減小發(fā)動機摩擦的新型活塞裙部型線

【】 . . .ian

0 前言

沿滑動方向的活塞裙部形狀通常以單曲率型線為特征，如圖1所示的中凸型型線。設計成這種形狀的目的是，當沿潤滑表面滑動時，活塞裙部會產(chǎn)生能夠平衡外部側(cè)向作用力的流體動壓力[1-2]。

圖1 冷態(tài)條件下推力側(cè)中心裙部橫截面型線實例

一些研究已經(jīng)證實了活塞裙部型線對發(fā)動機性能的影響。與柴油機研究結(jié)果一致，通過改變標準中凸型型線的曲率，即改變活塞裙底部或頂部的間隙，利于改善活塞的摩擦平均有效壓力(FMEP)[3]。此外，在采用相同活塞型線的條件下，也證明了安裝間隙會對摩擦損失產(chǎn)生影響。對汽油機的研究已經(jīng)表明，通過增大安裝間隙，發(fā)動機摩擦損失會減少[4]。

這些結(jié)論中沒有對多曲率型線的影響進行研究。從研究性質(zhì)來說，提出的型線是標準中凸型型線，但是在裙部的底端和頂端添加了兩個特征，旨在改善裙部與潤滑油之間的接觸，以及外部作用力的作用方式。

如圖2所示，這兩個特征的主要作用是通過收集和引導較小間隙區(qū)域的機油流向裙部中心從而產(chǎn)生較大的流體動壓力。頂端特征在向下行程中發(fā)揮作用，而底端特征在向上行程中發(fā)揮作用。

圖2 特征的功能示意圖

這兩個特征還有助于減小裙部與缸套之間的相互應力。在相同的標稱直徑條件下，熱態(tài)條件下基準型型線產(chǎn)生的間隙比優(yōu)化活塞在工作溫度下的間隙稍大(圖3)。間隙稍大會導致活塞的水平位移增大，這樣會防止活塞同時從裙部的兩端與缸套接觸。

圖3 熱態(tài)條件下裙部相對推力側(cè)中心缸套的間隙實例

特征的另一個影響是減小活塞的傾斜運動。實際上，假設采用新型型線及特征位置，當與缸套作用時，裙部上產(chǎn)生的壓力會導致很大的杠桿作用以平衡外部作用力(圖4)，從而保證傾斜運動更加可控和穩(wěn)定。

圖4 與缸套作用時兩種設計之間的杠桿作用差異優(yōu)化型線(a)和中凸型型線(b)

1 新型型線定義

在幾何結(jié)構(gòu)上，這兩個特征在軸向上具有相同的橫截面型線(圖5)，而特征中心的位置通過1個二維設計定義在圓周上(圖6)。

為了確保型線特征與原始型線間實現(xiàn)平滑過渡，采用高斯類曲線表征橫截面。曲線的高度和寬度定義了標稱厚度和尺寸，對于型線優(yōu)化至關(guān)重要。

定義完橫截面后，通過定義橫截面的二維結(jié)構(gòu)確定橫截面在裙部表面的擴展情況是非常必要的。

最后，將特征型線與原始型線重疊(圖7(b))。需要注意的是，必須對得到的型線進行轉(zhuǎn)化，使其能夠與原始活塞的標稱直徑相匹配(圖8)。

圖5 特征的橫截面型線及其變量參數(shù)

圖6 改變曲率和豎直位置特征的二維結(jié)構(gòu)(特征的功能示意圖)

2 模型結(jié)果

為了優(yōu)化特征的所有幾何結(jié)構(gòu)特性，采用了內(nèi)部開發(fā)的活塞二階運動模型[5-8]。模型內(nèi)的可用數(shù)據(jù)考慮了活塞的熱變形、冷態(tài)變形和動態(tài)變形(與缸套的機械作用導致的變形)。更為重要的是，該模型還計算了在裙部、倒角和缸套各步驟區(qū)域的機油輸送。

該模型是根據(jù)浮式缸套發(fā)動機創(chuàng)建的，計劃用于測量成型后優(yōu)化活塞的實際FMEP減小量。表1所示為該發(fā)動機的技術(shù)規(guī)格。

