陳 洋,吳雙群,趙丹平
(內(nèi)蒙古工業(yè)大學(xué),內(nèi)蒙古 呼和浩特 010051)
隨著內(nèi)燃機(jī)不斷向小型化、低排放、高速化、輕量化的方向發(fā)展,對(duì)燃燒室高溫,高壓的燃燒環(huán)境提出了更高的要求,燃燒內(nèi)零部件也受到了越來越嚴(yán)峻的挑戰(zhàn)?;钊h(huán)作為構(gòu)成燃燒室的重要零件具有“密封、刮油布油、導(dǎo)熱和支承”四大功能[1],其中密封性更是評(píng)價(jià)活塞環(huán)好壞的重要標(biāo)準(zhǔn)之一。其密封性能對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的性能有很大的影響。密封不良,直接影響到發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒效率,降低發(fā)動(dòng)機(jī)功率,并且浪費(fèi)燃料,而且排放物對(duì)環(huán)境的污染較為嚴(yán)重。因此提出并對(duì)新型復(fù)合活塞環(huán)的試驗(yàn)研究具有重要的意義。
我們提出了一種新結(jié)構(gòu)的新型復(fù)合活塞環(huán),新型復(fù)合活塞環(huán)采用三環(huán)疊加為一環(huán)裝入一個(gè)環(huán)槽的單環(huán)槽結(jié)構(gòu),并且環(huán)與環(huán)開口相互錯(cuò)開120°。上環(huán)和下環(huán)采用正扭曲環(huán),中間環(huán)較上環(huán)和下環(huán)要厚一些,同時(shí)中間環(huán)開口間隙要大一些,以補(bǔ)償熱膨脹量,防止活塞環(huán)卡死在活塞環(huán)槽中。其結(jié)構(gòu)見圖1。
圖1 新型復(fù)合活塞環(huán)三維模型和實(shí)物圖
圖2 為新型復(fù)合式活塞環(huán)的結(jié)構(gòu)圖,其中上浮動(dòng)氣環(huán),下浮動(dòng)氣環(huán)主要密封氣缸壁和活塞之間的間隙。中間穩(wěn)定氣環(huán)配合上環(huán)和下環(huán)一起密封活塞環(huán)開口間隙。氣體首先從燃燒室流進(jìn)到氣缸壁與活塞之間的間隙中,然后氣體通過活塞環(huán)上端面和活塞環(huán)槽上側(cè)面之間的間隙進(jìn)人到活塞環(huán)背面中。由于此時(shí)活塞環(huán)開口間隙已經(jīng)被封閉了,氣體只能沿活塞環(huán)端面進(jìn)入背隙空間。同時(shí)氣體的曲折流動(dòng),也可以有效地增加流動(dòng)阻力,減小逸放系數(shù),從而減少氣體泄漏量。
圖2 新型復(fù)合式活塞環(huán)結(jié)構(gòu)圖
上下兩環(huán)的結(jié)構(gòu)可以增加活塞環(huán)自身的彈力,從而增強(qiáng)其自密封功能;材料的減少和制作工藝的優(yōu)化降低了活塞環(huán)生產(chǎn)成本;中間穩(wěn)定環(huán)的截面積和質(zhì)量與上下浮動(dòng)環(huán)不同,所以共振頻率不同避免了活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)過程中所造成的活塞環(huán)懸浮和顫振;同時(shí)環(huán)與環(huán)之間相對(duì)運(yùn)動(dòng)可以使新型活塞環(huán)具有一定的自潔能力,避免積碳帶來的影響;由于環(huán)開口間隙漏氣量小,導(dǎo)致氣體壓力在活塞環(huán)所受到的力中起主要作用,這使得活塞環(huán)與環(huán)槽貼緊,有助于密封[2];因此,新型復(fù)合式活塞環(huán)使發(fā)動(dòng)機(jī)的環(huán)保性、經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性將會(huì)有提高。
發(fā)動(dòng)機(jī)正常工作的時(shí)候,氣體只能在閉口間隙處的通道發(fā)生流動(dòng)。在壓力差的作用下,氣體從高壓側(cè)向低壓側(cè)流動(dòng),其質(zhì)量流量可用一維具有常逸放系數(shù)的噴管流量公式來計(jì)算[3],具有n個(gè)活塞環(huán)的泄漏氣體流動(dòng)模型如圖2所示,環(huán)1到環(huán)n+1是按燃燒室到曲軸箱方向順序排列,A為漏氣通道面積,T為氣體溫度,P為壓力,V為穩(wěn)壓氣罐和氣缸總體積,Qn為n側(cè)活塞環(huán)后的氣體質(zhì)量流量。
