雷基林，張大帥，鄧晰文，畢玉華，周 峰，楊永忠

（1. 昆明理工大學云南省內燃機重點實驗室，昆明 650500；2. 昆明云內動力股份有限公司，昆明 650200）

0 引 言

發(fā)動機漏氣量和機油消耗量是評估活塞環(huán)組研制工作水平的兩項重要指標，燃氣泄漏及機油損耗均會降低發(fā)動機的性能，使得排放更加惡劣，造成環(huán)境污染[1-3]。

近年的研究表明柴油機機油消耗對顆粒物排放有顯著影響[4-6]。研究指出顆粒物主要來源于機油消耗，引起機油消耗的主要途徑是通過缸內活塞、環(huán)組、缸套三者的甩油、竄油、刮油和蒸發(fā)等形式[7-9]，約占機油消耗損失總量的 95%以上[10-12]。因此，通過控制柴油機缸內機油消耗來降低顆粒物的排放，已成為滿足越來越嚴格的排放限值的有力手段。影響發(fā)動機缸內機油消耗的因素主要有活塞環(huán)厚度、開口大小、位置及切向彈力，缸套變形[13-15]，、粗糙度[16-17]，配缸間隙等結構參數[18]，機油品質、壓力，發(fā)動機運行工況等[19]。同時，這些因素也是造成發(fā)動機竄氣的主要原因[20-21]。竄氣導致機油老化影響發(fā)動機零部件潤滑，也是燃料腐蝕和大顆粒排放的主要來源[22-23]，當漏氣量超過許用界限時，會導致發(fā)動機運轉不平穩(wěn)，啟動困難，缸壁與活塞環(huán)之間的油膜破壞等不良后果。

Zhao等[24]通過實測發(fā)現，高達 4%的缸內氣體通過竄氣的方式進入到大氣中，在活塞環(huán)縫隙中仍可觀察得到1%的殘余燃氣；同時研究發(fā)現，氣缸壁與活塞環(huán)外圓工作面之間缺乏油膜層會增加漏氣量。Mahesh等[25]分析了活塞環(huán)在環(huán)槽內的二階動力學分析，并使用CFD軟件計算了活塞環(huán)在運動時的機油消耗和竄氣，由此對活塞環(huán)結構進行了優(yōu)化。張思澤等[26]通過建立活塞環(huán)的動力學模型研究了活塞環(huán)結構參數對機油消耗的影響，并通過對環(huán)結構參數的改進提高了油環(huán)的回油壓力，改善了機油消耗，從而改善了柴油機的PM排放。Agarwal等[27]通過建立的仿真模型并結合試驗設計方法，探究了活塞環(huán)開口位置對機油消耗、漏氣量以及開口倒角對漏氣量的影響。李舒等[28]基于建立的活塞環(huán)組運動模型開展了正交模擬試驗，分析得到頂環(huán)環(huán)槽半徑對逆向竄氣的影響最大，并對環(huán)組結構進行了優(yōu)化。郝志勇等[29]通過數值仿真與正交設計相結合的方法，通過調整活塞環(huán)開口間隙位置合理分配環(huán)岸壓力有效降低了漏氣量。王建等[30]利用活塞組動力學模型對配缸間隙、環(huán)岸間隙和活塞偏移量進行數值模擬優(yōu)化，大幅度降低了實測整機機油消耗水平。因此，優(yōu)化設計活塞組件結構，提高其密封性能，改善潤滑狀態(tài)以減少機油消耗、降低缸內的燃氣泄漏量，對提高發(fā)動機的動力性、經濟性、降低排放具有重要意義。

本文以增壓中冷柴油機活塞組件為研究對象，實測了活塞與缸套表面的工作溫度場，利用 AVL Piston &Rings軟件建立了活塞和活塞環(huán)組的動力學模型，采用曲面響應的方法[31-32]，研究了活塞環(huán)組結構參數對柴油機漏氣量和機油消耗的影響規(guī)律，為改善和優(yōu)化活塞環(huán)組的結構設計提供理論依據。