表1 發(fā)動機主要技術(shù)規(guī)格

表1列出的工況條件為轉(zhuǎn)速2 000 r/min，IMEP為0.4 MPa，該工況代表的是車輛處于巡航速度下的發(fā)動機運行情況。

2.1 與基準設計的比較

圖7 重疊特征型線與基準型線

圖8 型線優(yōu)化示意圖

在活塞優(yōu)化過程中最具影響的結(jié)果是摩擦力和摩擦功率損失。表2列出了裙部FMEP比較結(jié)果，圖9和圖10比較了基準和優(yōu)化活塞的模擬結(jié)果。

表2 裙部FMEP的比較

圖9 基準與優(yōu)化設計的摩擦力比較

圖10 基準與優(yōu)化設計的摩擦功率損失比較

這些結(jié)果表明，在進氣、壓縮，尤其是作功行程中，優(yōu)化設計的摩擦力和摩擦功率損失計算結(jié)果相對較小，但是在排氣行程的計算結(jié)果類似。這些改善主要歸功于這兩種設計與潤滑油和缸套的作用方式不同。為了分辨這些差異，必須觀察能夠平衡作用于活塞的側(cè)向作用力(圖11)的流體動壓力(圖12)和實體接觸法向力在活塞裙部上的作用方式(圖13)。

圖11 作用于活塞的側(cè)向作用力(正值表示作用力指向推力側(cè))

圖12 平衡側(cè)向作用力的總流體動壓力

圖13 平衡側(cè)向作用力的總接觸作用力

原則上，流體動壓力與實體間接觸作用力之和等于側(cè)向作用力。但是，實體間接觸比流體動態(tài)接觸產(chǎn)生的摩擦損失要多，因此，平衡側(cè)向作用力采用的流體動壓力比例越大，產(chǎn)生的摩擦損失越少。

以產(chǎn)生較多損失的作功行程為例，由圖12可以清楚看出，優(yōu)化的型線設計能夠產(chǎn)生更高的流體動壓力來平衡側(cè)向作用力，從而導致實體間接觸和摩擦損失要少得多。這些優(yōu)點是由不同的活塞形狀導致的，優(yōu)化的型線設計能夠在裙部上產(chǎn)生高得多的流體動壓力(圖14)。

圖12和圖13表明了平衡側(cè)向作用力的大小為活塞推力側(cè)法向力減去反推力側(cè)法向力得到的差值。盡管如此，由于相互作用的原因，在推力側(cè)和反推力側(cè)都會產(chǎn)生摩擦損失，在這種情況下尤其會產(chǎn)生與液壓動態(tài)摩擦相關(guān)的摩擦損失。

為了減小摩擦，理想的情況是僅從活塞裙部一側(cè)平衡側(cè)向作用力。當活塞兩端都產(chǎn)生作用力時，盡管側(cè)向作用力仍由其他兩項作用力之和抵消，但是摩擦力仍會增大。

以進氣行程為例，如圖11和圖12所示，對于這兩種設計，側(cè)向作用力幾乎完全由總流體動壓力平衡。圖10顯示了基準設計的摩擦損失要比優(yōu)化設計大，這是因為基準活塞同時在裙部兩端產(chǎn)生相互作用，見圖15和圖16。

圖15 推力側(cè)產(chǎn)生的流體動壓力

圖16 反推力側(cè)產(chǎn)生的流體動壓力

如前所述，活塞-缸套之間相互作用的差異是不同水平運動產(chǎn)生的結(jié)果。如圖17和圖18所示，優(yōu)化設計遵循的是具有較大水平位移和較小傾斜角度的運動。這種特性解釋了進氣行程和壓縮行程產(chǎn)生較小摩擦損失的原因。

圖17 活塞相對活塞銷的水平位移(正值表示活塞向推力側(cè)運動)

圖18 活塞的傾斜角度(正值表示活塞底部向推力側(cè)傾斜)

