多缸柴油機(jī)缸套-活塞環(huán)磨損不均勻性計算分析*

(1.上饒師范學(xué)院物理與電子信息學(xué)院 江西上饒 334001；2.江西省電動汽車部件智能化工程技術(shù)研究中心 江西上饒 334001；3.陸軍裝甲兵學(xué)院車輛工程系 北京 100072)

缸套-活塞環(huán)磨損程度對柴油機(jī)性能發(fā)揮和使用壽命影響巨大，多缸柴油機(jī)因進(jìn)氣管路、冷卻水道、潤滑油路等輔助系統(tǒng)自身結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，會引起各個缸內(nèi)的燃燒、傳熱、冷卻及潤滑狀況不同，導(dǎo)致柴油機(jī)各個缸套-活塞環(huán)表面磨損程度存在較大差異。

國內(nèi)眾多學(xué)者對缸內(nèi)及輔助系統(tǒng)工作狀況不均勻性研究較多，杜巍等人[1]通過建立多缸柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)的水路三維模型，分析了冷卻系統(tǒng)左右兩排氣缸流量的差異及不均勻性變化規(guī)律；王海[2]通過實車檢測提取出特征參數(shù)，以此判別多缸柴油機(jī)的不一致性；孫緒瑩[3]對多缸柴油機(jī)潤滑系統(tǒng)的流動與傳熱特性進(jìn)行了三維仿真，并研究了其不均勻性特點(diǎn)。此外，部分學(xué)者還對柴油機(jī)缸套-活塞環(huán)磨損影響規(guī)律進(jìn)行了相應(yīng)的計算分析[4-5]。然而上述研究雖對于柴油機(jī)改進(jìn)結(jié)構(gòu)和提高性能具有重要參考作用，但因缺乏柴油機(jī)實車使用過程中各缸磨損分布不均勻性的研究，使得柴油機(jī)實車缸內(nèi)技術(shù)狀況檢測及磨損量計算的精準(zhǔn)定位缺乏有效依據(jù)。

本文作者從多缸柴油機(jī)及其輔助系統(tǒng)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)出發(fā)，通過建立缸套-活塞環(huán)磨損聯(lián)合仿真模型并進(jìn)行試驗驗證，計算分析各缸套-活塞環(huán)磨損熱力學(xué)和動力學(xué)參數(shù)變化規(guī)律，基于磨損仿真模型計算出多缸柴油機(jī)各缸磨損的分布狀況，為柴油機(jī)實車運(yùn)用狀態(tài)檢測與評估的精確定位提供了參考。

1 多缸柴油機(jī)缸套-活塞環(huán)磨損仿真建模

從某12150型多缸柴油機(jī)及其輔助系統(tǒng)的工作實際出發(fā)，采用柴油機(jī)性能仿真軟件(GT-power和AVL)同Matlab自編寫程序相結(jié)合的方法，建立了面向使用的柴油機(jī)缸套-活塞環(huán)磨損聯(lián)合仿真模型，并進(jìn)行驗證。

1.1 缸套-活塞環(huán)磨損熱力學(xué)仿真建模

采用缸內(nèi)工作過程與輔助系統(tǒng)直接耦合方法建立缸套-活塞環(huán)磨損熱力學(xué)邊界條件仿真模型，計算過程中將柴油機(jī)缸內(nèi)進(jìn)氣流動、燃油噴霧、混合氣體燃燒、缸內(nèi)傳熱模型與進(jìn)排氣系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)、燃油噴射系統(tǒng)以及潤滑系統(tǒng)全部耦合[6-7]，進(jìn)行整體仿真計算。仿真模型結(jié)構(gòu)及邊界條件如圖1所示。

圖1 缸套-活塞環(huán)磨損熱力學(xué)仿真模型結(jié)構(gòu)框圖Fig 1 The structural block diagram of the thermodynamic simulation model of cylinder liner piston ring wear

在圖1所示的仿真模型計算過程中，柴油機(jī)缸內(nèi)工作過程采用顯式算法，能很好地反映缸內(nèi)氣體流動和燃油噴射系統(tǒng)的壓力波動。輔助系統(tǒng)計算則采用隱式模式求解，便于對所有離散體積和邊界條件進(jìn)行大規(guī)模的數(shù)值計算，提高速度[8]。

圖2所示為柴油機(jī)左排水套的冷卻水流動過程，冷卻水經(jīng)水泵流出后分別從機(jī)體前、后兩側(cè)進(jìn)入第1和第6缸套外側(cè)的水道，然后沿水套向上流動進(jìn)入缸蓋水腔內(nèi)，6個缸的水道橫向間相互貫通，最后從第6缸的缸蓋側(cè)面水道流出，經(jīng)水散熱器進(jìn)行熱交換后回流至水泵。

