不同載荷下缸套失圓變形對活塞-缸套摩擦副密封性能與摩擦功耗的影響研究

畢玉華，祖 菘，劉少華，申立中，陳思吉，王 治

（昆明理工大學云南省內燃機重點實驗室，昆明 650500）

0 概述

隨著柴油機向高強化發(fā)展，缸套所承受的熱負荷、機械負荷隨之增大［1-2］。缸套失圓變形會造成機油消耗量和竄氣量增大，導致排放惡化、摩擦損耗增加、活塞敲缸、缸套穴蝕甚至拉缸等嚴重后果［3］。研究表明，缸套失圓變形會影響活塞環(huán)的刮油作用，使其無法在缸套內表面刮出理想的均勻油膜，導致活塞環(huán)組和缸套之間的摩擦磨損加劇，同時缸套失圓變形會導致機油竄入燃燒室，其在高溫下裂解甚至燃燒產生的顆粒物是發(fā)動機顆粒物排放的主要來源［4-5］。因此，研究不同載荷下的缸套失圓變形特征及其對活塞-缸套摩擦副密封性能與摩擦損失的影響規(guī)律，對提高柴油機的動力性、經(jīng)濟性及排放特性具有重要意義。

國內外學者采用仿真與測試結合的方法對缸套失圓變形進行了相關研究。文獻［6］中為了有效抑制高強化柴油機缸套失圓變形引起的密封失效，采用缸套內表面橫截面失圓度和傅里葉變換后的各階幅值作為缸套變形評價指標，分析了不同預緊力、不同缸蓋結構、不同螺栓布置角度對缸套截面失圓度和各階幅值的影響，并通過試驗對仿真結果進行了驗證。文獻［7］中利用仿真分析軟件分別研究了活塞環(huán)型線、活塞環(huán)結構、活塞環(huán)岸結構對機油消耗量的影響，并通過各個方案下的機油消耗試驗測試結果對仿真結果進行了驗證。文獻［8］中首先通過試驗測量得到了發(fā)動機的竄氣量，之后通過仿真分析軟件建立了某V6 發(fā)動機的活塞動力學模型，通過計算活塞型線優(yōu)化前后的竄氣量、環(huán)組摩擦損失功及活塞傾角隨曲軸的變化關系對比，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后環(huán)組總摩擦損失功降低了5.51%；還對比了不同數(shù)量的缸套軸向變形擬合出的缸套型線對竄氣量、環(huán)組總摩擦損失功和活塞傾角的影響，發(fā)現(xiàn)使用缸套軸向變形數(shù)量較低的方式擬合的型線與使用數(shù)量較高的方式擬合出的型線計算結果相差較大。文獻［9］中首先基于假設處于冷態(tài)下為非圓形的缸套可能會由于熱應力和機械應力而在工作狀態(tài)下變形為圓柱形，對圓形缸套的變形進行了仿真計算，并與文獻［10］中測量的缸套變形結果進行比較，結果顯示出很好的一致性；然后研究了3 種非圓形缸套分別在冷態(tài)和熱態(tài)下的變形，結果表明橢圓形缸套在熱載荷作用下可以達到接近圓柱形。文獻［11］中用計算流體力學方法對活塞環(huán)組內的油氣流動進行了數(shù)值研究，并通過活塞環(huán)運動、活塞環(huán)壓力和竄氣的試驗數(shù)據(jù)驗證了一維結果，用活塞環(huán)壓力和竄氣量的試驗數(shù)據(jù)又驗證了二維結果，一維和二維的竄氣仿真曲線也有很好的一致性。綜上所述，國內外學者針對缸套失圓和環(huán)組不同參數(shù)對機油消耗和摩擦損失的影響進行了大量研究，但基于不同載荷下的缸套失圓特征對機油消耗和摩擦損失的影響研究較少報道。

本文中以非道路高壓共軌柴油機干式缸套為對象，研究了不同載荷下的缸套失圓變形特征，并對比了在不同載荷下缸套失圓變形對環(huán)組摩擦損失、竄氣量和機油消耗量的影響，研究結果對優(yōu)化活塞-缸套摩擦副結構以提高發(fā)動機的動力性、經(jīng)濟性和排放性具有重要意義。

