柴油機(jī)工作狀態(tài)摩擦研究——全新的測(cè)量方法

1 各類摩擦測(cè)量方法

近年來(lái)，CO2排放法規(guī)限值日趨嚴(yán)格，因此提高內(nèi)燃機(jī)效率勢(shì)在必行。除了廣泛采用提高效率的措施之外，降低摩擦也起著重要作用。為了有效優(yōu)化開發(fā)過(guò)程，必須在測(cè)量技術(shù)方面準(zhǔn)確評(píng)估降低摩擦措施。

內(nèi)燃機(jī)常用的摩擦損失測(cè)量方法可將其劃分為倒拖模式測(cè)量和燃燒模式測(cè)量。所謂的“指示方法”是一種非常復(fù)雜的方法，對(duì)測(cè)量系統(tǒng)有著較高的要求，燃燒模式和倒拖模式均可采用該方法，以獲得高質(zhì)量的測(cè)量結(jié)果。為了研究單個(gè)部件的摩擦損失，采用分離方法，該方法通常針對(duì)處于倒拖模式下的發(fā)動(dòng)機(jī)。然而，倒拖模式下的發(fā)動(dòng)機(jī)因?yàn)榇嬖谌紵ぷ鬟^(guò)程偏離實(shí)際運(yùn)行的狀況，因此會(huì)影響到部件溫度、最大氣缸壓力以及氣缸壓力的分布和位置。這些偏差會(huì)進(jìn)一步導(dǎo)致對(duì)測(cè)量結(jié)果的錯(cuò)誤判斷，并且根據(jù)具體的工況點(diǎn)，這些偏差會(huì)對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的摩擦區(qū)域(實(shí)際活塞間隙、活塞二階運(yùn)動(dòng))產(chǎn)生顯著影響。參考文獻(xiàn)[1]對(duì)比了不同倒拖方法的估值誤差和燃燒模式測(cè)量結(jié)果。

2 燃燒模式下采用摩擦測(cè)量模塊的分離測(cè)量方法

基于相關(guān)性，目前已開發(fā)出一種新的測(cè)量方法。該方法可將指示方法和分離方法結(jié)合起來(lái)，以測(cè)量實(shí)際工況下各個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)部件之間的摩擦。燃燒模式下的分離方法與摩擦測(cè)量模塊相結(jié)合，該模塊專為BMW 3缸、4缸和6缸柴油機(jī)而設(shè)計(jì)，以單獨(dú)測(cè)量著火工作狀態(tài)下曲柄連桿機(jī)構(gòu)的摩擦狀況?；谔囟ǖ姆蛛x條件，冷卻液和機(jī)油調(diào)節(jié)系統(tǒng)可根據(jù)工況點(diǎn)來(lái)控制溫度和壓力。在完成包括拆除皮帶傳動(dòng)、冷卻液泵、集成真空泵和平衡軸的機(jī)油泵在內(nèi)的第一個(gè)分離步驟之后，即可安裝摩擦測(cè)量模塊。為此，拆除驅(qū)動(dòng)高壓泵的下部正時(shí)鏈，并用外部帶齒皮帶傳動(dòng)替代，通過(guò)附加軸驅(qū)動(dòng)高壓泵。摩擦測(cè)量模塊的設(shè)計(jì)實(shí)現(xiàn)了在曲軸(DMF1)和高壓泵驅(qū)動(dòng)器(DMF2)上直接測(cè)量扭矩的目的，從而獲得高壓泵和氣門機(jī)構(gòu)的扭矩?cái)?shù)值。另一個(gè)扭矩測(cè)量法蘭(DMF3)則靠近電動(dòng)制動(dòng)器安裝。圖1示出了安裝在4缸試驗(yàn)機(jī)上的摩擦測(cè)量模塊及其結(jié)構(gòu)示意圖。

圖1 摩擦測(cè)量模塊示意圖(a)，模塊安裝在集成 扭矩測(cè)量技術(shù)的BMW 4缸柴油機(jī)上(b)