圖2 左排水套冷卻水流動過程Fig 2 The cooling water flow process of left row water jacket

1.2 缸套-活塞環(huán)磨損動力學(xué)仿真建模

在AVL軟件平臺下通過聯(lián)合求解柴油機(jī)缸套-活塞環(huán)流體平均雷諾方程、微凸體接觸載荷方程、載荷平衡方程及膜厚方程等，不考慮柴油機(jī)曲軸旋轉(zhuǎn)速度不均勻性以及活塞環(huán)在活塞環(huán)槽內(nèi)偏擺的影響，忽略缸內(nèi)氣體泄漏對燃燒室溫度及壓力的影響，建立缸套-活塞環(huán)磨損動力學(xué)的物理模型，如圖3所示。

圖3 缸套-活塞環(huán)磨損動力學(xué)物理模型Fig 3 The physical model of cylinder liner and piston ring wear dynamics

圖3中，物理模型各參數(shù)設(shè)置依據(jù)實際零部件尺寸設(shè)定，主要輸入?yún)?shù)為轉(zhuǎn)速、缸壓分布、缸溫分布、傳熱系數(shù)、缸套溫度分布、表面粗糙度等。通過仿真計算，可得到摩擦副接觸面壓力、微凸體載荷、相對滑動速度、油膜厚度等磨損動力學(xué)參數(shù)。

1.3 缸套-活塞環(huán)磨損聯(lián)合仿真計算流程

柴油機(jī)穩(wěn)定工況，缸套磨損邊界條件不變，但摩擦副表面粗糙度、磨損系數(shù)會隨著工作循環(huán)而發(fā)生變化，使得各循環(huán)缸套磨損深度計算值不同；變工況運(yùn)行時，缸套磨損邊界條件差異較大，引起摩擦副表面粗糙度、磨損系數(shù)劇烈變化，使得柴油機(jī)缸套磨損損耗程度加劇。依據(jù)柴油機(jī)實際工況檢測結(jié)果并按照工作循環(huán)數(shù)進(jìn)行離散處理，建立多缸柴油機(jī)缸套-活塞環(huán)磨損聯(lián)合仿真計算流程，如圖4所示。

圖4 柴油機(jī)缸套-活塞環(huán)磨損聯(lián)合仿真計算流程Fig 4 The simulation calculation process of diesel engine cylinder liner piston ring wear

由4可知：在開展柴油機(jī)缸套-活塞環(huán)磨損聯(lián)合仿真計算過程中，首先需對柴油機(jī)工況參數(shù)進(jìn)行檢測，包括柴油機(jī)水溫、油溫、轉(zhuǎn)速、油耗、氣溫、氣壓等，經(jīng)柴油機(jī)缸套磨損熱力學(xué)邊界條件仿真計算、缸套磨損動力學(xué)邊界條件計算以及缸套動載荷磨損計算，求得柴油機(jī)每個工作循環(huán)缸套的磨損深度，經(jīng)各循環(huán)累積得到缸套軸向位置的總磨損深度。其中缸套-活塞環(huán)動載荷磨損建模是以Archard磨損模型為基礎(chǔ)，通過對磨損系數(shù)按載荷參數(shù)和材料表面形貌參數(shù)進(jìn)行修正，由此體現(xiàn)出動載荷磨損的特征，具體建模過程見文獻(xiàn)[9-10]。

1.4 缸套-活塞環(huán)磨損仿真計算與驗證

通過對柴油機(jī)保險期臺架試驗中各階段工況參數(shù)的實車采集，考慮缸套-活塞環(huán)摩擦副裝配后的實際接觸狀況，計算得到400 h后缸套主側(cè)推力面平均磨損深度(沿周向磨損最大)與實測均值分布狀況如圖5所示。

圖5 缸套主、側(cè)推力面磨損深度計算結(jié)果與實測值(400 h)Fig 5 The calculated results and measured value of the wear depth of the main and side thrust surfaces of the cylinder liner(400 h)

