汽油機(jī)活塞組件的摩擦損失研究

汪杰強(qiáng)

摘要：基于一臺(tái)三缸渦輪增壓汽油機(jī)，分析了曲軸位置、連桿比以及發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行工況對(duì)活塞組件摩擦損失的影響。研究結(jié)果表明，在連桿比一定時(shí)，隨著曲軸偏置量從0mm增加到15mm，活塞組件的摩擦損失量減小，在曲軸偏置為15mm時(shí)，活塞組件的摩擦損失量減少達(dá)到最優(yōu)。然而，當(dāng)曲軸偏置量增加到20mm后，活塞組件的摩擦損失量有所增加。當(dāng)曲軸偏置量一定時(shí)（15mm），隨著連桿比從0.29減小到0.25，活塞組件的摩擦損失逐漸減少;隨著連桿比從0.29增加到0.31，摩擦損失有所增加。當(dāng)轉(zhuǎn)速?gòu)?000r/min增加到2000r/min時(shí)，活塞組件的摩擦損失有所增加，而隨著轉(zhuǎn)速一直增大，摩擦損失量有所降低。當(dāng)轉(zhuǎn)速在1000r/min時(shí)，隨著負(fù)荷的增大，摩擦損失有所改善。而在3000r/min時(shí)，負(fù)荷對(duì)摩擦損失的影響并不明顯。最后，對(duì)連桿比為0.25和0.31時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)不同運(yùn)行工況下的摩擦損失進(jìn)行了綜合協(xié)同優(yōu)化分析。

Abstract： Based on a three-cylinder turbocharged gasoline engine， this paper analyzes the relationship of friction loss with different crankshaft offset and crank ratio. The results show that， when the crank ratio constant， as the crankshaft offset increases from 0mm to 15mm， the friction loss of the piston decreases， the friction loss of piston is optimal at 15mm. When the crankshaft offset increases to 20mm， the friction loss of the piston increases. When the crankshaft offset is constant （15mm）， the friction loss of the piston gradually decreases as the crank ratio decreases from 0.29 to 0.25; As the crank ratio increases from 0.29 to 0.31， the friction loss increases. When the rotating speed increases from 1000r/min to 2000r/min， the friction loss of the piston assembly increases， while as the rotating speed increases， the friction loss decreases. When the speed is at 1000r/min， the friction loss is improved as the load increases. At 3000r/min， the impact of load on friction loss was not obvious. Finally， a comprehensive collaborative optimization analysis is made for the friction loss under different operating conditions when the crank ratio is 0.25 and 0.31.

關(guān)鍵詞：摩擦損失;曲軸偏置;連桿比;轉(zhuǎn)速;負(fù)荷;活塞

Key words： friction loss;crankshaft offset;crank ratio;rotating speed;engine load;piston

0 ?引言

隨著石油化石資源的日益消耗，提高發(fā)動(dòng)機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性已逐漸成為全球化命題。世界各國(guó)汽車(chē)企業(yè)也都在致力于開(kāi)發(fā)高效節(jié)能的發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)品。而研究發(fā)現(xiàn)，相比于電動(dòng)化等節(jié)能技術(shù)，通過(guò)降低發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)動(dòng)組件的摩擦損失能夠有效提升發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械效率，從而改善其燃油消耗率。

曲軸偏置為目前發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)中降低發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦損失的有效方法之一。圖1為發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄連桿結(jié)構(gòu)的示意圖。圖2為傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)和曲軸偏置發(fā)動(dòng)機(jī)的對(duì)比示意圖。

圖1中A為活塞銷(xiāo)中心;B為曲柄銷(xiāo)中心;L為連桿長(zhǎng)度;R為曲柄半徑;？姿為連桿比，？姿=R/L;S為活塞行程;？琢為曲柄轉(zhuǎn)角;？茁為連桿擺角;？棕為轉(zhuǎn)速。

圖2中①為燃燒產(chǎn)生的壓力，②為活塞垂直力，③為活塞反作用力，④為活塞橫向力，⑤為壓緊力，⑥為合力，⑦為曲軸偏置量。

從圖2知，燃料燃燒產(chǎn)生的壓力推動(dòng)活塞向下運(yùn)動(dòng)，而此時(shí)傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)由于連桿和活塞成一定角度，所以活塞受到了橫向的壓緊力，這種力正是阻礙活塞下行的重要因素，使得發(fā)動(dòng)機(jī)在每一次做功的同時(shí)，伴隨著很大的阻力，也是摩擦損失大的原因之一。而曲軸偏置技術(shù)通過(guò)將曲軸旋轉(zhuǎn)中心偏離中心線一段距離，使得活塞與連桿在同一條基準(zhǔn)線上，從而使最大爆發(fā)壓力出現(xiàn)時(shí)的連桿擺角在做功沖程中減小，活塞側(cè)壓力也隨之減小，就使得活塞的下行阻力降低，減少了摩擦損失。