2.2 與增大間隙實例的比較

之前的研究表明[4]，減小摩擦損失的另一種方式是減小安裝間隙。事實上，較大的間隙會防止活塞兩端同時與缸套發(fā)生作用，而這種作用在之前的研究被認為對活塞的性能不利。并且采用這種方式獲得的改善幅度無法與新型設計相比。為了比較增大間隙和優(yōu)化設計獲得的改善情況，對具有增大間隙的基準設計進行了模擬。模擬采用的間隙增大數(shù)值取決于優(yōu)化設計活塞的水平位移。為了進行連貫性的比較，必須保持不同設計之間的水平位移在極為類似的條件下進行模擬。針對這種具體情況，間隙在徑向上增大了30 μm，如圖19所示，這樣會產(chǎn)生類似的水平位移。

研究重點是摩擦損失，圖20顯示了在不改變活塞形狀的情況下，增大間隙確實能夠改善活塞的性能，但是改善程度與優(yōu)化設計不同，表3示出了優(yōu)化前后活塞裙部FMEP的比較。

圖19 活塞相對活塞銷的水平位移(正值表示活塞向推力側(cè)運動)

圖20 摩擦功率損失

表3 裙部FMEP的比較

如圖21所示，與基準設計相比，增大間隙會產(chǎn)生更大的流體動壓力來平衡側(cè)向作用力。這樣實際上會減少實體間的接觸，尤其在作功行程中。但是，通過分別觀察推力側(cè)和反推力側(cè)產(chǎn)生的流體動壓力(圖22和圖23)可以發(fā)現(xiàn)，總體上活塞仍同時在兩側(cè)與缸套相互作用，進而產(chǎn)生比優(yōu)化設計更大的功率損失。

圖21 平衡側(cè)向作用力的總流體動壓力

圖22 推力側(cè)活塞裙部產(chǎn)生的流體動壓力

圖23 反推力側(cè)活塞裙部產(chǎn)生的流體動壓力

實際上，與基準設計相比，即使水平位移增大，仍會以較高的幅度改善傾斜角度(圖24)，最終導致活塞與缸套的相互作用增多。

圖24 傾斜角度

將所有這些影響考慮在內(nèi)，增大間隙確實有助于改善性能，但是改善幅度不及優(yōu)化活塞明顯。實際上，裙部與潤滑油的作用方式與基準設計相同，即使活塞具有較大的水平運動，增大的傾斜角度對摩擦損失仍舊會產(chǎn)生有害影響。優(yōu)化設計采用的是一種完全不同的作用方式，在不增大傾斜角度的情況下，能夠產(chǎn)生更大的總流體動壓力。

2.3 供油比較

另一個值得關(guān)注的研究方向是供油方式對不同設計的影響。在采用的二階運動模型中，每當活塞達到上止點時就向系統(tǒng)供給機油(圖25)，在緊鄰裙部下方的缸套部分添加固定厚度的均勻油膜。本研究中測試了3種不同的供油條件，其均勻油膜厚度分別為50 μm、25 μm和5 μm。

圖25 活塞二階運動模型中的供油示意圖

該測試顯示，不同的供油條件以不同的方式影響設計結(jié)果。根據(jù)裙部FMEP結(jié)果顯示(圖26)，機油供給量減少時，基準設計的摩擦損失增大，但是優(yōu)化設計的摩擦損失減小。

圖26 不同供油方式下的裙部FMEP結(jié)果

當供油減少時，研究與液壓動態(tài)接觸和實體間接觸相關(guān)的摩擦損失是了解發(fā)生變化的有效方式。

圖27 基準設計的流體動壓力摩擦功率損失

如圖27所示，對于基準設計，除了作功行程外，在整個循環(huán)中液壓動態(tài)損失基本相同。實際上，用于平衡側(cè)向作用力的流體動壓力在供油量較少時要小得多，從而導致實體間接觸更為突出(圖28)。

圖28 基準設計的實體-實體摩擦功率損失

與基準設計不同，優(yōu)化設計的實體間接觸摩擦損失極為類似，但是在供油量較大時，其流體動壓力摩擦損失更大(圖29)?；钊共績啥水a(chǎn)生的最終流體動壓力仍能平衡大部分側(cè)向作用力，如圖30所示，活塞與缸套的同時相互作用減少了。該研究表明，新型設計能夠以更加良好的方式充分利用潤滑油，并且在供油量極低時，仍能通過流體動壓相互作用平衡側(cè)向作用力。