1 缸套失圓變形及活塞環(huán)組動力學理論

缸套的失圓變形屬于彈性力學問題，可以使用平衡方程、幾何方程和物理方程來求解缸套的應力與應變［12-13］。計算缸套的溫度場及缸套熱態(tài)下的失圓變形時以具有內熱源與不具有內熱源三維穩(wěn)態(tài)導熱微分方程作為熱力學基礎，使用不同的固體導熱體微分方程計算缸套的溫度場及缸套熱態(tài)下的失圓變形［14］。

活塞環(huán)在缸套中的運動和受力情況如圖1 所示。圖1 中，F(xiàn)hydrrad為徑向油膜壓力；Fhydrax為活塞環(huán)槽內潤滑油的軸向阻尼力；Ffricax為缸套與環(huán)運動面的軸向摩擦力；Fgasax為燃氣軸向作用力；Fgasrad為燃氣徑向作用力；Ftension為環(huán)的張力；Ffricrad為缸套與環(huán)運動面的徑向摩擦力；mR·x¨ 為氣缸軸向受到活塞環(huán)軸向慣性力；ξ 為活塞環(huán)的扭曲角；M 為活塞環(huán)繞截面中心點；S 為活塞環(huán)的質心；pabove為活塞環(huán)頂部所受壓力；pbelow為活塞環(huán)下部所受壓力；pbehind為活塞環(huán)內圓面所受壓力。缸套中的運動主要有軸向運動、徑向運動、扭轉運動及周向運動；在缸套中的受力主要有軸向摩擦力、徑向摩擦力、燃氣軸向作用力、燃氣徑向作用力、彎曲力和自身張力等。

圖1 活塞環(huán)的受力示意圖

根據(jù)力的平衡，活塞環(huán)的軸向與徑向運動方程如式（1）、式（2）所示。

式中，F(xiàn)contact為活塞環(huán)與環(huán)槽間的接觸力；Fmassax為活塞環(huán)的軸向質量力；Fbend為主推力側和次推力側相互作用引起的彎曲力；Fcontactrad為活塞環(huán)與環(huán)槽間的徑向摩擦力。

2 模型建立與邊界條件

2.1 模型建立

研究對象為某4 缸非道路柴油機，基本參數(shù)見表1。使用UG 建立缸蓋螺栓、缸蓋、缸墊、缸套、機體的三維實體模型，實體模型和有限元模型見圖2，提取的冷卻水套實體模型與有限元模型見圖3。

圖2 缸蓋與機體實體模型與有限元模型

圖3 冷卻水套實體與有限元模型

表1 柴油機基本參數(shù)

利用AVL Excite 中的Piston & Ring 模塊建立動力學仿真計算模型，該動力學仿真計算模型中所用到的部件包括缸套、活塞環(huán)、活塞、活塞銷和連桿。輸入?yún)?shù)主要有缸徑、行程、連桿長度、發(fā)動機轉速、缸壓、缸內燃氣溫度和傳熱系數(shù)、機油屬性、動畫控制數(shù)據(jù)、仿真控制數(shù)據(jù)、活塞的剛度特性，以及活塞、環(huán)和缸套的型線，部件的質量、材料幾何參數(shù)等。

2.2 材料屬性

由于各個零部件的材料不同，其物理特性參數(shù)也不同，各零部件詳細的材料屬性見表2。

表2 各零部件的材料屬性

2.3 有限元模型邊界條件

2.3.1 傳熱邊界條件

傳熱邊界條件主要考慮水套內冷卻液傳熱邊界條件、氣缸內氣體傳熱邊界條件、進氣道和排氣道內氣體傳熱邊界條件及柴油機外表面?zhèn)鳠徇吔鐥l件等。

對于冷卻液傳熱邊界條件，仿真分析的工況選擇標定工況，冷卻液入口處流量取220 L/min，冷卻液溫度取359 K，湍動能取1 m2/s2；出口處邊界條件采用壓力邊界條件，出口處壓力取0.1 MPa。

對于缸套傳熱邊界條件，根據(jù)已有研究［15-16］，可以計算得到缸套不同高度對應的溫度和傳熱系數(shù)，見表3。由于該柴油機的行程為120 mm，因此在距離缸套頂面120 mm 截面處往下的缸套部分并不與燃氣直接接觸，所以其平均溫度取475 K；另外，根據(jù)經(jīng)驗選取該位置下缸套對應的傳熱系數(shù)為215 W/（m2·K）。

表3 缸套各分區(qū)溫度與傳熱系數(shù)

