張利敏， 高峰， 李京， 張忠偉， 劉玉婷， 吳永興

(1. 中國(guó)北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津)， 天津 300400； 2. 北方通用動(dòng)力集團(tuán)第616廠， 山西 大同 037036；3. 海軍駐興平地區(qū)軍事代表室， 陜西 興平 713102； 4. 裝甲兵駐616廠軍事代表室， 山西 大同 037036)

大功率柴油機(jī)活塞連桿組機(jī)械損失分析

張利敏1， 高峰2， 李京3， 張忠偉1， 劉玉婷1， 吳永興4

(1. 中國(guó)北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津)， 天津 300400； 2. 北方通用動(dòng)力集團(tuán)第616廠， 山西 大同 037036；3. 海軍駐興平地區(qū)軍事代表室， 陜西 興平 713102； 4. 裝甲兵駐616廠軍事代表室， 山西 大同 037036)

某大功率柴油機(jī)的整機(jī)機(jī)械損失試驗(yàn)研究表明，活塞連桿組機(jī)械損失占比最大，后續(xù)著重開展該組件機(jī)械損失研究?？紤]到整機(jī)試驗(yàn)難以考察活塞連桿組各摩擦副機(jī)械損失，因此借助仿真方法開展其機(jī)械損失分配研究，并通過(guò)各分項(xiàng)機(jī)械損失之和與修正試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比驗(yàn)證模型有效性。在此基礎(chǔ)上，進(jìn)一步研究了活塞連桿組機(jī)械損失隨最高燃燒壓力和轉(zhuǎn)速的變化規(guī)律，為該柴油機(jī)未來(lái)強(qiáng)化和機(jī)械效率提升提供依據(jù)。

機(jī)械損失； 活塞連桿組； 大功率柴油機(jī)

隨著柴油機(jī)強(qiáng)化程度的不斷提高，柴油機(jī)機(jī)械損失也急劇增大，主要包括活塞連桿組機(jī)械損失、配氣機(jī)構(gòu)的機(jī)械損失、傳動(dòng)系統(tǒng)及附屬機(jī)構(gòu)的機(jī)械損失以及泵氣損失。前人研究表明[1-4]，活塞連桿組在整機(jī)機(jī)械損失中占比最高。在當(dāng)前環(huán)境和能源消耗矛盾凸顯的情況下，降低活塞連桿組機(jī)械損失已成為傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)節(jié)能減排的重要手段，國(guó)內(nèi)外對(duì)此開展了大量研究。Daimler公司[5]針對(duì)SLK350所使用的V6汽油機(jī)，采用倒拖法測(cè)得活塞連桿組摩擦損失占總摩擦損失比值為61%；杜家益[6]等人針對(duì)SOFIM 8140柴油機(jī)，通過(guò)倒拖試驗(yàn)方法測(cè)試得到同類摩擦損失占比為50%；張春豐[7]等人采用類似方法測(cè)試6105ZLQ柴油機(jī)，發(fā)現(xiàn)活塞連桿組摩擦損失占總摩擦損失比值為57.3%。綜上可知，由于發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)差異，不同發(fā)動(dòng)機(jī)間活塞連桿組機(jī)械損失占比不同，但總體分布在50%～60%之間。曹杰等[8]針對(duì)某大功率柴油機(jī)，采用倒拖法測(cè)量得到活塞連桿組摩擦損失占總摩擦損失比值，該值遠(yuǎn)高于其他發(fā)動(dòng)機(jī)，因此有必要針對(duì)該機(jī)開展活塞連桿組各摩擦副間機(jī)械損失占比分析，研究載荷、轉(zhuǎn)速等因素對(duì)機(jī)械效率的影響規(guī)律，摸清該柴油機(jī)機(jī)械效率提升的潛力。

國(guó)外同行在研究活塞連桿組摩擦副機(jī)械損失時(shí)，一般首先開展性能參數(shù)對(duì)機(jī)械損失的影響規(guī)律研究。例如Mahle[9]公司針對(duì)某活塞組開展了潤(rùn)滑油對(duì)機(jī)械損失的差異性影響研究，以及不同最高燃燒壓力和轉(zhuǎn)速下的機(jī)械損失分布規(guī)律，為降低活塞組機(jī)械損失提供了依據(jù)。Miba[10]公司通過(guò)仿真與試驗(yàn)的方法，針對(duì)某軸瓦開展了軸頸直徑、軸瓦寬度、潤(rùn)滑油溫度和類型對(duì)滑動(dòng)軸承減摩的影響規(guī)律研究。