由圖5可得：缸套主、側(cè)推力面的磨損深度隨著軸向距離的增加而不斷降低，并在下止點(diǎn)附近略有增加，這主要是由于隨著缸套軸向距離的增加，摩擦副表面潤滑油膜厚度增加，摩擦副承受的氣體壓力及之間的微凸體載荷不斷減小，共同作用使得磨損深度變小；而下止點(diǎn)附近由于活塞運(yùn)動速度降低且發(fā)生方向改變，使得潤滑油膜變薄，磨損深度出現(xiàn)增大；同時，缸套軸向位置上部出現(xiàn)明顯3個極值點(diǎn)，與其對應(yīng)的是三道活塞環(huán)對缸套磨損的最大深度點(diǎn)。其中，缸套軸向磨損最大深度出現(xiàn)在曲軸轉(zhuǎn)角9°所對應(yīng)的位置，磨損深度計算均值為47.9 μm，與實測均值50.0 μm相差4.2%。

2 多缸柴油機(jī)缸套磨損不均勻性計算分析

基于柴油機(jī)缸套-活塞環(huán)磨損聯(lián)合仿真計算模型，以左側(cè)6個缸套為研究對象，計算分析柴油機(jī)保險期試驗額定工況點(diǎn)(2 000 r/min最大功率點(diǎn))下各缸磨損熱力學(xué)、動力學(xué)邊界條件差異性和缸套上止點(diǎn)曲軸轉(zhuǎn)角9°主、側(cè)推力面磨損深度分布不均勻特征。

2.1 缸套-活塞環(huán)磨損熱力學(xué)邊界條件計算分析2.1.1 柴油機(jī)燃燒與傳熱計算分析

圖6所示為額定工況點(diǎn)下各缸燃燒與傳熱計算結(jié)果。從圖6(a)中可看出：1缸的燃?xì)鉁囟葹? 008.9 K，明顯高于其他缸，而其他缸內(nèi)燃?xì)鉁囟认嗖畈淮螅?缸燃?xì)鉁囟茸畹停瑸? 903.6 K，與1缸相差5.24%。從圖6(b)中可看出：各缸缸內(nèi)燃?xì)鈮毫Σ町惒幻黠@，1缸最大爆發(fā)壓力相對最小，為9.21 MPa，6缸最大，為9.38 MPa，兩者相差1.81%。從圖6(c)中可看出：由1缸至6缸，燃?xì)鈧鬟f機(jī)體熱量略有增加，而機(jī)體傳遞冷卻水熱量6缸最多，1缸次之，其余各缸相差不大。這主要是由于柴油機(jī)各缸依次進(jìn)氣，而1缸的進(jìn)氣口距離增壓器出口相對最遠(yuǎn)，6缸最近，引起各缸進(jìn)氣壓力略有差別，其中1缸的進(jìn)氣量相對最少，在相同循環(huán)供油量的條件下會使得燃燒狀況變差，缸內(nèi)爆發(fā)壓力降低，燃?xì)鉁囟壬?，使得?缸到6缸燃?xì)鈧鬟f機(jī)體熱量呈現(xiàn)略微的增加；另外，由于柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)分別從1缸、6缸下部水套進(jìn)水，從6缸上部缸蓋水套出水，使得柴油機(jī)兩側(cè)冷卻效果較好，機(jī)體傳遞冷卻水熱量相對較高，且1缸存在冷卻水流動的死區(qū)，而6缸因靠近出水口，使得6缸機(jī)體傳遞冷卻水熱量最高。

圖6 各缸燃燒與傳熱參數(shù)計算值Fig 6 The calculation value of the combustion and heat transfer parameters of each cylinder(a)the maximum gas temperature;(b)the maximum burst pressure; (c)the heat transfer of each cylinder

2.1.2 缸套表面溫度計算分析

圖7所示為柴油機(jī)各缸套主推力面軸向不同位置處溫度的計算結(jié)果?？梢姡滋妆诿鏈囟仍谳S向不同位置的計算結(jié)果不同，這主要是由各缸燃燒及冷卻水流動狀況的差異造成的。缸套頂部溫度主要受燃燒溫度影響，使得其溫度變化與缸內(nèi)燃燒溫度分布規(guī)律相一致，由1缸至6缸，缸套頂部溫度不斷降低，1缸頂部溫度為584.1 K，6缸最低為468.1 K，兩者相差19.86%，差值較大；缸套上止點(diǎn)處壁面溫度受燃?xì)鉁囟群屠鋮s水溫的綜合影響，由于從1缸至6缸燃燒狀況變好，冷卻狀況則是6缸最好，且1缸存在冷卻死區(qū)，而2缸至5缸冷卻水溫不斷升高，冷卻能力相對降低，使得1缸至5缸在上止點(diǎn)處各缸溫度相差不大，為520 K，而6缸最小為459.6 K，與其他缸套溫度相差較大，差值為11.62%；而缸套下止點(diǎn)處主要受水溫影響較大，由1缸至5缸略有上升，且5缸壁面溫度最高為487.8 K，6缸最小為443.6 K，最大相差9.06%，各缸差值相對更小。

