張世鋒，徐久軍，嚴(yán)志軍，曹淑華

(大連海事大學(xué)船機(jī)修造工程交通行業(yè)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，遼寧 大連 116022)

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缸套-活塞環(huán)三維潤滑狀態(tài)模擬分析

張世鋒，徐久軍，嚴(yán)志軍，曹淑華

(大連海事大學(xué)船機(jī)修造工程交通行業(yè)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，遼寧 大連 116022)

以發(fā)動機(jī)缸套-活塞環(huán)摩擦副為對象，研究潤滑表面粗糙度、潤滑油的變黏度效應(yīng)以及氣缸套圓周方向的形變等因素對潤滑狀態(tài)的影響。運(yùn)用三維瞬態(tài)平均Reynolds方程與微凸體接觸模型，建立缸套-活塞環(huán)三維瞬態(tài)動壓潤滑模型，并使用Fortran語言編制了潤滑狀態(tài)計(jì)算程序，得出行程內(nèi)的最小油膜厚度、壓力分布、摩擦力等曲線。結(jié)合實(shí)際工況對計(jì)算結(jié)果進(jìn)行分析，表明在活塞環(huán)圓周方向上的油膜壓力及油膜厚度分布都是不均勻的，有明顯變化；在壓縮沖程上止點(diǎn)附近，微凸體摩擦力數(shù)倍于流體摩擦力，是引起摩擦磨損的主要原因。

活塞環(huán)； 缸套； 潤滑； 仿真

隨著內(nèi)燃機(jī)向高轉(zhuǎn)速和輕小化發(fā)展，潤滑工況變得更加苛刻，潤滑已成為提高內(nèi)燃機(jī)可靠性和耐久性的一個非常關(guān)鍵的技術(shù)問題。活塞環(huán)-氣缸套是發(fā)動機(jī)的一個重要摩擦副，其所造成的摩擦損失占車輛的能量損失比重較大，約為19%[1]，因此，有必要選擇一個適當(dāng)?shù)母滋?活塞環(huán)摩擦副計(jì)算模型，盡可能準(zhǔn)確地分析摩擦副運(yùn)動時的潤滑狀態(tài)，為缸套-活塞環(huán)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供依據(jù)。

在上下止點(diǎn)附近，油膜厚度較小，摩擦副表面的粗糙峰可能產(chǎn)生直接接觸并承擔(dān)一部分載荷，即處于部分膜流體潤滑狀態(tài)，或者說混合潤滑狀態(tài)，此時摩擦副表面的粗糙度對油膜潤滑性能有著決定性的影響[2-4]。對粗糙度影響流體域潤滑問題的數(shù)值分析和處理方法目前主要有兩種：第一種是在常規(guī)流體潤滑基本方程的基礎(chǔ)上把真實(shí)的表面形貌模擬為邊界條件[5-6]，對于時域內(nèi)的線接觸和面接觸混合潤滑問題，由于求解時需要劃分足夠小的網(wǎng)格來反映表面的微觀形貌，計(jì)算量過大，目前的應(yīng)用較少；另一種是采用統(tǒng)計(jì)平均的概率分布方法求解[7]，典型代表是由Patir和Cheng提出的平均流量模型[8-9]，通過在經(jīng)典Reynolds方程中引入壓力流量因子和剪切流量因子來反映粗糙表面粗糙度對潤滑性能的影響[10-11]，由于該模型可以分有效處理具有較大計(jì)算區(qū)域的潤滑問題并能獲得其平均特性，計(jì)算量大大減小，所得結(jié)果也基本能滿足工程需要，因此得到了廣泛應(yīng)用[12-13]。

本研究考慮了潤滑表面綜合粗糙度、缸套圓周方向形變、潤滑油黏度等因素的影響，綜合分析缸套-活塞環(huán)潤滑系統(tǒng)的性能，計(jì)算了最小油膜厚度、壓力分布、摩擦力等，建立了缸套-活塞環(huán)三維瞬態(tài)流體動壓潤滑數(shù)學(xué)模型，為缸套-活塞環(huán)的摩擦狀態(tài)分析提供了設(shè)計(jì)依據(jù)。

1 潤滑數(shù)值模型的建立

1) 三維平均Reynolds方程

(1)