對于缸蓋火力面邊界條件，采用本田推薦的方法［17］確定缸蓋火力面的傳熱系數(shù)，將火力面劃分為如圖4 所示的不同區(qū)域。計算后各區(qū)域的溫度和傳熱系數(shù)具體值見表4。

圖4 燃燒室分區(qū)示意圖

表4 缸蓋火力面各分區(qū)溫度與傳熱系數(shù)

對于進、排氣道傳熱邊界條件，進排氣道表面的傳熱系數(shù)可由公式［18］計算得到，仿真計算時根據(jù)文獻［19］中推薦值取進氣道表面的溫度為333 K，傳熱系數(shù)為250 W/（m2·K）；排氣道表面的溫度為773 K，傳熱系數(shù)為350 W/（m2·K）。

對于柴油機外表面的邊界條件，柴油機外表面的傳熱系數(shù)可以采用經(jīng)驗公式［20］計算得到，仿真計算時，柴油機外表面的溫度取298 K，傳熱系數(shù)取50 W/（m2·K）。

2.3.2 力邊界條件

對于燃氣作用力，通過臺架試驗測得某缸標定工況下的缸壓曲線如圖5 所示。根據(jù)缸壓曲線和做功順序可以得到其余3 個缸的缸內壓力隨曲軸轉角的變化關系。

圖5 缸內燃氣壓力曲線

對于螺栓預緊力，根據(jù)《柴油機設計手冊》的規(guī)定，可以選取最高燃燒壓力的2.5 倍作為單體式氣缸蓋的螺栓預緊力，通過計算，作用于氣缸蓋上的氣體壓力為326 852 N。該柴油機的缸蓋螺栓有6 個，因此分別在每個螺栓模型上施加54 475 N 預緊力。

對于活塞側擊力，當各缸分別做功時，每缸缸套所受到的活塞側擊力具體值可由經(jīng)驗公式（式（3））計算得到。

式中，N為活塞側擊力；D為活塞頂面直徑；p為缸內絕對壓力；p1為曲軸氣體壓力；mj為往復慣性質量；R為曲柄半徑；為曲柄角速度；α為曲軸轉角；β為連桿擺角。

2.3.3 接觸邊界條件

裝配體模型總共設置了8 對接觸對，如圖6 所示。缸蓋螺栓-機體這對接觸對選用綁定接觸，其余接觸對都選用摩擦系數(shù)設置為0.2 的摩擦接觸。

圖6 接觸對的設置

2.3.4 位移邊界條件

為了更好地模擬柴油機在實際工作中固定在機腳上的狀態(tài)，在有限元仿真計算分析中對機體底面上的所有節(jié)點進行了全約束，以最大程度地降低模型中各點的剛體位移，更真實地反映模型在實際狀態(tài)下的變形。

2.3.5 機體缸孔與缸套外圓的配合

缸套外圓直徑為(106.00±0.01)mm，機體缸孔直徑為106.000+0.014-0.006mm。缸套失圓變形的計算選取機體缸孔與缸套外圓的配合為0 mm 和最大過盈量為0.016 mm 的兩種方案。

2.3.6 缸套、缸蓋溫度測試

在標定工況下采用熱電偶測溫法對缸套溫度進行測試。由于在干式缸套上布置溫度測點較為困難，因此選用同一個系列的濕式缸套機型進行試驗。在缸套外表面上的飛輪側和皮帶輪側軸向位置開槽并安裝熱電偶，測點位置如圖7（a）所示，將飛輪側距缸套頂面11.5 mm、24.0 mm、38.6 mm、69.0 mm和115.0 mm 的測點分別編號1～5，皮帶輪側距缸套頂面11.5 mm、24.0 mm、38.6 mm、69.0 mm 和115.0 mm 的測點分別編號為6～10。加工后的缸套實物如圖7（b）所示。

圖7 缸套溫度測點位置與實物圖

如圖8 所示為標定工況下缸套各測點的溫度值對比。可以看出，在距離缸套頂面最近的測點1 和測點6 溫度較高，隨著距離缸套頂面距離的增大，溫度有所降低。除了測點9 的相對誤差達到了11.5%，其余測點的相對誤差均在10% 以內，證明仿真結果與測試結果具有較好的一致性。