1 試驗測試及仿真模型的建立

1.1 研究機型參數

研究對象為一款滿足非道路國三排放標準的電控高壓共軌增壓中冷柴油機。表 1為該柴油機的基本參數。本次試驗用發(fā)動機的活塞環(huán)為兩道氣環(huán)和一道油環(huán)的結構。環(huán)組參數如表2所示。

表1 發(fā)動機主要參數Table 1 Main parameters of engine

表2 環(huán)組參數Table 2 Main parameters of ring package

1.2 試驗測試

1.2.1 缸內燃燒壓力測試

實測了計算工況即額定工況（85 kW，2 400 r/min）下柴油機的缸內燃燒壓力隨曲軸轉角的變化關系曲線，結果如圖1所示，其中0 A℃為壓縮上止點，缸內最大燃氣壓力為13.5 MPa，位于活塞上止點后10 A℃處。缸內燃氣溫度及缸內燃氣換熱系數通過建立的該機型的GT-Power仿真模型計算得到。

圖1 缸內邊界條件Fig.1 Boundary conditions in cylinder

1.2.2 活塞及缸套溫度場測試與計算

采用硬度標定法對活塞溫度分布、接觸式熱電偶測溫法對缸套外表面關鍵點溫度進行了測量，測試對象為發(fā)動機第一缸與第三缸的活塞及缸套，測試工況為額定工況。試驗硬度塞材料選用GCr15軸承鋼材料，測試前對統一批次的硬度塞進行標定，得到的硬度隨回火溫度變化關系曲線如圖2所示。

圖2 硬度塞硬度隨回火溫度變化關系Fig.2 Relationship of hardness with tempering temperature

活塞、缸套表面測量點的布置簡圖如圖 3所示?；钊斆鏈y量點以燃燒室為中心呈圓形分布，燃燒室中心布置 1個測量點，燃燒室底部及喉口、第一、第二及第三環(huán)槽分別布置4個測量點。單個缸套共布置20個測量點，均勻分布在缸套0°（次推力面）、90°（自由端）、180°（主推力面）、270°（飛輪端）4個方向，每個方向5個測量點的位置分別為活塞上止點第一環(huán)及油環(huán)對應位置、活塞二分之一及四分之三行程處第一環(huán)對應位置、活塞下止點頂面對應位置。

圖3 活塞及缸套表面溫度測點分布示意圖Fig.3 Distribution of temperature measuring points on surface of piston and liner

試驗用熱電偶傳感器為LDTT-III型溫度變送器，溫度測量范圍0～400 ℃，熱電偶響應時間≤5 ms，靈敏度約 10 mV/℃。測試過程中，要求發(fā)動機從低負荷轉速逐漸增加，到達測定工況后，穩(wěn)定運行2 h。基于實測溫度利用MATLAB軟件計算得到標定工況下活塞頂面、缸套外表面的等溫線圖如圖4所示。

圖4 活塞及缸套溫度場Fig.4 Piston and liner temperature field

測試結果顯示，活塞頂面的溫度分布并不均勻，溫度差異較大，最高溫度為 356 ℃，位于燃燒室喉口靠近排氣一側，最低溫度為302 ℃。ω型燃燒室底部的溫差并不大，平均溫度在307 ℃，燃燒室中心的凸起溫度稍高，為328 ℃。第一環(huán)槽的平均溫度為281.2 ℃，第二環(huán)槽的平均溫度為253.7 ℃，第三環(huán)槽平均溫度為231.4 ℃。使用熱電偶法讀取得到的缸套外表面最低溫度為 96.8 ℃，在缸套向下30 mm的范圍內頂部溫度梯度變化較大，最高溫度出現在該區(qū)域為178.3 ℃。

建立活塞及缸套的有限元模型，對比實測溫度，通過調整活塞及缸套各個區(qū)域換熱邊界對模型進行修正，計算得到活塞和缸套的溫度場，并與實測溫度對比顯示偏差均在5%以內，如圖5所示。