2) 壓力和剪切流量因子

x和y方向上的壓力流量因子φx和φy表示粗糙表面間的平均壓力流量與光滑表面間的壓力流量之比。由于粗糙表面在x方向上的表面方向參數(shù)與在y方向上的表面方向參數(shù)互為倒數(shù)，故其表達(dá)式為

(2)

φy(H,γ)=φx(H,1/γ)。

(3)

剪切流量因子φs反映兩粗糙表面相對滑動時產(chǎn)生的附加流量的影響，表達(dá)式為

(4)

(5)

3) 活塞環(huán)徑向受力平衡方程

Fg+Fz=Fp+Wa。

(6)

式中：Fg為作用在活塞環(huán)背部的氣體壓力；Fz為活塞環(huán)張力；Fp為總的作用在活塞環(huán)上的徑向潤滑油膜壓力；Wa為微凸體接觸力。

4) 微凸體接觸模型

采用Greenwood[14-15]等提出的粗糙表面接觸理論，并假定表面高度為高斯分布，則微凸體接觸力Wa及實(shí)際接觸面積Ac的表達(dá)式為

(7)

(8)

5) 溫度模型

本研究采用Woschni關(guān)系計(jì)算溫度場：

T(x)=Ttdc-(Ttdc-Ttbc)·(x/S)0.5。

(9)

式中：Ttdc，Ttbc分別為缸套上下止點(diǎn)溫度；S為活塞環(huán)行程。

6) 摩擦力

采用Patir[5]等推導(dǎo)出來的潤滑油流體摩擦力計(jì)算公式求解：

(10)

式中：F1為流體摩擦力；參數(shù)φf，φfs可參考文獻(xiàn)[17]得到。

2 試驗(yàn)設(shè)置與模型驗(yàn)證

通過對置往復(fù)式摩擦磨損試驗(yàn)機(jī)，模擬缸套-活塞環(huán)摩擦學(xué)系統(tǒng)的摩擦磨損行為，其運(yùn)動形式見圖1。試驗(yàn)機(jī)往復(fù)運(yùn)動行程30 mm，且高速運(yùn)動穩(wěn)定可靠。

本試驗(yàn)選用定制的直筒鍍鉻缸套，內(nèi)徑110 mm，壁厚7 mm，高度200 mm。試驗(yàn)用缸套試樣均由電火花線切割機(jī)從定制的直筒缸套上切取，沿缸套圓周方向等分40份，即9°一個，切割成長度為43 mm的缸套試樣。活塞環(huán)選用定制的片狀PVD氮化鉻活塞環(huán)，為對稱桶面結(jié)構(gòu)，內(nèi)徑70 mm，外徑110 mm，環(huán)高3 mm。沿活塞環(huán)的圓周方向等分20份，即18°一個，切割成扇形活塞環(huán)試樣。所有缸套與活塞環(huán)試樣先在汽油中用超聲波清洗兩次，接著在酒精中用超聲波清洗兩次，最后用丙酮擦拭試樣表面。

載荷試驗(yàn)保證摩擦副磨合穩(wěn)定，即摩擦系數(shù)保持一個穩(wěn)定值，整個試驗(yàn)過程連續(xù)充分供油，試驗(yàn)工況條件見表1。

表1 試驗(yàn)條件(變載摩擦階段)

圖2與圖3分別示出在10 MPa和20 MPa載荷下實(shí)測摩擦力與模擬摩擦力的對比。從圖中可以看出，實(shí)測摩擦力與模擬摩擦力基本吻合。

3 計(jì)算結(jié)果與討論

主要計(jì)算參數(shù)如下：缸徑D=50 mm，連桿長度L=94 mm，曲柄半徑R=24.75 mm，轉(zhuǎn)速N=4 500 r/min，活塞環(huán)軸向高度b=0.7 mm，徑向厚度a=2 mm，活塞環(huán)桶面高度5.0 μm，橢圓形氣缸套長、短半軸之差5 μm，缸套表面粗糙度σ1=1.6 μm，活塞環(huán)表面粗糙度σ2=0.8 μm。潤滑油黏度0.13 Pa·s。氣室與第一環(huán)及1、2道環(huán)間壓力曲線見圖4。