圖8 缸套各測點溫度值對比

2.3.7 缸蓋溫度測試

在標定工況下采用硬度塞對缸蓋火力面各測點處的溫度進行測試。如圖9（a）所示為缸蓋火力面上的測點分布，圖9（b）為加工后的缸蓋實物圖。標定工況下，缸蓋各測點溫度值及相對誤差如圖10 所示。提取缸蓋火力面對應測點的仿真結果與試驗結果進行對比，可以看出相對誤差最大的是測點11，相對誤差為9.3%，各個測點的相對誤差均在10% 以內，證明仿真結果與測試結果具有較好的一致性。

圖9 缸蓋溫度測點位置與實物圖

圖10 缸蓋各測點溫度值及相對誤差（標定工況）

2.4 活塞動力學模型的建立

提取缸套失圓變形的平均特征值，利用軟件建立活塞動力學仿真模型，如圖11 所示。該動力學仿真計算模型中所用到的部件包括缸套、活塞環(huán)、活塞、活塞銷和連桿?；钊⒏滋准颁N軸承之間的彈力平衡使用NEWION-RAPHSON 方法迭代確定。

圖11 活塞動力學仿真模型

模型建立好后，需要進行參數(shù)的輸入。具體需要輸入的參數(shù)有：動畫控制數(shù)據(jù)，仿真控制數(shù)據(jù)，活塞的剛度特性，發(fā)動機參數(shù)（包括缸徑、沖程、連桿長度等），發(fā)動機轉速、缸壓、缸內燃氣溫度和傳熱系數(shù)，活塞、環(huán)和缸套的型線，機油屬性，部件的質量、材料和幾何參數(shù)等。其中各部件的質心位置、轉動慣量等參數(shù)通過三維模型計算得到。

2.5 動力學模型邊界條件

2.5.1 活塞的剛度矩陣

利用三維建模軟件建立活塞的三維模型，然后將模型導入HYPERMESH 中生成有限元模型，在主推力側和次推力側構成的截面內設置7 個徑向力的加載點，與之相隔30°的截面上設置另外7 個徑向力的加載點，與之相隔60°的截面上再設置6 個徑向力的加載點，然后分別在各點加載徑向力，計算各點的徑向位移，然后根據(jù)剛度矩陣文件的格式編寫剛度矩陣文件。2.5.2 缸內燃氣溫度及傳熱系數(shù)

缸內燃氣溫度及傳熱系數(shù)由AVL Boost 軟件仿真得來，圖12 為標定工況下缸內燃氣溫度及傳熱系數(shù)。2.5.3 活塞溫度場

圖12 缸內燃氣溫度及傳熱系數(shù)

通過有限元仿真分析得到活塞的溫度場如圖13所示，活塞頂燃燒室周邊區(qū)域的溫度較高，活塞的最高溫度為374.52 ℃。

圖13 活塞溫度場

3 不同載荷下缸套失圓變形結果分析

為了簡化加載過程，將缸套的載荷狀況簡化為熱態(tài)（方案1）、熱態(tài)預緊（方案2）、熱態(tài)預緊過盈（方案3）、熱機耦合（方案4）和熱機耦合過盈（方案5）5種情況，分析不同載荷下的缸套失圓變形特征，有助于研究缸套失圓變形對于不同載荷的敏感性。以下是對不同載荷的定義：熱態(tài)是指缸套只受熱負荷作用；熱態(tài)預緊是指缸套受熱負荷和缸蓋螺栓預緊力的共同作用；熱態(tài)預緊過盈是指缸套受熱負荷和缸蓋螺栓預緊力作用，同時機體缸孔與缸套外圓的配合采用0.016 mm 的最大過盈量；熱機耦合是指缸套不僅受到熱負荷和缸蓋螺栓預緊力的作用，還受到各缸燃氣作用力和活塞側擊力的作用；熱機耦合過盈是指缸套受熱機耦合下各種負荷的作用，同時機體缸孔與缸套外圓的配合采用0.016 mm 的最大過盈量。

為了更準確清晰地分析缸套的失圓變形結果，首先如圖14 所示對缸套的特征角度進行了定義，以逆時針方向定義次推力側為0°，飛輪側為90°，主推力側為180°，皮帶輪側為270°。標定工況5 種方案下缸套整體失圓變形見圖15。