圖29 優(yōu)化設計的實體間的摩擦功率損失

圖30 優(yōu)化設計的流體動壓力摩擦功率損失

3 試驗結(jié)果

利用模型對型線優(yōu)化模擬完成后，必須在實際發(fā)動機上對該新型設計的性能進行測試，得到的數(shù)據(jù)給出了在不同轉(zhuǎn)速和負荷下的摩擦測量結(jié)果和FMEP結(jié)果。需要注意的是，這些結(jié)果還包括活塞二階運動模型中未測量的活塞環(huán)摩擦[9]。

正如模型預測的那樣，圖31中的數(shù)據(jù)表明，優(yōu)化設計使總FMEP大幅下降，平均下降了12%。不僅如此，在較高轉(zhuǎn)速下FMEP的改善量更大。這表明優(yōu)化型線具有不同的流體動壓特性，因為只有流體動壓力與轉(zhuǎn)速有關(guān)。

圖31 優(yōu)化活塞型線的FMEP比較(IMEP分別為0.2 MPa、0.4 MPa條件下)

圖32所示為基準活塞和優(yōu)化活塞瞬時摩擦的測量結(jié)果比較。工況條件為轉(zhuǎn)速2 000 r/min，IMEP為0.4 MPa。進氣行程和排氣行程中的摩擦相當，在壓縮行程終點略低，在作功行程要低很多。與模型預測的一樣，代表實體間接觸出現(xiàn)在作功行程始點的摩擦峰值幅度更小，持續(xù)時間更短。

圖32 摩擦測量結(jié)果比較

4 總結(jié)

該研究表明，在相同的標稱直徑條件下，在活塞裙部上添加兩個特征能夠減少活塞與缸套之間的接觸和摩擦。此外，由于所提出型線能夠充分利用裙部區(qū)域的機油，因此，其對向缸套添加的機油量敏感度更低。另一方面，為了更好理解這種型線的影響，需要進一步進行研究。在試驗方面，為了了解型線與潤滑油相互作用，以及如何產(chǎn)生更大的流體動壓力，利用激光誘導熒光光度法對這種活塞設計進行了測試[10]。在模擬方面，為了了解所提出型線在不同工況條件下的工作情況，可以針對其他發(fā)動機對該型線進行調(diào)整和優(yōu)化。

同時，該項目還需要進行深入研究，測試能夠產(chǎn)生更佳性能但與基準型線類似或極為不同的型線。優(yōu)化后的型線實際很大程度是基于單曲率中凸型型線的形狀，是將其作為初始研究的1個實例。對于優(yōu)化摩擦的研究，并未將提出的新型型線作為最佳型線。主要目的是想證明活塞型線是能夠減小摩擦損失的極為關(guān)鍵的因素，需要以非傳統(tǒng)的理念進一步推動活塞設計的發(fā)展。

參 考 文 獻

[1]Pijush K, Ira C, David D. Fluid mechanics[M]. Chapter 8, Academic Press, 2012.

[2]Heywood B. Internal combustion engine fundamentals[M]. Chapter 13, Mc Graw Hill, 1988.

[3]Deuss T, Ehnis H, Freier R, et al. Frictino power measurements of a fired diesel engine-influence of skirt geometry[M]. MTZ, 2013 ,74(12).

[4]Meisser J, Deuss T, Ehnis H, et al. Friction power measurements of a fired gasoline engine-influence of installation clearance and piston pin offset[M]. MTZ, 2014 ,75(12).

[5]Bai D. Modeling piston skirt lubrication in internal combustion engines[D]. Massachusetts Institute of Technology, 2012.

[6]Totaro P. Modeling piston secondary motion and skirt lubrication with applications[D]. Massachusetts Institute of Technology, 2014.

[7]McClure F. Numerical modeling of piston secondary motion and skirt lubrication in internal combustion engines[D]. Massachusetts Institute of Technology, 2007.

[8]Greenwood J A, Tripp J. The contact of two nominally flat surfaces[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, 1971 ,185：625-633.

[9]Westerfield Z, Tian T, Totaro P, et al. An experimental study of piston skirt roughness and profiles on piston friction using the floating liner engine[C]. SAE paper 2016-01-1043.

[10]Zanghi E. Analysis of oil flow mechanisms in internal combustion engines via high speed laser induced fluorescence (LIF) spectroscopy[D]. Massachusetts Institute of Technology, 2014.