本研究在借鑒國(guó)內(nèi)外研究方法的基礎(chǔ)上，針對(duì)某大功率柴油機(jī)活塞連桿組，研究不同摩擦副機(jī)械損失占比，以及性能邊界對(duì)摩擦副機(jī)械損失的影響規(guī)律，為該柴油機(jī)進(jìn)一步強(qiáng)化和機(jī)械效率提升提供依據(jù)。

1 機(jī)械損失試驗(yàn)

為了獲得整機(jī)各系統(tǒng)機(jī)械損失以及占比，采用倒拖法開展了柴油機(jī)整機(jī)機(jī)械損失測(cè)量試驗(yàn)。試驗(yàn)采用SKAF511電力測(cè)功機(jī)，其最大倒拖轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，最大倒拖功率515 kW。采用溫控系統(tǒng)控制潤(rùn)滑油和冷卻水溫度。在進(jìn)行柴油機(jī)各系統(tǒng)機(jī)械損失測(cè)量時(shí)，整機(jī)倒拖試驗(yàn)控制發(fā)動(dòng)機(jī)回水溫度(75±5)℃、潤(rùn)滑油進(jìn)油溫度(90±5)℃。

通過(guò)分解各系統(tǒng)部件進(jìn)行機(jī)械損失分配試驗(yàn)，在整機(jī)基礎(chǔ)上逐步拆除燃油泵、活塞連桿組、配氣機(jī)構(gòu)進(jìn)行試驗(yàn)，將倒拖機(jī)械損失逐項(xiàng)相減得到各部分機(jī)械損失數(shù)值，詳細(xì)試驗(yàn)過(guò)程及數(shù)據(jù)可參考文獻(xiàn)[8]，整機(jī)倒拖功試驗(yàn)臺(tái)架布置見圖1。圖2示出整機(jī)倒拖扭矩隨轉(zhuǎn)速及潤(rùn)滑油溫度的變化。由圖2可知，潤(rùn)滑油溫度對(duì)機(jī)械損失影響較大，隨著潤(rùn)滑油溫度上升，潤(rùn)滑油黏度降低，流動(dòng)性增強(qiáng)，摩擦副間潤(rùn)滑油內(nèi)摩擦阻力減小，導(dǎo)致各摩擦副機(jī)械損失隨之減小；同一潤(rùn)滑油溫度下，倒拖扭矩隨著轉(zhuǎn)速升高而大幅增加。此外，還分析了各系統(tǒng)對(duì)于整個(gè)機(jī)械損失的影響，圖3示出了不同轉(zhuǎn)速下各系統(tǒng)平均機(jī)械損失占比情況。圖3表明活塞連桿組機(jī)械損失(包括活塞環(huán)組、活塞裙、活塞銷軸承和連桿軸承摩擦功)占總機(jī)械損失比值高達(dá)63.3%～75.4%，在柴油機(jī)總機(jī)械損失中占比非常大，因此后續(xù)重點(diǎn)針對(duì)該部件系統(tǒng)開展詳細(xì)的摩擦損失分配研究，并分析性能邊界對(duì)該部件各摩擦副機(jī)械損失的影響規(guī)律。

圖1 整機(jī)倒拖功試驗(yàn)臺(tái)架布置示意

圖2 不同轉(zhuǎn)速不同溫度下的倒拖扭矩

圖3 各系統(tǒng)平均機(jī)械損失占比

2 活塞連桿組機(jī)械損失分析

2.1 活塞連桿組機(jī)械損失分析模型

活塞環(huán)組摩擦分析模型包括活塞、缸套、2個(gè)氣環(huán)、油環(huán)、活塞銷和連桿。其中活塞剛度矩陣通過(guò)有限元分析得到，通過(guò)冷態(tài)分析與倒拖試驗(yàn)進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證，進(jìn)行性能影響研究時(shí)在冷態(tài)分析的基礎(chǔ)上借助有限元分析補(bǔ)充缸套熱變形數(shù)據(jù)，溫度場(chǎng)結(jié)果參考其單缸機(jī)測(cè)溫?cái)?shù)據(jù)，各零件幾何參數(shù)與實(shí)際圖紙要求一致。分析模型及各活塞環(huán)工作面型線見圖4。