圖14 缸套角度定義示意圖

圖15 不同載荷下缸套的整體失圓變形

3.1 熱態(tài)失圓變形結果分析

從圖15（a）中可以看出，熱態(tài)時隨著距離缸套頂面位置距離的減小，第2、3 缸中間到第1、4 缸外側距離的增加，變形量逐漸增大；第1、4 缸缸套頂部外側變形量較大，最大變形出現(xiàn)在第4 缸缸套頂面90°方向附近，為0.304 mm。第1、4 缸缸套變形較大，這是由于機體兩端剛度較小。

3.2 熱態(tài)預緊失圓變形結果分析

從圖15（b）中可以看出，熱態(tài)預緊時缸套變形趨勢與熱態(tài)條件下的變形趨勢一致，只是最大變形量由0.304 mm 降低為0.292 mm，減小了0.012 mm。

3.3 熱態(tài)預緊過盈失圓變形結果分析

從圖15（c）中可以看出，熱態(tài)預緊過盈時缸套的變形量也是隨著距離缸套頂面位置距離的減小而增大，由第2、3 缸中間向第1、4 缸外側距離的增加逐漸增大。第1、4 缸缸套頂部外側變形量較大，最大變形位于第4 缸缸套頂面90°方向附近，為0.291 mm，與熱態(tài)預緊條件下的變形量相比減小了0.001 mm。

3.4 熱機耦合失圓變形結果分析

由圖15（d）可知，熱機耦合時由于不同缸缸內最高燃燒壓力最大（后文簡稱爆發(fā)）時，缸套最大變形都位于第4 缸缸套頂面，因此這里僅列舉第3 缸爆發(fā)時的缸套綜合變形。從圖中可以看出，從第2、3缸內側向第1、4 缸外側擴展缸套變形逐漸增大，第3缸爆發(fā)時缸套最大變形位于第4 缸缸套頂面135°方向附近，數(shù)值為0.295 mm。

3.5 熱機耦合過盈失圓變形結果分析

圖15（e）中僅列舉熱機耦合過盈時第3 缸爆發(fā)時的缸套綜合變形。可以看出，整體變形趨勢依舊是由第2、3 缸底部向上向外逐漸增加。第3 缸爆發(fā)時，缸套最大變形都位于第4 缸缸套頂面135°方向附近，數(shù)值為0.297 mm。

3.6 缸套整體失圓變形規(guī)律分析

綜合各載荷條件下的變形結果來看，缸套的整體變形規(guī)律基本相同。整體變形由缸套頂面向底部逐漸減小，這是因為缸套頂面受燃氣作用較大且冷卻較差，缸套中部受到燃氣作用逐漸減弱，而且冷卻較好，缸套溫度逐漸降低，底部受高溫燃氣作用最小。變形由第2、3 缸內側向第1、4 缸外側逐漸增大，這是因為第1、4 缸缸套位于機體剛度較小的前后兩端，而第2、3 缸缸套位于機體中間，受機體結構限制的影響較大。綜上，可以通過加強缸套頂面周圍的冷卻均勻性及提高機體兩端的剛度來減小缸套的整體失圓變形。

4 不同載荷下缸套失圓變形的影響

4.1 對環(huán)組摩擦損失的影響

在不同機械負荷及熱負荷的共同的作用下，不同缸套失圓變形會引起該摩擦副不同的摩擦損失變化。摩擦損失采用環(huán)組總摩擦損失功來衡量，圖16為各方案下1 個工作循環(huán)內的環(huán)組總摩擦損失功隨曲軸轉角的變化關系對比。從圖中可以看出：不同加載條件的綜合型線下環(huán)組總摩擦損失功的平均值在熱態(tài)時最大，達到了1.09 kW，加上預緊條件后摩擦損失功減小了0.06 kW，再加上過盈量后摩擦損失功增加了0.03 kW；熱機耦合條件下環(huán)組的摩擦損失功平均值達到了1.03 kW，加上過盈量后平均值增加了0.01 kW。對比施加過盈量前后，加了過盈量后環(huán)組總摩擦損失功至少增加0.01 kW。

圖16 不同方案下環(huán)組平均摩擦損失功對比

4.2 對竄氣量的影響

由于缸內壓力和環(huán)自身的慣性力都隨曲軸轉角在發(fā)生變化，因此環(huán)在環(huán)槽內會有一定的軸向運動，若環(huán)不能緊貼環(huán)槽上側或下側，就會影響環(huán)組的密封特性，導致竄氣。圖17 為各方案下1 個工作循環(huán)內竄氣量隨曲軸轉角的變化關系。對比不同加載條件的綜合型線下竄氣量最大值可知：熱態(tài)下竄氣量最大值達到了66.59 L/min，加上預緊條件后增加了6.72 L/min，再加上過盈量后增加了18.07 L/min；熱機耦合條件下竄氣量最大值達到了65.02 L/min，加上過盈量后增加了14.50 L/min。對比施加過盈量前后，施加過盈量后竄氣量有所增加。