將計算得到的活塞溫度場作為熱載荷施加到活塞上，并將缸內最大爆發(fā)壓力作為機械載荷施加到活塞頂面以及燃燒室，同時約束活塞銷與連桿小頭接觸區(qū)域的自由度。模擬計算得到活塞綜合變形如圖6a所示。綜合考慮缸蓋螺栓預緊力、爆發(fā)壓力以及熱負荷等的影響，計算得到缸套的變形情況如圖6b所示。

1.3 活塞組件動力學模型的建立與驗證

1.3.1 活塞組件動力學模型

建立活塞環(huán)組摩擦副模型，模型包含活塞、活塞銷、連桿組件、活塞環(huán)（兩道氣環(huán)和一道油環(huán)）及氣缸套，如圖7所示。模型假設如下：1）僅考慮在主推力面和次推力面構成的平面中活塞的運動；2）曲軸恒速旋轉，不考慮任何轉速不均勻性造成的影響；3）活塞采用彈性體單元，缸套、連桿和曲軸采用剛性體單元，鉸連接間隙為0。

圖5 活塞和缸套各測點測試溫度與仿真結果對比Fig.5 Tested and simulated temperature contrast of measuring points in piston and liner

圖6 活塞及缸套熱態(tài)輪廓圖Fig.6 Profile of piston and liner thermal expansion

圖7 活塞組動力學模型Fig.7 Piston and rings dynamics model

1.3.2 模型的驗證

研究機型磨合 45 h后，采用放油稱質量法進行了 3次額定工況下8 h機油消耗量臺架測試[33]，試驗得到平均機油消耗率為 0.253 g/(kW·h)。通過活塞組動力學仿真計算結果為：缸套壁面潤滑油蒸發(fā)量為0.186 g/(kW·h)，頂環(huán)開口竄油量為0.000 304 g/(kW·h)，環(huán)頂上部慣性力甩油量為 0.08 g/(kW·h)，活塞頂岸刮油量為 0，總機油消耗率為 0.266 g/(kW·h)。計算結果與試驗結果之間的偏差為 5.14%，這表明仿真結果與試驗吻合較好，可采用仿真模型進行后續(xù)的計算與分析。

2 活塞環(huán)組動力學計算結果分析

2.1 活塞環(huán)岸間隙對漏氣量和竄油量的影響

環(huán)岸間隙是指活塞環(huán)岸到缸套名義直徑處的距離。分別對第二環(huán)岸和第三環(huán)岸取等間隔間隙值進行漏氣量計算，結果如表3所示。

表3 環(huán)岸間隙與漏氣量的關系Table 3 Relationship of blow-by with piston land clearance

由表3可知，第二環(huán)岸間隙從0.15增大到0.95 mm，漏氣量增加了 62.9%；第三環(huán)岸間隙從 0.31增大到1.11 mm，漏氣量增大了49.5%，第二環(huán)岸間隙對漏氣量的影響略大。

取二環(huán)岸的環(huán)岸間隙為 0.15、0.35、0.55、0.75、0.95 mm，各間隙下漏氣量及二環(huán)岸壓力隨曲軸轉角的變化趨勢如圖8a圖8b所示。顯然，漏氣量及二環(huán)岸壓力均隨二環(huán)岸間隙的增大而增大。即頂環(huán)的密封效果隨環(huán)岸間隙的增大而降低，二環(huán)岸壓力從0.281升高到0.432 MPa，其密封效果降低了11.93%。

分析認為，在發(fā)動機運行過程中，隨著二環(huán)岸間隙的增大，頂環(huán)與下側面貼合時的接觸面積減小，使得該處節(jié)流作用減弱，造成密封效果下降，大量氣體下竄導致二環(huán)岸處的壓力升高。其次，隨著環(huán)岸間隙的增大，該容積腔的體積同時增大，所能存儲的氣體增加，當二環(huán)處的節(jié)流閥打開時，漏氣量相應增加，最終導致總的漏氣量增大。