那么在壓縮行程,第n側(cè)的壓力總高于第n+1側(cè)的壓力這時(shí)有
式中:
Kc為逸放系數(shù);
An為漏氣通道面積;
Rg為氣體常數(shù),取287.1J/(kg·K);
κ為氣體比熱,取1.4。
圖3 氣體泄漏計(jì)算模型
流動(dòng)氣體各參數(shù)應(yīng)滿足氣體狀態(tài)方程
設(shè)時(shí)間t內(nèi),
有
而側(cè)空間內(nèi)氣體質(zhì)量的變化等于流入的質(zhì)量與流出的質(zhì)量差,
即
將式(2)應(yīng)用于第(n-1)個(gè)活塞環(huán),并代入式(3)得
整理后得到
式子(6)就是缸內(nèi)壓力變化的理論計(jì)算模型,是關(guān)于環(huán)間壓力Pn與Pn-1的一階非線性微分方程可簡(jiǎn)化。具有n個(gè)活塞環(huán)的活塞環(huán)組,有(n-1)環(huán)間空間,每個(gè)空間使用式(6)得到一個(gè)微分方程,運(yùn)用龍格-庫塔數(shù)值解法就可以得到氣體壓力的分布。進(jìn)行迭代計(jì)算時(shí),為控制迭代運(yùn)算時(shí)間和保證結(jié)果精度,收斂誤差取10-3,即前后迭代壓力值誤差小于等于10-3時(shí),迭代計(jì)算結(jié)束。
理論計(jì)算分析了與靜態(tài)試驗(yàn)相同狀況的密封過程,即總體積內(nèi)充以某一壓力值的氣體,然后缸內(nèi)的氣體通過活塞環(huán)自然泄漏到大氣中,而不是發(fā)動(dòng)機(jī)整個(gè)循環(huán)時(shí)缸內(nèi)氣體壓力的變化過程。計(jì)算模型參數(shù):以S195發(fā)動(dòng)機(jī)為模型,穩(wěn)壓罐體積,0.072m3,活塞環(huán)徑向厚度為5.08mm,每個(gè)普通活塞環(huán)高度為2.38mm,復(fù)合式活塞環(huán)總高為2.38mm,活塞環(huán)開口間隙為16mm,閉口間隙為0.9mm,環(huán)槽高度為2.4 mm,第1環(huán)槽至活塞上端面高度為14.7mm,第1環(huán)岸高度為5mm,第2環(huán)岸高度為4mm,環(huán)岸寬度為6.3mm,充氣容積為穩(wěn)壓罐體積,活塞環(huán)處于上止點(diǎn)時(shí)燃燒室體積與頂環(huán)上端面至活塞頂部缸套與活塞間隙容積和,環(huán)腔體積等可據(jù)上述參數(shù)計(jì)算,缸內(nèi)初始?jí)毫?.5MPa,曲軸箱壓力為大氣壓力,溫度取室溫25℃。以MATLAB編寫程序,從圖4結(jié)果中可以看出,缸內(nèi)氣體壓力不斷下降直到大氣壓力,傳統(tǒng)活塞環(huán)的壓力維持時(shí)間1 063.31 s復(fù)合式活塞環(huán)的密封壓力維持時(shí)間1 737.62 s,是傳統(tǒng)活塞環(huán)的1.63倍。
圖4 兩種活塞環(huán)缸內(nèi)壓力變化模擬圖
發(fā)動(dòng)機(jī)工作受許多因素影響,即使以某一工況穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí),這一循環(huán)和下一循環(huán)的燃燒過程也不斷變化,并表現(xiàn)在壓力曲線上。為方便研究,減少各不確定因素對(duì)試驗(yàn)的影響,設(shè)計(jì)發(fā)動(dòng)機(jī)靜態(tài)試驗(yàn)方案,并搭建了靜態(tài)試驗(yàn)臺(tái)模擬發(fā)動(dòng)機(jī)的工作情況。
試驗(yàn)采用S195型柴油機(jī)(單缸、4沖程、缸徑為95mm)及其配件,其試驗(yàn)系統(tǒng)組成如圖5所示。進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)傳統(tǒng)活塞環(huán)和復(fù)合式活塞環(huán)的密封性能試驗(yàn),主要組成部分:
