考慮貧油和高邊界壓力的發(fā)動(dòng)機(jī)頂環(huán)-缸套潤(rùn)滑與承載性能分析*

強(qiáng) 慧 劉 戰(zhàn) 孟祥慧 袁曉帥 錢志高 郭昌明

(1.中國(guó)北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所 天津 300400；2.上海交通大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院 上海 200240)

內(nèi)燃機(jī)是船舶和車輛的主要?jiǎng)恿ρb置，現(xiàn)階段面臨著更高的經(jīng)濟(jì)性和更低的排放性要求?；钊h(huán)-缸套系統(tǒng)是內(nèi)燃機(jī)中最重要、工作條件最苛刻的摩擦副，同時(shí)也是內(nèi)燃機(jī)摩擦損失和有害排放物的重要來(lái)源之一[1]。現(xiàn)有研究更多是基于富油潤(rùn)滑假設(shè)，認(rèn)為缸套表面有足夠的潤(rùn)滑油使活塞環(huán)工作面被油膜完全覆蓋[2-4]。然而，為了降低潤(rùn)滑油消耗以及由此帶來(lái)的污染物排放，通常通過活塞環(huán)布油和刮油對(duì)供油量進(jìn)行嚴(yán)格控制。相關(guān)試驗(yàn)研究也表明，活塞環(huán)在工作過程中一般處于貧油潤(rùn)滑狀態(tài)，并且在油膜出口區(qū)油膜破裂后無(wú)再形成[5-7]。隨著排放法規(guī)的日益嚴(yán)格和進(jìn)一步降低潤(rùn)滑油消耗及有害排放的需要，留在缸套壁面的潤(rùn)滑油量會(huì)進(jìn)一步減少，這將導(dǎo)致活塞環(huán)的貧油程度進(jìn)一步增加。在這種情況下，油膜潤(rùn)滑區(qū)只占活塞環(huán)環(huán)寬的一部分，其他區(qū)域被環(huán)間氣體填充，活塞環(huán)處于油-氣-固混合承載狀態(tài)[8]。近年來(lái)發(fā)動(dòng)機(jī)的峰值燃燒壓力越來(lái)越高，很多柴油機(jī)都達(dá)到了25 MPa以上，燃燒上止點(diǎn)后在高爆壓影響下氣體承載更加不可忽略。因此，相比于富油潤(rùn)滑假設(shè)，貧油潤(rùn)滑更加貼合實(shí)際工況，建立活塞環(huán)-缸套系統(tǒng)的貧油潤(rùn)滑分析模型是非常必要的。貧油潤(rùn)滑下，油膜入口位置需要根據(jù)供油量來(lái)精確求解，油膜出口位置采用無(wú)再形成的Reynolds邊界條件更加符合工程實(shí)際[9-11]。貧油潤(rùn)滑下，油-氣-固混合承載所占比重，決定了活塞環(huán)-缸套系統(tǒng)的摩擦學(xué)性能，受潤(rùn)滑承載區(qū)和供油量的直接影響。因此針對(duì)活塞環(huán)-缸套系統(tǒng)展開貧油潤(rùn)滑下的潤(rùn)滑特性和承載研究，對(duì)揭示摩擦磨損機(jī)制和指導(dǎo)低摩擦設(shè)計(jì)提供有力的理論依據(jù)。本文作者在之前的研究中針對(duì)高速汽油機(jī)頂環(huán)-缸套系統(tǒng)研究了貧油潤(rùn)滑下的混合承載問題[8]，文中將針對(duì)爆發(fā)壓力更高的柴油機(jī)頂環(huán)-缸套系統(tǒng)，精確表征工作周期內(nèi)的潤(rùn)滑和承載性能，從而為強(qiáng)化柴油機(jī)低摩擦設(shè)計(jì)提供技術(shù)支持。

1 理論建模

1.1 平均Reynolds方程

活塞環(huán)-缸套之間的油膜壓力場(chǎng)，可以通過求解PATIR和CHENG[12-13]提出的平均Reynolds方程獲?。?/p>

(1)

式中:φx、φs為流量因子，具體求解可以參考文獻(xiàn)[12-13]；μ是潤(rùn)滑油黏度(Pa·s);ρ是潤(rùn)滑油密度(kg/m3)；U是摩擦副相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度(m/s);σ表示活塞環(huán)與缸套的綜合表面粗糙度(μm)；p是平均油膜壓力(Pa)；h是名義油膜厚度(μm)。

1.2 膜厚方程

活塞環(huán)與缸套之間的膜厚hring(μm)可以表示為

hring(t,x)=hmin+hs(x)

(2)

(3)

式中：hmin為活塞環(huán)與缸套之間的最小膜厚(MOFT);hs(x)為活塞環(huán)自身型線引起的膜厚變化;δ為活塞環(huán)桶高;b為活塞環(huán)環(huán)寬。