圖17 不同方案下竄氣量對比

4.3 對機油消耗量的影響

當活塞環(huán)不能適應缸套的失圓變形后，必然造成機油消耗量的增加，不同方案下的機油耗見圖18。由圖18（a）可以看出，綜合型線下，熱態(tài)、熱態(tài)預緊和熱機耦合下缸壁蒸發(fā)量較大，達到了2.72 g/h，熱態(tài)預緊過盈和熱機耦合過盈下缸壁蒸發(fā)量減小了0.01 g/h，說明增加過盈量會降低經(jīng)缸壁蒸發(fā)的機油消耗量。

圖18 不同方案下不同途徑機油消耗量對比

由圖18（b）可以看出，熱態(tài)預緊過盈和熱機耦合過盈時基本沒有開口間隙竄油量，熱態(tài)預緊時開口竄油量最大，但與缸壁蒸發(fā)量相比也可忽略。

由圖18（c）可以看出，熱態(tài)時頂環(huán)甩油量達到0.96 g/h，加上預緊后頂環(huán)甩油量達到最大，為1.57 g/h，再加上過盈后，頂環(huán)甩油量降為1.11 g/h；熱機耦合時頂環(huán)甩油量為0.79 g/h，加上過盈后頂環(huán)甩油量增加為1.29 g/h。

各個方案下活塞在整個工作循環(huán)內頂岸都沒有與缸套內壁面接觸，各方案經(jīng)頂岸刮油消耗的機油量都為零。對比各途徑下的機油消耗量可以看出：機油經(jīng)缸壁蒸發(fā)消耗的量占比最高，其次是經(jīng)頂環(huán)甩油消耗的量，經(jīng)開口間隙竄油消耗的量較小，經(jīng)頂岸刮油消耗的量為零。

由圖18（d）可以看出，綜合型線下，熱態(tài)時的機油耗達到3.68 g/h，加上預緊后增加了0.61 g/h，再加上過盈后減小了0.47 g/h；熱機耦合時機油耗達到3.50 g/h，加上過盈后增加了0.50 g/h。

5 結論

（1）非道路高壓共軌柴油機干式缸套在熱態(tài)下的環(huán)組摩擦損失最大，為1.09 kW，施加預緊之后環(huán)組的摩擦損失減小了0.06 kW，熱態(tài)預緊條件下施加過盈環(huán)組摩擦損失增大0.03 kW；熱機耦合條件下施加過盈，環(huán)組摩擦損失增大0.01 kW。適當減少缸套與機體的過盈量能夠降低環(huán)組摩擦損失。

（2）熱態(tài)下施加預緊再施加過盈，竄氣量增大，熱態(tài)預緊過盈條件下竄氣量最大，為91.38 kW；熱機耦合條件下施加過盈，竄氣量也增大，對比施加過盈前后，竄氣量至少增加了14.50 L/min。適當減少缸套與機體的過盈量能夠降低竄氣量。

（3）機油經(jīng)缸壁蒸發(fā)消耗的量占比最高，其次是經(jīng)頂環(huán)甩油消耗的量，經(jīng)開口間隙竄油消耗的量較小，經(jīng)頂岸刮油消耗的量基本為零。加上過盈條件之后經(jīng)缸壁蒸發(fā)的機油消耗量有所減小，但熱機耦合條件下施加過盈，經(jīng)頂環(huán)甩油消耗的量有所增加。不同方案下的總機油消耗量為熱態(tài)預緊條件下最大，為4.29 g/h，熱機耦合條件下的總機油消耗量最小，為3.50 g/h。增加缸套與機體間的過盈量可以降低機油因缸壁蒸發(fā)的消耗量和因頂環(huán)甩油的消耗量；減小預緊力可以降低機油因開口間隙竄油的消耗量。各方案下的總機油消耗量相差不大。

（4）從不同載荷施加過程來看，熱負荷對摩擦損失、竄氣量和機油消耗量的影響最大，除去熱負荷外，過盈量對摩擦損失和竄氣量影響最大，預緊力對機油消耗量影響最大。