發(fā)動機活塞環(huán)-缸套低摩擦設計仿真分析

李炯，王雅萌，龔金科，劉偉強

(湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室，湖南 長沙 410082)

隨著技術的革新，發(fā)動機的單位體積功率逐漸增加，隨之而來的是摩擦副之間的磨損更為嚴重，因摩擦造成的功率損失約占內(nèi)燃機機械損失的70%[1]。活塞環(huán)-缸套結(jié)構(gòu)是發(fā)動機中最關鍵的摩擦副之一，其運行條件惡劣，長期承受高溫、高壓并作高速往復運動，熱負荷與機械負荷大，所產(chǎn)生的摩擦損失約占整機摩擦損失的20%[2]。因此，從設計階段對活塞環(huán)-缸套摩擦副的摩擦潤滑規(guī)律進行研究，對各影響因素進行分析并找出最佳設計方案，對優(yōu)化發(fā)動機潤滑、減少磨損，提高發(fā)動機的使用性能有著非常積極的作用。

目前國內(nèi)外對發(fā)動機活塞環(huán)-缸套摩擦副的潤滑研究，主要從結(jié)構(gòu)參數(shù)、氣缸套變形、表面形貌、活塞(環(huán))二階運動、顆粒物、潤滑油特性等方面展開。葉曉明[3]等基于平均雷諾方程和微凸體接觸模型，研究了活塞環(huán)軸向高度、桶面高度及桶面偏移率的影響；Ma[4]等對比分析了活塞環(huán)在3種不同形狀的缸套內(nèi)的潤滑性能，發(fā)現(xiàn)氣缸套變形對活塞環(huán)缸套的潤滑影響很大；Sato[5]結(jié)合活塞二階運動分析模型對活塞環(huán)-缸套結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化分析，使該部分的摩擦損耗降低了2%；王偉[6]通過研究固液二相潤滑條件下的活塞環(huán)-缸套潤滑，得出固液二相潤滑劑的承載能力比純油有所提高，但會增加摩擦功耗的結(jié)論；朱敏[7]等通過理論分析與試驗的方法，研究了表面粗糙度對活塞環(huán)-缸套間潤滑的影響，結(jié)果表明表面粗糙度對最小油膜厚度的影響較小，但對膜厚比的影響較大。

本研究以某直列3缸汽油機為對象，研究活塞環(huán)桶面高度、切向彈力和開口間隙等結(jié)構(gòu)參數(shù)對活塞環(huán)-缸套之間的潤滑性能的影響。在各活塞環(huán)中，第一道氣環(huán)對活塞環(huán)-缸套摩擦副的潤滑性能影響最大，因此本研究重點分析了第一道氣環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響。實際運行過程中，發(fā)動機多處于中低速工況，因此在發(fā)動機整個壽命中，中低速工況下的摩擦損失占比最大，2 000 r/min是發(fā)動機常用工況，因此主要研究該工況下活塞環(huán)-缸套摩擦副摩擦損失的影響因素及優(yōu)化設計。

1 活塞環(huán)-缸套摩擦副潤滑分析理論基礎

1.1 雷諾方程及邊界條件

將活塞環(huán)在氣缸套內(nèi)表面的上下運動看作是一滑塊加載在一固定平板上的往復運動，因此對于活塞環(huán)-缸套摩擦副的潤滑分析，可以采用Patir和Cheng[8]提出的平均Reynolds潤滑模型：

式中：x和y分別為活塞環(huán)軸向和徑向；φx,φy為壓力流量因子；φs為剪切流量因子；φc為接觸因子；σ為綜合表面粗糙度均方根值；μ為潤滑油黏度；p為流體壓力；U為活塞環(huán)相對氣缸的運動速度；h為名義油膜厚度；t為時間。

該平均流量模型基于JFO邊界條件，即質(zhì)量守恒邊界條件，由Jakobsson，F(xiàn)lobery，和Olsson根據(jù)油膜邊界破裂和再生成處質(zhì)量守恒推導得到，既給出了油膜破裂條件(見式(2))，又給出了油膜再生成條件(見式(3))，是目前最貼合實際的邊界條件。

式中：n為空穴邊界法向坐標；Vn為邊界處的法向速度；ρc為滑油在空穴區(qū)的密度。

1.2 油膜厚度方程

名義油膜厚度h是指在不考慮粗糙度的情況下，活塞環(huán)與缸套之間的油膜厚度。而考慮表面粗糙度更貼近實際情況，活塞環(huán)-缸套表面之間的實際油膜厚度方程如下：

ht=h+δ1+δ2。

(5)

式中：δ0為活塞環(huán)桶面高度；b為活塞環(huán)軸向高度；x1為活塞環(huán)輪廓距中心位置的距離；h0為最小油膜厚度；ht為實際油膜厚度，δ1為活塞環(huán)表面粗糙度高度，δ2為缸套表面糙度高度。

1.3 活塞環(huán)摩擦力及受力分析

活塞環(huán)-缸套摩擦副的總摩擦力由兩部分組成，一部分是流體黏性摩擦力，另一部分是微凸體摩擦力[9-10]：

(6)