另外，發(fā)動(dòng)機(jī)不同的運(yùn)行工況對(duì)摩擦損失的影響也不盡相同。本次研究主要通過(guò)分析發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸偏置量、連桿比以及不同運(yùn)行工況對(duì)活塞組件摩擦損失的影響，為發(fā)動(dòng)機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供數(shù)據(jù)依據(jù)。

1 ?發(fā)動(dòng)機(jī)的摩擦損失

發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦損失是指發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中由于摩擦而導(dǎo)致功率損失的程度，通常用摩擦平均有效壓力（FMEP）表示，如以下公式所示[1-2]。

FMEP=IMEP-BMEP

其中，F(xiàn)MEP為摩擦平均有效壓力，IMEP為指示平均有效壓力，BMEP為制動(dòng)平均有效壓力。

發(fā)動(dòng)機(jī)的主要機(jī)械損失如表1所示，主要包括附件摩擦損失、氣門(mén)機(jī)構(gòu)摩擦損失、曲柄連桿機(jī)構(gòu)摩擦損失、活塞運(yùn)動(dòng)摩擦損失、其他損失?；钊\(yùn)動(dòng)摩擦損失占到發(fā)動(dòng)機(jī)總的摩擦損失的30%左右。

2 ?樣機(jī)參數(shù)

2.1 樣機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)

本研究樣機(jī)原型為企業(yè)一款3缸渦輪增壓汽油機(jī)，其基本參數(shù)如表2所示。

2.2 樣機(jī)的摩擦損失

圖3為樣機(jī)的摩擦損失分布圖，由圖我們可以知道活塞裙部、活塞環(huán)的摩擦損失占到發(fā)動(dòng)機(jī)總的摩擦損失的20%左右。

3 ?發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)對(duì)摩擦損失的影響

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的基本參數(shù)及結(jié)構(gòu)，計(jì)算不同連桿比，不同曲軸偏置對(duì)摩擦損失的影響。

3.1 曲軸偏置對(duì)摩擦損失的影響

圖4為發(fā)動(dòng)機(jī)在滿負(fù)荷工況，連桿比為0.29時(shí)，曲軸偏置為5mm、10mm、15mm、20mm的摩擦損失相比于曲軸偏置為0mm的摩擦損失減少百分比。從圖中可以看出，采用曲軸偏置的設(shè)計(jì)后，活塞組件的摩擦損失得到顯著改善。隨著偏置量從0mm逐漸增加到15mm，活塞及活塞環(huán)的摩擦損失量持續(xù)減小，在15mm時(shí)減小到了2.5%，達(dá)到最優(yōu)。這是因?yàn)椴捎们S偏置的設(shè)計(jì)后，發(fā)動(dòng)機(jī)做功沖程時(shí)的最大爆發(fā)壓力出現(xiàn)時(shí)的連桿擺角減小，從而使活塞側(cè)壓力也隨之減小，因而使得活塞下行的阻力減小，摩擦損失量也就隨之降低。另外，從圖中還可以看出，在曲軸偏置量從15mm增加到20mm后，曲軸偏置對(duì)活塞組件摩擦損失改善有所降低，這主要是因?yàn)楫?dāng)曲軸偏置增加到20mm后，活塞在上止點(diǎn)下行時(shí)，活塞和連桿并不在一條基線上，導(dǎo)致作用在活塞上的側(cè)負(fù)荷增加，從而使磨損增加。

3.2 連桿比對(duì)摩擦損失的影響

圖5為曲軸偏置15mm、發(fā)動(dòng)機(jī)在滿負(fù)荷工況時(shí)，連桿比為0.25、0.27、0.31的摩擦損失相比于連桿比為0.29的摩擦損失降低百分比。從圖中可以看出，當(dāng)樣機(jī)的連桿比從0.29減小到0.27和0.25后，活塞組件的摩擦損失分別降低了5%和7%左右。這是因?yàn)楫?dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)的缸徑和活塞行程一定時(shí)，連桿比越小，發(fā)動(dòng)機(jī)的總體高度就會(huì)越大，在相對(duì)曲軸轉(zhuǎn)角時(shí)的連桿擺角越小，因而活塞的側(cè)壓力就會(huì)降低，從而降低了活塞組件的摩擦損失。另外，當(dāng)連桿比從0.29增大到0.31后，由于連桿擺角的增大，從而使得活塞及活塞環(huán)的摩擦損失有所增加。