一是,試驗(yàn)發(fā)動(dòng)機(jī)部件(發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)體組部件、氣門組部件、活塞連桿組部件、復(fù)合式活塞環(huán)等)主要作用是通過更換活塞環(huán),進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)傳統(tǒng)活塞環(huán)和復(fù)合式活塞環(huán)的密封性能試驗(yàn);
二是,氣壓系統(tǒng)(氣泵,穩(wěn)壓氣瓶、壓力表、減壓器、高壓氣管等)主要作用是給試驗(yàn)發(fā)動(dòng)機(jī)部件的氣缸中提供一定的氣壓;
三是,數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)(壓力傳感器、數(shù)據(jù)采集模塊等)主要作用是對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行采集和顯示。
圖5 發(fā)動(dòng)機(jī)氣密分析系統(tǒng)示意
試驗(yàn)方法為:
(1)試驗(yàn)發(fā)動(dòng)機(jī)部件裝上傳統(tǒng)的三個(gè)活塞環(huán),開口保持相互錯(cuò)開120°;
(2)打開高壓氣瓶,當(dāng)氣缸體內(nèi)壓力保持在一定壓力時(shí),關(guān)閉高壓氣瓶;
(3)通過數(shù)據(jù)采集系統(tǒng),對(duì)壓力變化數(shù)據(jù)進(jìn)行采集和顯示,直到氣缸體內(nèi)壓力減小到初始?jí)毫r(shí)停止測(cè)量;
(4)根據(jù)測(cè)量的壓力變化數(shù)據(jù)及其時(shí)間做出對(duì)應(yīng)的壓力-時(shí)間曲線;
(5)更換一組復(fù)合式活塞環(huán),開口保持相互錯(cuò)開120°,重復(fù) 2、3、4項(xiàng)。
在搭建的發(fā)動(dòng)機(jī)氣密分析系統(tǒng)試驗(yàn)臺(tái)上,進(jìn)行傳統(tǒng)活塞環(huán)和復(fù)合式活塞環(huán)的密封性能試驗(yàn),對(duì)缸內(nèi)壓力變化數(shù)據(jù)進(jìn)行了采集,由圖6的試驗(yàn)結(jié)果可以看出,傳統(tǒng)活塞環(huán)(三氣環(huán))氣缸內(nèi)壓力逐漸下降到967.39 s后不再發(fā)生變化,新型復(fù)合式活塞環(huán)(一組三個(gè)氣環(huán)),氣缸內(nèi)壓力逐漸下降到1641.58 s后不再發(fā)生變換,因此,發(fā)動(dòng)機(jī)復(fù)合式活塞環(huán)在密封性能方面明顯優(yōu)于傳統(tǒng)活塞環(huán)。為模擬發(fā)動(dòng)機(jī)工作的實(shí)際工況,我們?nèi)藶閷⒒钊潭ㄔ跉飧變?nèi)的多個(gè)不同位置,這樣可使得實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)更真實(shí),誤差更小。圖6為最終由多組試驗(yàn)數(shù)據(jù)擬合的曲線。
圖6 兩種活塞環(huán)缸內(nèi)壓力變化試驗(yàn)圖
從對(duì)比結(jié)果可以看出,計(jì)算和試驗(yàn)結(jié)果存在一定誤差,這主要是因?yàn)槔碚撚?jì)算過程中只考慮閉口間隙處泄漏的氣體,沒有考慮側(cè)泄與端泄,因此仿真與試驗(yàn)結(jié)果存在一定的誤差。
圖7 試驗(yàn)與計(jì)算結(jié)果對(duì)比圖
新型復(fù)合式活塞環(huán)的上浮動(dòng)環(huán),中間穩(wěn)定環(huán),下浮動(dòng)環(huán)構(gòu)成了一個(gè)潤(rùn)滑油腔見圖8。這個(gè)潤(rùn)滑油腔可以儲(chǔ)存少量的機(jī)油。新型活塞環(huán)組工作時(shí),活塞環(huán)組由上止點(diǎn)向下止點(diǎn)運(yùn)行時(shí),上浮動(dòng)環(huán)與氣缸壁間的潤(rùn)滑油一部分被刮入潤(rùn)滑油腔內(nèi),新型活塞環(huán)組由下止點(diǎn)向上止點(diǎn)運(yùn)行時(shí),潤(rùn)滑油腔內(nèi)的潤(rùn)滑油可以均勻的分布在氣缸壁上,這樣在氣缸壁上就形成一層薄的油膜,保證了新型活塞環(huán)組的良好潤(rùn)滑[2]。