式中：Ff為總摩擦力；FH為流體黏性摩擦力；FA為微凸體摩擦力；τH為流體黏性剪應力；τA為微凸體剪應力。

活塞環(huán)軸向受力平衡方程：

Rx+F1+Ff=F2+Mg。

(7)

式中：Rx為活塞環(huán)槽對活塞環(huán)的反作用力；F1,F2分別為活塞環(huán)上下表面的氣體作用力；Mg為活塞環(huán)重力。

活塞環(huán)徑向受力平衡方程：

Fg+Fe=Fz+WA。

(8)

式中：Fg為活塞環(huán)背部氣體作用力；Fe為活塞環(huán)自身的彈力；Fz為活塞環(huán)與缸套之間潤滑油產(chǎn)生的流體作用力。

2 模型及計算參數(shù)

圖1 活塞幾何模型

利用UG建模軟件，根據(jù)活塞的實際尺寸，建立了三維幾何模型(見圖1)。通過建立的三維模型，可以獲得活塞的質(zhì)心位置、轉(zhuǎn)動慣量等計算所需的參數(shù)。表1列出該汽油機的主要計算參數(shù)。

表1 發(fā)動機主要參數(shù)

通過臺架試驗測得轉(zhuǎn)速2 000 r/min、平均有效壓力0.2 MPa時氣缸內(nèi)燃燒壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化數(shù)據(jù)(見圖2)，以此作為模型輸入。

圖2 缸內(nèi)壓力曲線

利用仿真軟件建立發(fā)動機的計算模型(見圖3)。利用該模型計算得到發(fā)動機的缸內(nèi)燃氣溫度以及傳熱系數(shù)隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化(見圖4)，作為計算輸入數(shù)據(jù)。在仿真軟件中建立了活塞環(huán)-缸套摩擦副的模擬計算模型，模型包括活塞連桿組件、兩道氣環(huán)、一道油環(huán)以及缸套(見圖5)。

采用倒拖法測試了不同轉(zhuǎn)速下的活塞環(huán)-缸套摩擦副摩擦損失功率，以驗證所建立的仿真模型的正確性。試驗時，控制冷卻水流量為101 L/min，水溫為(90±2) ℃，通過電壓控制OCV閥使供油壓力為0.359 5 MPa，通過恒溫油車控制主油道溫度為(100±2) ℃。利用電力測功器以給定轉(zhuǎn)速倒拖發(fā)動機，在保持水溫及油溫不變的情況下，測功器的倒拖功率即為摩擦損失功率。試驗值與仿真結(jié)果對比見圖6。由圖6可知，轉(zhuǎn)速為1 000～5 000 r/min時，發(fā)動機的活塞環(huán)-缸套的摩擦損失功率的試驗值與模擬仿真結(jié)果基本保持一致，且誤差在5%以內(nèi)，可以認為該模型具有足夠的精度，可以用來模擬該發(fā)動機的實際運行工況。

圖3 發(fā)動機熱負荷仿真模型

圖4 缸內(nèi)溫度、傳熱系數(shù)

圖5 活塞組件仿真計算模型

圖6 試驗值與模擬值對比

3 計算結(jié)果及分析

3.1 活塞環(huán)桶面高度對油膜厚度、摩擦力、摩擦損失的影響

桶面高度是指活塞環(huán)桶面徑向上最高點與最低點之間的差值。圖7示出活塞環(huán)桶面高度對油膜厚度的影響。根據(jù)圖7可知，油膜厚度的峰值出現(xiàn)在活塞行程的上、下止點附近，這是因為，當活塞運動到上下止點附近時，其速度最小，由于活塞環(huán)行程中刮油，此時潤滑油在活塞環(huán)與缸套之間集聚量很大，因此上下止點附近油膜厚度較大。當?shù)竭_上下止點時，活塞速度變?yōu)?，在反向運動瞬間，油膜厚度急劇減小，甚至為0。反向運動開始后，由于活塞環(huán)刮油，油膜厚度增加。桶面高度為1 μm時的油膜厚度明顯小于桶面高度為4 μm時的油膜厚度，但隨著桶面高度的增加，油膜厚度并不是越來越大，當桶面高度增加至10 μm時，油膜厚度要小于桶面高度7 μm時的油膜厚度。這是因為油膜厚度主要由活塞環(huán)的擠壓效果決定，過大和過小的桶面高度都不利于活塞環(huán)擠壓效應的形成，因此桶面高度存在一個較為合理的值。