3.1 活塞環(huán)表面環(huán)壓及膜厚分布

圖5示出發(fā)動機(jī)一個工作循環(huán)中活塞環(huán)油膜壓力的三維分布。圖5a和圖5b示出進(jìn)氣沖程的活塞環(huán)油膜壓力分布。在進(jìn)氣沖程階段，燃燒室與活塞環(huán)間的氣體壓力不是很大，所以此時油膜壓力的峰值也不大。圖5c示出壓縮沖程中間時刻油膜壓力分布，壓縮沖程中混合氣被壓縮，缸內(nèi)壓力漸漸增大。圖5d示出壓縮上止點(diǎn)時刻油膜壓力分布，此時缸內(nèi)壓力急劇增加，以致缸壓突變、環(huán)間壓力升高，此時活塞環(huán)的速度接近0，導(dǎo)致油膜厚度大幅減小，甚至難以形成流體潤滑，油膜壓力出現(xiàn)2個明顯的凸峰。圖5e和圖5f示出做工沖程和排氣沖程的油膜壓力分布，這兩個沖程中隨著曲軸轉(zhuǎn)角的增大，作用在活塞環(huán)上的氣體壓力逐漸減小，油膜壓力也逐漸減小。

由圖5和圖6可知，在活塞環(huán)圓周方向上的油膜壓力以及油膜厚度分布都是不均勻的，圓周方向上的油膜壓力和油膜厚度有明顯的變化。因此采用三維潤滑模型能夠全面對活塞環(huán)表面壓力及膜厚分布情況進(jìn)行分析，并得到了采用二維模型忽略掉的環(huán)向壓力膜厚分布。

3.2 最小膜厚及摩擦力分析

如圖7所示，整個工作循環(huán)內(nèi)最小油膜厚度的最小值出現(xiàn)在壓縮沖程上止點(diǎn)附近。這是因?yàn)榇藭r缸內(nèi)壓力激增，活塞環(huán)速度接近0并且潤滑油的黏度下降。此時的膜厚已小于兩表面的綜合粗糙度，說明此時活塞環(huán)和氣缸套兩固體表面微凸體已發(fā)生接觸，活塞環(huán)已處于混合潤滑狀態(tài)。這與實(shí)際應(yīng)用中氣缸套上、下兩端磨損較嚴(yán)重，且氣缸套上端的磨損量比下端還要大的現(xiàn)象相吻合。

如圖8所示，發(fā)動機(jī)每個工作循環(huán)沖程中部的流體摩擦力比其他時刻的要大，此時缸套活塞環(huán)相對速度較大，而壓力較小，處于流體動壓潤滑狀態(tài)，微凸體尚未接觸，因而總摩擦力低，摩擦磨損很小，潤滑狀態(tài)較好。而在上下止點(diǎn)處，尤其是在壓縮沖程上止點(diǎn)附近，潤滑狀態(tài)惡化，雖然流體摩擦力很小，但微凸體摩擦力所占比例遠(yuǎn)超流體摩擦力，總摩擦力迅速增大(見圖9和圖10)。

4 結(jié)論

a) 作用在活塞環(huán)圓周方向上的油膜壓力及油膜厚度分布都是不均勻的，圓周方向上的油膜壓力和油膜厚度有明顯的變化，采用三維潤滑模型能夠全面地反映缸套-活塞環(huán)的潤滑狀態(tài)；

b) 在壓縮沖程上止點(diǎn)附近，存在明顯的混合潤滑狀態(tài)，此時的微凸體摩擦力數(shù)倍于流體摩擦力，是引起摩擦磨損的主要原因。

[1] Simon C Tung,Michael L McMillan.Automotive tribology overview of current advances and challenges for the future[J]．Tribology International,2004,37(7):517-536.

[2] 溫詩鑄.摩擦學(xué)原理[M]．北京：清華大學(xué)出版社，1991.

[3] 張俊巖，左正興，王曉力，等.活塞銷軸承混合潤滑特性研究[J]．內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2010(1)：79-84.

[4] 楊淑燕，王海峰，郭峰.表面凹槽對流體動壓潤滑油膜厚度的影響[J]．摩擦學(xué)學(xué)報(bào)，2011，31(3)：283-288.