圖7 各缸主推力面軸向不同位置溫度Fig 7 The temperature in different axial positions of the main thrust surface of each cylinder

2.1.3 冷卻水溫度計算分析

圖8所示為缸蓋和缸套水套內(nèi)冷卻水出口溫度的計算結(jié)果。

圖8 各缸冷卻水溫度分布狀況Fig 8 Cooling water temperature distribution of each cylinder

由1缸到5缸，冷卻水溫度不斷升高，而第6缸外側(cè)水溫則迅速降低，此時5缸蓋、缸套外側(cè)冷卻水溫度分別為104.9和102.7 ℃，分別高于6缸出口水溫7.5 ℃和13.9 ℃，最大相差13.5%。各缸冷卻水溫的差異是因柴油機(jī)體水道設(shè)計而引起的冷卻水流動與傳熱不均勻，導(dǎo)致柴油機(jī)出口水溫度與各缸實際狀況相差較大，水溫最高點(diǎn)位于5缸的缸蓋水套出口處。

2.2 缸套-活塞環(huán)磨損動力學(xué)邊界條件計算分析

圖9所示為柴油機(jī)各缸梯形環(huán)潤滑與受力狀況計算結(jié)果。從1缸到5缸，潤滑油膜厚度略有增加，6缸則增加幅度較大，最大差值為13.4%；1缸至5缸活塞環(huán)承受的微凸體載荷相差不大，其中1缸最大微凸體載荷為2 998.6 N，而6缸微凸體載荷最小，為2 505.4 N，兩者相差16.4%。這主要是由于1缸至5缸的缸套表面溫度、缸內(nèi)壓力相差不大，其最大微凸體載荷分布較為均勻，而6缸雖然爆發(fā)壓力最高，但由于其缸套表面溫度相對很低，使得其潤滑油膜較厚，活塞環(huán)微凸體載荷相對最小。

圖9 各缸磨損動力學(xué)邊界條件計算結(jié)果Fig 9 Calculation results of wear dynamic boundary conditions of each cylinder(a) oil film thickness;(b) load of micro convex body;(c) maximum convex body load

2.3 各缸磨損深度不均勻性計算

圖10所示為柴油機(jī)額定工況點(diǎn)工作400 h后，各缸套軸向磨損深度和最大磨損深度。計算結(jié)果表明：柴油機(jī)1缸的磨損最為劇烈，其軸向最大磨損深度為51.22 μm，其次為5、4、3、2缸，6缸磨損最輕，其軸向最大磨損深度為39.37 μm，相比1缸下降了23.14%。這主要是由于1缸燃燒狀況最差，缸套壁面溫度高、硬度低、潤滑油膜薄、摩擦副微凸體載荷大，因而磨損深度最大；而6缸因冷卻狀況最好，綜合作用使得該缸套壁面溫度低、硬度高、潤滑油膜厚、微凸體載荷小，因而缸套磨損深度相對最小。

圖10 柴油機(jī)各缸套磨損深度變化規(guī)律Fig 10 The wear depth change law of each diesel engine cylinder liner(a)axial wear depth;(b) maximum axial wear depth of each cylinder

3 結(jié)論

(1)建立的多缸柴油機(jī)缸套-活塞環(huán)磨損數(shù)值仿真計算模型，在曲軸轉(zhuǎn)角9°所對應(yīng)的缸套主側(cè)推力面軸向位置磨損計算精度較高。通過計算得出：柴油機(jī)缸套-活塞環(huán)磨損熱力學(xué)參數(shù)燃?xì)鉁囟雀鞲鬃畲笙嗖?.24%，燃?xì)鈮毫ψ畲笙嗖?.81%，上止點(diǎn)缸套壁面溫度最大相差11.62%，缸套外傳冷卻水溫最大相差13.5%；缸套-活塞環(huán)磨損動力學(xué)參數(shù)缸套潤滑油膜厚度各缸最大相差13.4%，微凸體載荷最大相差16.4%。

(2)多缸柴油機(jī)各缸套表面磨損程度存在顯著差異，其中1缸磨損最為劇烈，在額定工況點(diǎn)工作400 h后軸向最大磨損深度為51.22 μm，其次為第5、4、3、2缸，6缸磨損相對最小，為39.37 μm，相比1缸下降了23.14%。因此，可確定1缸缸套上止點(diǎn)曲軸轉(zhuǎn)角9°主、側(cè)推力面磨損深度作為柴油機(jī)缸內(nèi)技術(shù)狀況檢測及磨損量計算依據(jù)。