微凸體載荷隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化Fig.8 Micro-domed object load changing with crank angle at limiting ambient temperature

圖9 極限溫度下氣缸套的磨損深度Fig.9 Defacement of cylinder liner at the limit temperature

4 結(jié)論

建立了活塞環(huán)－氣缸套磨損仿真模型，并與臺架試驗進行了對比驗證，結(jié)果表明，計算曲線與實測曲線分布趨勢一致，計算得氣缸套徑向最大磨損深度為41.05μm，與實測值42.00μm相比，誤差為2.262%，計算得的磨損最大值所在點距上止點1.75 mm，與實測值1.80 mm相比，誤差為2.78%.計算表明，隨著環(huán)境溫度升高，活塞環(huán)－氣缸套境的油膜厚度逐漸變薄.在高溫46℃時，氣缸套徑向最大磨損深度為41.21μm，對應(yīng)點為距上止點1.42 mm處；低溫－43℃下，最大徑向磨損深度為35.8μm.

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