1.3 活塞環(huán)徑向受力

如圖1所示，活塞環(huán)在貧油潤(rùn)滑下，其工作面處于混合承載狀態(tài)，對(duì)活塞環(huán)徑向受力采用準(zhǔn)靜態(tài)的方法處理，可以表示為

Fgas+Ft=Fgas1+Fhyd+Fasp+Fgas2

(4)

式中：Fgas為活塞環(huán)背面氣體作用力；Ft為活塞環(huán)彈力；Fhyd為油膜承載力;Fasp為接觸承載力;Fgas1和Fgas2為活塞環(huán)-缸套間入口區(qū)與出口區(qū)的氣體承載力。

計(jì)算過程中，將通過調(diào)整最小膜厚hmin來(lái)實(shí)現(xiàn)徑向的受力平衡。

圖1 活塞環(huán)受力

1.4 邊界條件

根據(jù)油膜入口位置的特點(diǎn)，活塞環(huán)-缸套系統(tǒng)的潤(rùn)滑狀態(tài)可以概括為富油潤(rùn)滑和貧油潤(rùn)滑2種情況。如圖1所示，富油潤(rùn)滑下，活塞環(huán)被缸套表面的潤(rùn)滑油完全覆蓋，油膜入口位置為活塞環(huán)前端(Xin=Rin，相對(duì)于運(yùn)動(dòng)方向)，富油下的油膜破裂后會(huì)在運(yùn)動(dòng)后端再形成，破裂位置Xr根據(jù)出口邊界條件確定，可以表示為

(5)

貧油潤(rùn)滑下，活塞環(huán)工作面只有部分被潤(rùn)滑油覆蓋，油膜入口位置Xin需要根據(jù)供油量(hsupply)來(lái)確定：

p(Xin)=p1

(6)

q(Xin,t)=qsupply(Xin,t)

(7)

qsupply(Xin,t)=Uhsupply

(8)

(9)

式中：p1為t時(shí)刻對(duì)應(yīng)的入口氣體壓力(Pa)；qsupply是入口的供油量(m/s);hsupply是缸套表面供油膜厚(μm)。

貧油潤(rùn)滑下油膜破裂后不會(huì)再形成，油膜破裂位置Xr根據(jù)貧油潤(rùn)滑下的出口邊界條件確定：

(10)

式中：p2為t時(shí)刻對(duì)應(yīng)的活塞環(huán)運(yùn)動(dòng)后端氣體壓力(Pa)，在燃燒上止點(diǎn)后該壓力非常大。

1.5 潤(rùn)滑油黏度

溫度和壓力是對(duì)潤(rùn)滑油黏度影響最為突出的因素。通過Vogel模型[14]可以確定潤(rùn)滑油黏度與溫度和壓力的關(guān)系，可表示為

(11)

式中:a0是潤(rùn)滑油處于參考溫度時(shí)的黏度(Pa·s)；T1、T2是Vogel系數(shù)(℃)。

在發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程中，假設(shè)缸套的溫度即是缸套上附著的潤(rùn)滑油的溫度，且周向方向上溫度不變，則缸套上某一點(diǎn)處的溫度可以表示[15]為

(12)

式中：Ttdc是上止點(diǎn)處缸套的溫度；Tmid是沖程中間處缸套的溫度；Tbdc是下止點(diǎn)處缸套的溫度；s是缸套上某點(diǎn)與上止點(diǎn)的距離(m)；S是沖程(m)。

1.6 摩擦損失

混合潤(rùn)滑狀態(tài)下，摩擦力(Ff，N/m)由流體剪切摩擦力(Ffs)和接觸摩擦力(Ffasp)兩部分組成：

Ff=Ffs+Ffasp

(13)

(14)

(15)

式中：φf(shuō)、φf(shuō)s為剪切流量因子；K0=0.12為邊界摩擦因數(shù)；pasp為接觸壓力(Pa)，采用GT接觸模型進(jìn)行計(jì)算[16]。

2 結(jié)果及分析

文中基于某型號(hào)柴油機(jī)整機(jī)的頂環(huán)-缸套系統(tǒng)，建立貧油潤(rùn)滑狀態(tài)下的混合潤(rùn)滑分析模型，缸套壁面供油膜厚為3 μm。表1給出了整機(jī)和活塞環(huán)-缸套參數(shù)。圖2給出了工作周期內(nèi)的環(huán)間壓力分布。

表1 整機(jī)和活塞環(huán)-缸套參數(shù)

圖2 環(huán)間壓力分布

圖3給出了富油潤(rùn)滑和貧油潤(rùn)滑下最小油膜厚度的對(duì)比?？梢钥闯?，受到供油量的影響，貧油下的最小膜厚明顯小于富油潤(rùn)滑，特別是在沖程中部。在止點(diǎn)位置附近，由于活塞運(yùn)動(dòng)速度小，油膜動(dòng)壓效應(yīng)不明顯，貧油和富油下的最小膜厚很接近。通過對(duì)比可以看出，富油和貧油最小膜厚模擬結(jié)果總體相差較大，考慮供油量影響的貧油潤(rùn)滑分析更加貼近發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際工況。