除了測(cè)量摩擦，該測(cè)量方法還可以測(cè)量機(jī)油消耗量和漏氣量，而且不受最高燃燒壓力的限制。

3 發(fā)動(dòng)機(jī)部件潛力

由于摩擦，柴油機(jī)節(jié)省燃油的極限潛力很大程度上取決于所處的工況點(diǎn)。如果發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷增加，則節(jié)油潛力顯著下降。在負(fù)荷較低的發(fā)動(dòng)機(jī)特性曲線區(qū)域(例如新歐洲行駛工況(NEDC)和輕型車測(cè)試循環(huán)工況(WLTC))，可以發(fā)現(xiàn)節(jié)油潛力相對(duì)較大。為了評(píng)估所研究的3缸量產(chǎn)柴油機(jī)的燃油節(jié)省極限潛力，將相關(guān)負(fù)荷點(diǎn)定義為轉(zhuǎn)速1 750 r/min及平均有效壓力(BMEP)0.3 MPa時(shí)所對(duì)應(yīng)的負(fù)荷點(diǎn)，處于NEDC和WLTC負(fù)荷點(diǎn)的平均水平。如圖2所示，該負(fù)荷點(diǎn)的燃油節(jié)省極限潛力約為20%。此外還示出了各個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)部件的潛力，通過(guò)帶摩擦測(cè)量模塊的新測(cè)量方法結(jié)合彈性液體動(dòng)力學(xué)(EHD)仿真來(lái)測(cè)量3缸發(fā)動(dòng)機(jī)。在該負(fù)荷區(qū)域，曲柄連桿機(jī)構(gòu)的摩擦損失占較大比例，約為50%。

圖2 3缸量產(chǎn)柴油機(jī)的燃油節(jié)省極限潛力 (轉(zhuǎn)速1 750 r/min，pe為0.3 MPa)

應(yīng)特別強(qiáng)調(diào)的是，高精度的扭矩測(cè)量、氣缸壓力指示和通過(guò)電容式探針精確檢測(cè)上止點(diǎn)等方式都是進(jìn)行高質(zhì)量摩擦測(cè)量的先決條件[2]。另外，還要考慮影響摩擦的其他參數(shù)，尤其是介質(zhì)溫度和壓力、燃燒重心位置、油軌壓力、暖機(jī)性能、沉降時(shí)間，以及滯后效應(yīng)等[3]。

圖3以燃燒模式下采用摩擦測(cè)量模塊為例，示出了轉(zhuǎn)速在2 000 r/min時(shí)采用分離測(cè)量方法的負(fù)荷截面。由圖3可知，集成氣門機(jī)構(gòu)的高壓泵有著較強(qiáng)的負(fù)荷依賴性，這是由高達(dá)220 MPa的高噴油壓力造成的。因此，氣門機(jī)構(gòu)起著相當(dāng)重要的作用。

圖3 轉(zhuǎn)速為2 000 r/min時(shí)的部件摩擦分布圖(a)，整機(jī)(b) 和曲柄連桿機(jī)構(gòu)(c)的摩擦特性圖

由此得出，柴油機(jī)整機(jī)摩擦對(duì)工作負(fù)荷有著較強(qiáng)的依賴性。與此相反，無(wú)論是在負(fù)荷截面中還是在整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)特性曲線范圍內(nèi)，曲柄連桿機(jī)構(gòu)的摩擦幾乎沒有負(fù)荷依賴性。只有在低轉(zhuǎn)速和高負(fù)荷的情況下，因活塞速度較慢且法向力較大，曲柄連桿機(jī)構(gòu)的摩擦才會(huì)略有增加。此外，不能低估曲柄連桿機(jī)構(gòu)、冷卻液泵及機(jī)油泵的損失，尤其是在低負(fù)荷工況范圍內(nèi)。

4 缸套珩磨評(píng)估

采用3缸發(fā)動(dòng)機(jī)彈性流體動(dòng)力模型，專門研究活塞裙和缸套之間的接觸區(qū)域，以便進(jìn)行詳細(xì)分析，確定相互關(guān)系并設(shè)計(jì)缸套形狀。除了缸套形狀之外，活塞安裝間隙也有所不同，以分析其對(duì)活塞裙摩擦和活塞二階運(yùn)動(dòng)的影響。此外，在研究過(guò)程中，活塞裙形狀(橢圓度)也發(fā)生了變化。但在本研究中，其結(jié)果僅用于檢查仿真結(jié)果的合理性。為了比較曲柄連桿機(jī)構(gòu)的仿真結(jié)果和測(cè)量結(jié)果，基于負(fù)荷點(diǎn)的模型輸入?yún)?shù)也選擇具有代表性的負(fù)荷點(diǎn)(轉(zhuǎn)速1 750 r/min，BMEP為0.3 MPa)。這些參數(shù)包括活塞和氣缸套的熱變形、機(jī)油溫度和氣缸壓力曲線。