圖4 活塞環(huán)組模型及活塞環(huán)工作面型線

圖5示出活塞裙部分析模型，包括活塞、活塞銷、缸套和連桿。活塞裙部在氣缸內(nèi)起著導(dǎo)向、承受側(cè)推力和傳熱等作用，在工作條件下由于溫度和載荷的耦合影響，活塞裙部將發(fā)生變形，其與氣缸壁之間可能會(huì)出現(xiàn)局部間隙過(guò)小現(xiàn)象，引起較大摩擦?；钊共糠治龇椒ㄅc活塞環(huán)組分析類似。活塞缸套采用EHL連接副，活塞和缸套剛度采用有限元方法獲得；柴油機(jī)活塞的裙部截面通常設(shè)計(jì)為變橢圓度的桶型面，垂直于活塞體中心線截面的橢圓長(zhǎng)軸指向?yàn)橹?、副推力?cè)，橢圓短軸指向活塞銷軸線方向。

圖6示出了連桿小頭軸承分析模型，包括活塞、活塞銷和連桿，其中連桿小頭以及活塞銷座采用EHD連接副。

圖7示出連桿大頭與主軸承仿真模型，包括機(jī)體、曲軸、連桿等，全部主軸承接觸以及第12缸連桿大頭軸承接觸采用EHD模型。該模型可同時(shí)計(jì)算連桿大頭軸承和主軸承機(jī)械損失，雖然本文未涉及主軸承損失，但該部分仍可為整機(jī)損失計(jì)算提供依據(jù)。

圖5 活塞裙部機(jī)械損失分析模型

圖6 連桿小頭軸承機(jī)械損失分析模型

圖7 連桿大頭與主軸承機(jī)械損失仿真模型

2.2 活塞連桿組機(jī)械損失分配占比

借助上述模型，分別對(duì)連桿瓦、活塞銷軸承、活塞裙部和活塞環(huán)組進(jìn)行機(jī)械損失分析。圖8示出潤(rùn)滑油溫度為90 ℃時(shí)活塞連桿組總機(jī)械損失在不同轉(zhuǎn)速下試驗(yàn)修正值與仿真結(jié)果的對(duì)比，其中倒拖試驗(yàn)數(shù)據(jù)通過(guò)Chen-Flynn模型[11]進(jìn)行修正，得到爆壓修正后的平均機(jī)械損失功率[8]。由圖8可看出，隨著轉(zhuǎn)速的增加，總機(jī)械損失增加，各摩擦副機(jī)械損失增加，仿真與試驗(yàn)結(jié)果變化趨勢(shì)一致，但仿真結(jié)果整體偏大。這是由于仿真分析未能考慮摩擦副表面處理、試驗(yàn)?zāi)ズ系扔绊懀瑢?dǎo)致分析過(guò)程部分時(shí)刻出現(xiàn)較大的粗糙接觸功率損失，與實(shí)際使用情況存在差異。然而，就數(shù)值而言，二者誤差均在10%以內(nèi)，仍然可間接驗(yàn)證各仿真模型的有效性。在此基礎(chǔ)上，可進(jìn)一步研究活塞連桿組各摩擦副機(jī)械損失分配占比情況(見圖9)。由圖9可知，不同轉(zhuǎn)速下活塞環(huán)組機(jī)械損失占比最大，但隨著轉(zhuǎn)速的增加，活塞環(huán)組在總機(jī)械損失的占比卻在降低，而其余摩擦副機(jī)械損失在總機(jī)械損失占比均隨之小幅增加，由此表明活塞環(huán)組隨著轉(zhuǎn)速的增加其增長(zhǎng)率不及活塞裙部及連桿大頭。

圖8 活塞連桿組總機(jī)械損失試驗(yàn)與仿真對(duì)比

圖9 各摩擦副平均機(jī)械損失占比

3 性能邊界對(duì)活塞連桿組機(jī)械損失影響規(guī)律

在上述各摩擦副模型有效性及機(jī)械損失占比分析的基礎(chǔ)上，進(jìn)一步開展轉(zhuǎn)速和最高燃燒壓力提升對(duì)活塞連桿組機(jī)械損失的影響研究，可為柴油機(jī)進(jìn)一步強(qiáng)化和機(jī)械效率提升提供依據(jù)。