圖3 富油和貧油最小膜厚對(duì)比

圖4和圖5分別給出了貧油潤(rùn)滑下，作用在活塞環(huán)表面的承載力和摩擦力的變化趨勢(shì)。

圖4 活塞環(huán)作用力變化趨勢(shì)(無(wú)再形成邊界條件)

圖5 摩擦力變化趨勢(shì)

由圖4可以看出，隨著曲軸轉(zhuǎn)角的不同，油膜-氣體-接觸承載力所占比重差異明顯。受到強(qiáng)化柴油機(jī)高爆壓的影響，氣體承載力在整個(gè)工作周期內(nèi)所占比重不可忽略，在點(diǎn)火上止點(diǎn)附近的氣體承載力甚至大于油膜承載力和接觸承載力。油膜承載力在整個(gè)工作周期內(nèi)均占比很大，在沖程中部油膜承載占主導(dǎo)。接觸承載主要在止點(diǎn)位置附近，此時(shí)動(dòng)壓效應(yīng)不明顯，接觸承載占主導(dǎo)。由圖5的結(jié)果可以看出，活塞環(huán)-缸套的摩擦力在沖程中間以流體摩擦力為主，在止點(diǎn)前后以接觸摩擦力為主。尤其是在點(diǎn)火上止點(diǎn)前后，由于接觸承載力很大，導(dǎo)致接觸摩擦力也陡然升高。

貧油潤(rùn)滑下氣體承載力的大小受到承載區(qū)的影響，圖6給出了工作周期內(nèi)，潤(rùn)滑承載區(qū)和氣體承載區(qū)的變化趨勢(shì)?？梢钥闯觯艿焦┯土康挠绊?，油膜承載區(qū)只占環(huán)寬的一部分。在文中給定的3 μm供油膜厚下，潤(rùn)滑承載區(qū)小于氣體承載區(qū)，導(dǎo)致高邊界壓力下氣體承載所占比重很大。圖7給出了整個(gè)工作周期內(nèi)壓力場(chǎng)的變化趨勢(shì)。通過圖7(a)和圖7(b)可以看出，油膜壓力場(chǎng)和氣體壓力場(chǎng)分布在軸向存在邊界，這與圖6中的結(jié)果相互驗(yàn)證。

圖6 油膜入口和出口位置變化

圖7 壓力場(chǎng)分布

貧油潤(rùn)滑下，出口區(qū)破裂后難以再形成油膜壓力，因此文中研究使用無(wú)再形成邊界條件。為了更加清晰地了解2種邊界條件對(duì)活塞環(huán)-缸套系統(tǒng)貧油潤(rùn)滑的影響，圖8和圖9給出了2種邊界條件的計(jì)算結(jié)果對(duì)比和分析。圖8中給出了貧油潤(rùn)滑下2種邊界條件下的最小膜厚結(jié)果對(duì)比，再形成邊界條件下的最小膜厚明顯小于無(wú)再形成邊界條件下的計(jì)算結(jié)果。這是因?yàn)樵傩纬蛇吔鐥l件下，氣體承載區(qū)只存在于油膜入口位置到活塞環(huán)運(yùn)動(dòng)前端，入口位置到運(yùn)動(dòng)后端被認(rèn)為由油膜全部填充，從而忽略了出口區(qū)的氣體承載力。再形成邊界條件下，油膜破裂位置處壓力為0再慢慢增長(zhǎng)到后端邊界壓力。無(wú)再形成邊界條件下，從油膜破裂位置到活塞環(huán)運(yùn)動(dòng)后端均被高壓氣體填充，因此無(wú)再形成邊界條件下氣體承載力提供了更多支承。圖9是與圖4相對(duì)應(yīng)的，當(dāng)假設(shè)出口區(qū)油膜再形成時(shí)的承載性能，可見再形成邊界條件下氣體承載力明顯減小，油膜承載力和接觸承載力明顯增大。

圖8 2種邊界條件最小膜厚對(duì)比

圖9 活塞環(huán)作用力變化趨勢(shì)(再形成邊界條件)

3 結(jié)論

考慮活塞環(huán)-缸套系統(tǒng)的貧油潤(rùn)滑和高爆發(fā)壓力影響，基于無(wú)再形成邊界條件研究了貧油條件下的潤(rùn)滑和承載問題，具體結(jié)論如下：

(1)貧油潤(rùn)滑下，受供油量影響，潤(rùn)滑承載區(qū)只占環(huán)寬的一部分，其余區(qū)域被環(huán)間氣體填充，無(wú)再形成出口邊界更貼合工程實(shí)際。

(2)高邊界氣體壓力下，活塞環(huán)-缸套間的氣體承載力不可忽略，特別是在點(diǎn)火上止點(diǎn)附近，高爆發(fā)壓力下的氣體承載力甚至?xí)笥谟湍こ休d力和接觸承載力。