圖8 新型活塞環(huán)儲(chǔ)油腔示意圖
對(duì)于影響新型復(fù)合式單氣環(huán)與氣缸套潤(rùn)滑狀態(tài)的因素有以下幾個(gè):
(1)氣缸內(nèi)壓力。
(2)活塞環(huán)運(yùn)動(dòng)的速度。
(3)新型復(fù)合式單氣環(huán)和氣缸套的溫度。
(4)表面粗糙度。
(5)潤(rùn)滑油的粘度。
(6)對(duì)于潤(rùn)滑油的密度,考慮到受壓力和溫度變化不大,因此我們把潤(rùn)滑油密度作為一個(gè)常量來考慮。
作用于活塞環(huán)環(huán)表面的剪切力有兩個(gè)部分,一個(gè)是油膜動(dòng)壓剪切應(yīng)力,另一個(gè)是凸峰接觸產(chǎn)生的摩擦力[4]。則作用活塞環(huán)表面的剪切力為
式中:
τ1為油膜產(chǎn)生的流體動(dòng)壓剪切應(yīng)力;
τ2油膜產(chǎn)生的流體動(dòng)壓剪切應(yīng)力;
τA為凸峰接觸產(chǎn)生的摩擦力。
凸峰產(chǎn)生的摩擦力公式為
式中:
τ0是比例系數(shù);
α0是剪切應(yīng)力常數(shù),它取決于材料。
凸峰接觸的平均壓力公式為:
式中:
WA為凸峰負(fù)荷;
Ac是單位周長(zhǎng)上凸峰的實(shí)際接觸面積。
凸峰負(fù)荷公式為:
式中:
ρ是粗糙表面的峰元密度;
β是峰元曲率半徑;
L觶是復(fù)合彈性模量。
復(fù)合彈性模量計(jì)算公式為:
式中:
E1是氣缸套的彈性模量;
E2是活塞環(huán)的彈性模量;
v1,v2是氣缸套活塞環(huán)材料的泊松比。
其中油膜產(chǎn)生的流體動(dòng)壓剪切應(yīng)力為:
式中:
φfp是剪切力因子;
φfp是剪切力因子。
式中:
δr是聯(lián)合粗糙度幅值;
f(δr)是概率密度。
f(δr)可由Christensen提出的公式計(jì)算[5]
其中 c=3δ,δ是 δr的方差。
則活塞環(huán)與氣缸壁的摩擦力公式為:
D是活塞環(huán)外徑。
邊界摩擦系數(shù)0.1,復(fù)合式活塞環(huán)總高為2.38 mm,環(huán)表面凸起高度e=10 um,缸套表面粗糙度均方根值等于 0.6 um,其中,ηβσ =0.03-0.05,σ/β=1×10-4-1×10-2,活塞環(huán)表面粗糙度均方根值為0.1 um,活塞環(huán)缸套材料松泊比為0.4。
根據(jù)計(jì)算我們得出活塞環(huán)摩擦力曲線圖,如圖9、10所示。
圖9 新型活塞環(huán)摩擦力曲線圖(1 000 r/m in)
圖10 新型活塞環(huán)摩擦力曲線(2 000 r/m in)
(1)提出了一種新型復(fù)合式活塞環(huán),對(duì)其密封原理進(jìn)行了分析。由于中間穩(wěn)定氣環(huán)堵住了高壓氣體直接從上下氣環(huán)閉口間隙處的泄漏,可提高活塞環(huán)的密封性能。
(2)建立了新型復(fù)合式活塞環(huán)氣密性分析的理論模型,數(shù)值模擬結(jié)果表明,在相同的工況下,新型復(fù)合式活塞環(huán)的氣密性能比傳統(tǒng)活塞環(huán)(三氣環(huán))提高約18%。同時(shí),搭建了復(fù)合式活塞環(huán)氣密性靜態(tài)分析試驗(yàn)臺(tái)架,試驗(yàn)結(jié)果表明,復(fù)合式活塞環(huán)的氣密性能比傳統(tǒng)活塞環(huán)提高約14%,驗(yàn)證了復(fù)合式活塞環(huán)的密封性能優(yōu)越于傳統(tǒng)活塞環(huán)。
(3)提出的復(fù)合式活塞環(huán)的摩擦力分析模型,研究結(jié)果表明,在轉(zhuǎn)速由1 000 r/min到2 000 r/min,復(fù)合式活塞環(huán)所受摩擦力提高約23%,隨著轉(zhuǎn)速的提高,摩擦力越大,復(fù)合式活塞環(huán)降低摩擦功耗的潛力越大。
(4)提出的復(fù)合式活塞環(huán)可在保證氣密性的前提下,其所受摩擦力再可接受范圍內(nèi),為取代傳統(tǒng)活塞環(huán)組,做出了有益嘗試。
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