4 ?發(fā)動(dòng)機(jī)工況對(duì)摩擦損失的影響

4.1 轉(zhuǎn)速對(duì)摩擦損失的影響

圖6為發(fā)動(dòng)機(jī)在滿負(fù)荷工況下，不同轉(zhuǎn)速對(duì)活塞組件摩擦損失的影響。從圖中可以看出，當(dāng)轉(zhuǎn)速?gòu)?000r/min增大到2000r/min后，摩擦損失的增加量減小，這主要是因?yàn)檗D(zhuǎn)速增大后，活塞組件摩擦副之間的相對(duì)速度增加，摩擦損失也就隨著增大。而隨著轉(zhuǎn)速的繼續(xù)增大，活塞組件的摩擦損失有所改善，這是因?yàn)樵谳^高轉(zhuǎn)速時(shí)，活塞組摩擦副之間的潤(rùn)滑條件從邊界潤(rùn)滑轉(zhuǎn)變?yōu)榱黧w動(dòng)力潤(rùn)滑，從而使得活塞上下運(yùn)動(dòng)時(shí)的摩擦力減小，摩擦損失降低。

4.2 負(fù)荷對(duì)摩擦損失的影響

圖7為發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷在25%、50%、75%和100%時(shí)，活塞組件摩擦損失的變化。由圖可知，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1000r/min時(shí)，隨著負(fù)荷的增加，摩擦損失減少量增大。這是因?yàn)樵诘退贂r(shí)，負(fù)荷的增加會(huì)使缸內(nèi)溫度升高，燃燒速率加快，從而使機(jī)械效率升高。摩擦損失隨之降低。而在3000r/min時(shí)，隨著負(fù)荷的增加，摩擦損失的變化并不明顯。

5 ?摩擦損失協(xié)同優(yōu)化分析

從上述分析可知，隨著連桿比的減小，樣機(jī)摩擦損失持續(xù)減小，并在R/L=0.25時(shí)達(dá)到最優(yōu)。另外隨著曲軸偏置量從5mm增大到15mm時(shí)，摩擦損失一直減小，在15mm增大到20mm后，曲軸偏置對(duì)摩擦損失的改善效果有所降低。另外，發(fā)動(dòng)機(jī)在不同轉(zhuǎn)速和負(fù)荷下，摩擦損失的變化仍然呈現(xiàn)不同的趨勢(shì)。因此，為了綜合協(xié)同優(yōu)化該樣機(jī)摩擦損失改善的最佳設(shè)計(jì)值和最佳運(yùn)行工況，對(duì)連桿比為0.25，曲軸偏置量為15mm和20mm時(shí)，不同工況下的摩擦損失變化進(jìn)行分析。

由圖8可知，對(duì)于連桿比為0.25的設(shè)計(jì)，在低速低負(fù)荷工況下，偏置量15mm和20mm對(duì)摩擦損失改善效果最小，而在低速中高負(fù)荷工況下，曲軸偏置量15mm比曲軸偏置量20mm的改善效果更優(yōu)，而在高速階段，偏置量20mm明顯比偏置量15mm時(shí)的摩擦損失改善更優(yōu)。

在對(duì)連桿比的分析中可知，當(dāng)連桿比逐漸減小時(shí)，摩擦損失成下降趨勢(shì)。然而，增加連桿的長(zhǎng)度可以減少活塞及活塞環(huán)的摩擦損失，但是會(huì)導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)的體積和重量的增大，對(duì)整車(chē)的布置不利，而縮小連桿長(zhǎng)度能夠減小發(fā)動(dòng)機(jī)的體積和重量，但是會(huì)導(dǎo)致活塞及活塞環(huán)的摩擦損失增加。因此，對(duì)連桿比增大到0.31時(shí)，曲軸偏置以及發(fā)動(dòng)機(jī)工況對(duì)摩擦損失的影響須進(jìn)行優(yōu)化分析。

由圖9可以看出，對(duì)于連桿比為0.31時(shí)的設(shè)計(jì)，在低速中高負(fù)荷工況下，對(duì)于所有的偏置量（c/o），摩擦損失都能顯著減小。另外，對(duì)于偏置量為10mm和15mm，在中速中負(fù)荷工況下，摩擦損失的增加量最低。由此可知縮短連桿長(zhǎng)度所增加的摩擦損失可以通過(guò)增加曲軸偏置量來(lái)減少，為發(fā)動(dòng)機(jī)小型化改善摩擦提供了一個(gè)優(yōu)化方向。