[5] Hu Y Z,Zhu D.A full numerical solution to the mixed lubrication in point contacts[J]．Journal of Tribology,2000,122:1-10.

[6] Hu Y Z,Wang H,Wang W Z,et al.A computer model of mixed lubrication in point contacts[J]．Tribology International,2001,34:65-73.

[7] 孟凡明，張優(yōu)云.內(nèi)燃機(jī)流體潤滑技術(shù)的發(fā)展及其在我國的應(yīng)用[J]．潤滑與密封，2006(8)：160-165.

[8] Patir N,Cheng H S.An Average Flow Model for Determining Effects of Three-Dimensional Roughness on Partial Hydrodynamic Lubrication[J]．Transaction of ASME,Journal of Lubrication Technology,1978,100(1):12-17.

[9] Patir N,Cheng H S.Application of Average Flow Model to Lubrication between Rough Sliding Surfaces[J]．Transaction of ASME, Journal of Lubrication Technology,1979,101(2):220-230.

[10] 劉紅斌, 萬大平, 胡德金.分形表面接觸變形對部分膜潤滑的影響[J]．摩擦學(xué)學(xué)報(bào)，2008，28(3)：244-247.

[11] 葉曉明，蔣炎坤，陳國華.活塞環(huán)-氣缸套三維潤滑性能分析[J]．小型內(nèi)燃機(jī)與摩托車，2005，34(2)：32-37.

[12] 馬晨波，朱華.缸套-活塞環(huán)磨合過程中微凸體承載的理論研究[J]．車用發(fā)動機(jī)，2008(4):32-35.

[13] 葉曉明，蔣炎坤，郝秀麗，等.氣缸套徑向變形對活塞環(huán)彈流潤滑性能的影響[J]．車用發(fā)動機(jī)，2007(2):22-25.

[14] Green wood J A,Williamson J B P.Contact of nominally flat surfaces[J]．Proc.Roy.SocLond,1966,A295:300-319.

[15] Greenwood J A,Tripp J H.The Contact of Two Nominally Flat Rough Surfaces[J]．Proc.Inst.Mech.Eng,1971,185:625-633.

[16] 劉焜，桂長林，謝友柏.活塞環(huán)-缸套潤滑狀態(tài)周向不均勻性的研究[J]．內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，1997，15(3):281-289.

[17] 劉焜，謝友柏.內(nèi)燃機(jī)氣缸套-活塞環(huán)表面流量因子的確定及混合潤滑分析[J]．內(nèi)燃機(jī)工程，1995,16(3):66-69.

[編輯：袁曉燕]

Simulation Analysis on 3D Lubrication Condition for Cylinder Liner-piston Ring

ZHANG Shi-feng, XU Jiu-jun, YAN Zhi-jun, CAO Shu-hua

(Key Lab of Ship-machinery Maintenance & Manufacture, Dalian Maritime University, Dalian 116022, China)

For the friction pair of cylinder liner and piston ring, the effects of surface roughness, variable viscosity effect and circumferential deformation on lubrication condition were researched.A three-dimensional transient hydrodynamic lubrication model of cylinder liner-piston ring was built based on the three-dimensional transient average Reynolds equation and asperity contact model and the calculation program of lubrication condition was written with FORTRAN language.The minimum film thickness, pressure distribution and friction curve were acquired with the program.By comparing the simulation results with those achieved under the actual working conditions, the oil film pressure and thickness distribution in the circumferential direction of piston rings was found to be uneven.On the top end of compression stroke, the asperity friction force was much larger than the fluid friction force, which was the main cause for friction and wear.

piston ring; cylinder liner; lubrication; simulation

2014-10-16；

2015-04-02

國家重大基礎(chǔ)研究(973)

張世鋒(1978—)，男，講師，博士，主要從事摩擦潤滑等方面的研究；zhangshifeng@dlmu.edu.cn。

徐久軍(1967—)，男，教授，博士，主要從事摩擦潤滑等方面的研究；jjxu@dlmu.edu.cn

10.3969/j.issn.1001-2222.2015.02.002

TK424.12

B

1001-2222(2015)02-0007-06