圖7 不同桶面高度下的油膜厚度

圖8、圖9分別示出活塞環(huán)桶面高度對活塞環(huán)-缸套摩擦副摩擦力及摩擦損失的影響?；钊h(huán)運動到上下止點附近時，速度很小，此時微凸體摩擦力為活塞環(huán)與缸套之間主要作用力，活塞環(huán)桶面高度越大，微凸體摩擦力也就越大。在活塞運動過程中，活塞環(huán)與缸套之間以流體摩擦力為主，而較小的桶面高度所產(chǎn)生的油膜厚度較大，因此流體摩擦力也較大。在整個活塞運動過程中，流體摩擦占主要部分，因此活塞環(huán)桶面高度較大時，活塞環(huán)缸套之間的總摩擦力較小，總摩擦損失亦較少，由圖可見，桶面高度7 μm時，活塞環(huán)-缸套之間摩擦力和摩擦損失都要小于桶面高度為1 μm和4 μm時。但桶面高度過大時，活塞環(huán)與缸套之間相對面積減小，導致整個行程的摩擦損失增大，由圖可見，桶面高度為10 μm時，活塞環(huán)與缸套之間的摩擦力與摩擦損失都出現(xiàn)不同程度增加?？傮w而言，在合理范圍內(nèi)，選擇較大的活塞環(huán)桶面高度能減少活塞環(huán)與缸套之間的摩擦力及摩擦損失。

圖8 不同桶面高度下的摩擦力

圖9 不同桶面高度下的摩擦損失

3.2 活塞環(huán)切向彈力對油膜厚度、摩擦力、摩擦損失的影響

活塞環(huán)切向彈力關系著活塞環(huán)-缸套之間的密封及潤滑，是活塞環(huán)的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，合理的活塞環(huán)切向彈力對發(fā)動機平穩(wěn)運行起著非常關鍵的作用。圖10至圖12分別示出第一道氣環(huán)切向彈力對油膜厚度、摩擦力及摩擦損失的影響。

從圖中可以看出，當切向彈力為3 N時，油膜厚度在上止點附近出現(xiàn)了較為明顯的波動，摩擦力及摩擦損失功率值較大且波動明顯。原因是切向彈力值過小，活塞環(huán)與缸套表面之間間隙過大，導致機油過度潤滑，油膜過厚而不穩(wěn)定，活塞環(huán)在運行過程中出現(xiàn)振動。切向彈力增加至6 N，活塞及活塞環(huán)的運動趨于穩(wěn)定，但油膜厚度也逐漸減小，活塞環(huán)表面的潤滑效果減弱，進而導致摩擦力和摩擦損相應增加。隨著切向彈力的進一步增加，油膜厚度也進一步減小，而活塞環(huán)與缸套表面之間的摩擦力及摩擦損失亦逐漸增加，潤滑效果逐漸惡化。因此，在保證活塞穩(wěn)定運行的前提條件下，應盡可能選擇小的活塞環(huán)切向彈力。

圖10 不同切向彈力下的油膜厚度

圖11 不同切向彈力下的摩擦力

圖12 不同切向彈力下的摩擦損失

3.3 活塞環(huán)開口間隙對竄氣量的影響

活塞環(huán)開口間隙對活塞環(huán)-缸套摩擦副的潤滑性能影響較小，而是影響發(fā)動機氣密性的關鍵因素，合理的開口間隙能降低高溫燃氣的泄漏量(即竄氣量)，減少發(fā)動機潤滑油消耗，降低發(fā)動機積碳量，對提高發(fā)動機的動力性及經(jīng)濟性起著非常重要的作用。本研究所設定的開口間隙為活塞環(huán)冷態(tài)時的開口間隙，發(fā)動機工作時，活塞環(huán)在高溫下出現(xiàn)膨脹，熱態(tài)開口間隙要小于冷態(tài)設定值。

圖13示出活塞環(huán)開口間隙對發(fā)動機竄氣量的影響。在點火上止點附近，由于缸內(nèi)壓力急劇增加，漏氣量急劇上升，而隨后由于第一環(huán)與第二環(huán)之間的壓力差升高，部分環(huán)間氣體返回缸內(nèi)。由圖13可知，開口間隙為0.35 mm時的竄氣量明顯高于開口間隙為0.38 mm和0.41 mm時的竄氣量，而當開口間隙繼續(xù)增加至0.44 mm時，竄氣量反而有所升高。這是因為，開口間隙為0.35 mm時，在上止點處點火后，汽油急劇燃燒導致缸壓迅速上升，在開口處，節(jié)流作用使得環(huán)上下表面之間壓力差變大，大量高溫高壓氣體從間隙處泄漏；隨著開口間隙的增加，活塞環(huán)節(jié)流作用被抑制，氣體流量開始下降；而當開口間隙繼續(xù)增加至0.44 mm時，間隙過大，導致氣體流量增加。因此活塞環(huán)開口間隙存在一個合理的取值范圍，該發(fā)動機開口間隙為0.38～0.40 mm最為合適。

圖13 不同開口間隙下的竄氣量

4 結(jié)論

a) 在發(fā)動機整個循環(huán)過程中，較大的活塞環(huán)桶面高度能減小總體摩擦力，降低活塞環(huán)-缸套之間的總摩擦損失，提高發(fā)動機效率；

b) 在保證平穩(wěn)運行的基礎上，應盡可能減小第一環(huán)的切向彈力，以增加油膜厚度，減小摩擦損失；

c) 冷態(tài)開口間隙對活塞環(huán)-缸套摩擦副的潤滑及磨損影響較小，主要影響竄氣量，過大和過小的開口間隙都會造成較大的竄氣量，從而降低發(fā)動機的性能。

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