3.1 柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的影響

柴油機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)活塞連桿組機(jī)械損失影響較大，圖10示出在最高燃燒壓力為14.5 MPa，潤(rùn)滑油溫度90 ℃的情況下，柴油機(jī)轉(zhuǎn)速對(duì)各摩擦副機(jī)械損失的影響規(guī)律?？紤]到機(jī)械損失與摩擦面相對(duì)速度成正比，且運(yùn)動(dòng)件慣性力載荷與轉(zhuǎn)速的平方成正比，隨著轉(zhuǎn)速的提升，摩擦面相對(duì)速度以及慣性載荷均大幅增加，導(dǎo)致各摩擦副機(jī)械損失隨之增加。其中活塞組(包括活塞環(huán)組和活塞裙)摩擦損失最大，而連桿大頭在1 600～2 800 r/min轉(zhuǎn)速范圍機(jī)械損失增幅最大，一定程度上表明連桿大頭軸承機(jī)械損失受轉(zhuǎn)速影響最大。由此，在采用提高轉(zhuǎn)速?gòu)?qiáng)化柴油機(jī)時(shí)，除需進(jìn)一步優(yōu)化活塞組摩擦副接觸面結(jié)構(gòu)，以及采用新型減摩涂層降低摩擦損失之外，還需重點(diǎn)關(guān)注連桿大頭在轉(zhuǎn)速提升后的摩擦磨損問(wèn)題。

圖10 轉(zhuǎn)速對(duì)各組件機(jī)械損失的影響

3.2 柴油機(jī)最高燃燒壓力的影響

圖11示出轉(zhuǎn)速為2 200 r/min，潤(rùn)滑油溫度90 ℃的情況下，柴油機(jī)最高燃燒壓力對(duì)各摩擦副機(jī)械損失的影響規(guī)律。由圖11可知，隨著最高燃燒壓力的提升，各摩擦副機(jī)械損失隨之增加，且活塞環(huán)組和活塞裙部增加幅度明顯。最高燃燒壓力增大，活塞側(cè)向載荷增加，導(dǎo)致活塞環(huán)組、活塞裙部機(jī)械損失增大，因此增加最高燃燒壓力將首先影響活塞組的機(jī)械損失。由此表明，在采用增大最高燃燒壓力強(qiáng)化柴油機(jī)時(shí)，需采用活塞銷偏置、活塞裙部剛度調(diào)整等優(yōu)化措施降低高最高燃燒壓力的影響。

圖11 最高燃燒壓力對(duì)各組件機(jī)械損失的影響

4 結(jié)論

a) 活塞環(huán)組在活塞連桿組機(jī)械損失中占比最大，但隨著轉(zhuǎn)速的增加，活塞環(huán)組所占比例呈下降趨勢(shì)；

b) 活塞環(huán)組、活塞裙部、連桿大頭和活塞銷軸承機(jī)械損失隨著轉(zhuǎn)速、最高燃燒壓力的升高而升高，需針對(duì)上述強(qiáng)化手段明確結(jié)構(gòu)優(yōu)化方向。

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[編輯： 袁曉燕]

Mechanical Loss Analysis of Piston and Connecting Rod Group for a High Power Diesel Engine

ZHANG Limin1, GAO Feng2, LI Jing3, ZHANG Zhongwei1, LIU Yuting1, WU Yongxing4

(1. China North Engine Research Institute(Tianjin), Tianjin 300400, China;2. The North General Power Group No. 616 Factory, Datong 037036, China;3. Navy Military Affairs Commissary in Xingping, Xingping 713102, China;4. Military Representative Office of Armored Forces in No. 616 Factory, Datong 037036, China)

It was proved by the mechanical loss test of a high power engine that the mechanical loss of piston and connecting rod group took the highest proportion and should be mainly researched. However, their mechanical loss was difficult to conduct through the engine test, and so the simulation method had to be used. Finally, the model was verified by comparing the calculated mechanical loss sum of all frictional pairs to amended test data. In addition, the changing law of mechanical loss with the maximum combustion pressure and speed was further researched, which provides the reference for engine strengthening and mechanical efficiency improving.

mechanical loss; piston and connecting rod group; high power diesel engine

2016-05-16；

2016-10-21

張利敏(1983—)，男，工程師，博士，主要研究方向?yàn)閮?nèi)燃機(jī)結(jié)構(gòu)優(yōu)化；tju.zlmwan@aliyun.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.06.004

TK423.32

B

1001-2222(2016)06-0019-04