6 ?結(jié)論

通過(guò)改變發(fā)動(dòng)機(jī)的運(yùn)行工況以及發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸偏置量和連桿長(zhǎng)度，計(jì)算分析了轉(zhuǎn)速、負(fù)荷、曲軸偏置以及連桿比對(duì)活塞組件摩擦損失的影響，研究結(jié)論如下。

①隨著曲軸偏置量從0mm增加到15mm，活塞組件的摩擦損失量減小，在曲軸偏置為15mm時(shí)，活塞組件的摩擦損失量減小達(dá)到最優(yōu)。當(dāng)曲軸偏置量增加到20mm后，活塞組件的摩擦損失量有所增加。

②當(dāng)曲軸偏置量為15mm時(shí)，連桿比由0.29減小到0.27，活塞組件的摩擦損失能夠降低5%。連桿比由0.29減小到0.25，活塞組件的摩擦損失能夠降低7%。當(dāng)連桿比由0.29增加到0.31，曲軸偏置量為15mm時(shí)，活塞組件的摩擦損失有所增加。

③當(dāng)轉(zhuǎn)速?gòu)?000r/min增加到2000r/min時(shí)，活塞組件的摩擦損失有所增加，而隨著轉(zhuǎn)速一直增大，摩擦損失量有所降低。

④當(dāng)轉(zhuǎn)速在1000r/min時(shí)，隨著負(fù)荷的增大，摩擦損失有所改善。而在3000r/min時(shí)，負(fù)荷對(duì)摩擦損失的影響并不明顯。

⑤當(dāng)連桿比為0.25時(shí)，在低速中高負(fù)荷工況下，曲軸偏置量15mm比曲軸偏置量20mm的改善效果更優(yōu)，而在高速階段，偏置量20mm比偏置量15mm時(shí)對(duì)摩擦損失的改善效果更好。

⑥當(dāng)連桿比為0.31時(shí)，在中速中負(fù)荷工況下，曲軸偏置量為10mm和15mm時(shí)，摩擦損失的增加量最低。因此，縮短連桿長(zhǎng)度所增加的摩擦損失可以通過(guò)增加曲軸偏置量來(lái)減少。

參考文獻(xiàn)：

[1]倪計(jì)民.汽車(chē)內(nèi)燃機(jī)原理[M].上海：同濟(jì)大學(xué)出版社，1997.

[2]周龍保.內(nèi)燃機(jī)學(xué)[M].二版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006.

[3]Ryo Wakabayashi， Masaaki Takiguchi， Takamasa Shimada， et al.The Effects of Crank Ratio and Crankshaft Offset on Piston Friction Losses. SAE： 2003-01-0983.

[4]Jang， S.; Cho， J.Effects of Skirt Profiles on the Piston Secondary Movements by the lubrication Behaviors. International Journal of Automotive Technology. Vol. 5 2004.

[5]Kei Nakayama， Seiji Tamaki， Hiroyuki Miki and Masaaki Takiguchi. The Effect of Crankshaft Offset on Piston Friction Force in a Gasoline Engine. SAE 2000-01-0922.

[6]Cho， M.-R.， Kim， J.-S.， Oh， D.-Y.， et al. The effects of crankshaft offset on the engine friction. SAE：2011-36-0205.

[7]劉濤，陳凱.基于動(dòng)力學(xué)仿真的活塞組件摩擦損失研究. 2011 AVL先進(jìn)模擬技術(shù)中國(guó)用戶(hù)大會(huì)論文.

[8]劉瑞，郭金寶，李巖.曲軸偏置對(duì)汽油機(jī)活塞摩擦力的影響[J].內(nèi)燃機(jī)與配件，2011（12）：4-6.

[9]張效工，李衛(wèi)國(guó).降低汽油機(jī)整機(jī)摩擦損失研究[J].內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，1997，15（1）：71-75.

[10]Furuhama， S.; Takiguchi， M. Measurement of Piston Frictional in Actual Operating Diesel Engine. SAE 790855.

[11]S.D. Haddad， Kek-Tjen Tjan.Measurement of Piston Frictional in Actual Operating Diesel Engine. SAE 790855.

[12]盧熙群，郭宜斌，何濤.活塞環(huán)潤(rùn)滑及摩擦損失仿真分析[J].船海工程，2009，38（5）：71-75.