從這些仿真結(jié)果中選擇摩擦優(yōu)化的成型珩磨用于試驗(yàn)研究。圖4比較了保持活塞裙形狀不變情況下的基本珩磨和成型珩磨。

活塞安裝間隙增大時(shí)，可發(fā)現(xiàn)活塞裙摩擦功明顯減小(與所研究的缸套形狀無(wú)關(guān))。安裝間隙范圍為120～140 μm時(shí)，摩擦功最小。如果進(jìn)一步增大活塞安裝間隙，則會(huì)因活塞二階運(yùn)動(dòng)的增加而提高固體接觸比例，從而使摩擦略有增加。采用摩擦優(yōu)化的成型珩磨，在安裝間隙為55 μm時(shí)，活塞裙摩擦因下止點(diǎn)區(qū)域直徑增大而減少約25%。在“活塞裙摩擦減小”區(qū)域(圖4)，盡管間隙變小，仍可有效減少摩擦。除了減少摩擦之外，該措施還具有活塞聲學(xué)方面的優(yōu)勢(shì)。由于氣缸形狀的改變，下止點(diǎn)區(qū)域的活塞擺動(dòng)角明顯增大，但仍小于上止點(diǎn)區(qū)域的擺動(dòng)角。右側(cè)部分示出了活塞裙與缸套之間的潤(rùn)滑間隙的流體動(dòng)壓分布。在上止點(diǎn)后30°CA的區(qū)域，2種缸套形狀之間無(wú)顯著差異，僅在幾何直徑增大區(qū)域(例如上止點(diǎn)后150°CA)才會(huì)產(chǎn)生較明顯的影響。在反壓側(cè)，較大的局部間隙徹底防止了流體動(dòng)力接觸現(xiàn)象的出現(xiàn)。

圖4 基本珩磨和成型珩磨比較(仿真)

在此基礎(chǔ)上，通過(guò)新測(cè)量方法研究成型珩磨。由圖5可知，幾乎在整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)特性曲線范圍內(nèi)，所測(cè)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的摩擦因缸套形狀的變化而明顯減少。只有在低轉(zhuǎn)速和高負(fù)荷時(shí)，采用成型珩磨時(shí)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)摩擦才與采用基本珩磨時(shí)處于同一水平。由于下止點(diǎn)區(qū)域的活塞二階運(yùn)動(dòng)增多且活塞速度較慢，所以導(dǎo)致混合摩擦增加。為了更好地與固定測(cè)量進(jìn)行比較，從90 ℃的機(jī)油和冷卻液溫度開始進(jìn)行NEDC工況測(cè)量，從而可以測(cè)量到燃油耗降低約為1%，這也證實(shí)了摩擦測(cè)量結(jié)果。成型珩磨的塑形使得所測(cè)的漏氣值與基本珩磨保持在同一水平。

圖5 基本珩磨與成型珩磨比較(測(cè)量)

5 通過(guò)EHD仿真進(jìn)行驗(yàn)證

曲柄連桿機(jī)構(gòu)摩擦的測(cè)量和仿真結(jié)果顯示出良好的相關(guān)性(圖6)。通過(guò)活塞裙仿真的總壓力分布(流體動(dòng)壓接觸壓力與固體接觸壓力之和)觀察所采用活塞裙方案(A、B、C)的磨損形態(tài)。

圖6 曲柄連桿機(jī)構(gòu)摩擦的測(cè)量與仿真對(duì)比 (a)；活塞裙磨損與壓力分布(b)

6 潛力分析

采用新開發(fā)的測(cè)量方法可以在燃燒模式下對(duì)最新一代柴油機(jī)進(jìn)行詳細(xì)的分離研究，從而測(cè)出各個(gè)部件的極限潛力。本文以BMW 1.5 L 3缸量產(chǎn)柴油機(jī)為應(yīng)用實(shí)例開展研究，并對(duì)優(yōu)化摩擦的氣缸成型珩磨進(jìn)行比較研究。

研究重點(diǎn)是，直接測(cè)量曲柄連桿機(jī)構(gòu)摩擦和集成氣門機(jī)構(gòu)的高壓泵摩擦。與量產(chǎn)珩磨相比，通過(guò)仿真設(shè)計(jì)的成型珩磨在降低摩擦和燃油耗方面更具優(yōu)勢(shì)。在NEDC和WLTC對(duì)應(yīng)的負(fù)荷點(diǎn)時(shí)，即使發(fā)動(dòng)機(jī)處于正常運(yùn)行溫度，所研究結(jié)構(gòu)的燃油耗仍可減少約1%。參考文獻(xiàn)[4]中詳細(xì)介紹的新一代BMW柴油機(jī)系列采用了本文所述的氣缸成型珩磨技術(shù)。