由圖8d可知，從頂環(huán)開口間隙處竄到燃燒室內消耗的機油隨環(huán)岸間隙的增大而增大。從圖8c可以看到只有環(huán)岸間隙為 0.15 mm對應的壓力曲線低于一環(huán)岸的壓力即燃燒室壓力曲線外，其余均高于一環(huán)岸壓力，且間隙為 0.95 mm時的最大。分析認為，活塞環(huán)開口處的竄油量是基于頂環(huán)上下表面的壓力差計算所得到，正是這部分壓差導致了該處的機油消耗量增大。

圖8 不同環(huán)岸間隙對漏氣量、竄油量及二環(huán)岸壓力的影響Fig.8 Effect of various piston land clearance on blow-by and oil blow and second land pressure

2.2 活塞環(huán)槽間隙對漏氣量影響

環(huán)與環(huán)槽間隙是指在冷態(tài)下，活塞環(huán)裝配在環(huán)槽中與環(huán)槽上側間隙，及由于環(huán)的徑向寬度小于環(huán)槽背面離缸套壁面的距離形成的環(huán)背隙?；钊h(huán)與環(huán)槽下側間隙不予考慮。取環(huán)槽深度分別為4.5、5.0、5.5、6.0、6.5 mm，各環(huán)槽深度下的漏氣量隨曲軸轉角的變化規(guī)律如圖9所示。

圖9 環(huán)槽間隙對漏氣量的影響Fig.9 Relationship of ring groove clearance with blow-by

由圖9a可知，隨著環(huán)槽深度的增加，漏氣量并沒有明顯的變化，最大值為15.29 L/min，與最小值相比僅增大了 0.35%。分析認為這是由于在背隙的氣體壓力和環(huán)徑向張力合力的作用下，環(huán)運動表面緊貼于缸套的內壁面，第一密封面密封良好；另一方面，由于背隙對通過第二密封面的氣體流通面積影響較小，即無法對容腔內氣體壓力和阻力產生較大的影響，且流過第二密封面的竄氣很少，故環(huán)槽深度，即環(huán)背隙對總漏氣量的影響十分有限。

由于活塞頂環(huán)在工作過程中，環(huán)上側的氣體壓力為缸內燃氣壓力，由于該柴油機機型為增壓發(fā)動機，缸內壓力在整個工作循環(huán)中大于大氣壓力，因此頂環(huán)在缸內壓力的作用下，單個循環(huán)的大部分階段緊壓在環(huán)槽下側，當環(huán)向上竄動時，缸內氣體通過第二密封面竄入曲軸箱，而頂環(huán)上側間隙是這部分氣體流動的唯一通道，對漏氣量有一定的影響。分別取上間隙為0.067、0.087、0.107、0.127、0.147 mm，各上側間隙下漏氣量隨曲軸轉角的變化趨勢見圖 9b，可以看出，頂環(huán)上側間隙的變化對漏氣量無明顯影響，漏氣量最大值與最小值相比僅增大了0.29 L/min，呈現微小增大的趨勢。分析認為這是由于上側間隙增大，使得流通截面增大，從而降低氣體流動阻力，在環(huán)向上竄動時，導致環(huán)下側流動的氣體流量增大。但是在整個工作循環(huán)中，環(huán)在大部分時間始終緊貼環(huán)槽的上側和下側，第二道密封面密封效果良好，因此從第二道密封面泄漏的氣體較少，從而導致上側間隙對漏氣量無明顯影響。

2.3 活塞頂環(huán)開口間隙對漏氣量和竄油量的影響

利用Design expert軟件，采用Box-Behnken的設計方法，按照表 4的因子水平，以漏氣量為響應進行相應的試驗設計如表5所示，并基于逐步法對因子與響應之間的關系進行了二階多項式擬合，得到了響應的回歸模型。

表4 Box-Behnken設計各因子的水平值Table 4 Factor levels of Box-Behnken design

表5 Box-Behnken設計結果Table 5 Result of Box-Behnken design

式中X1為頂環(huán)開口間隙，mm；X2為二環(huán)開口間隙，mm；X3為油環(huán)開口間隙，mm；V為漏氣量，L/min。為保證模型的準確性，對回歸模型進行顯著性檢驗[34]，采用決定系數R2與調整決定系數評估模型的逼近程度。評估結果顯示R2、的值均在0.99以上，這說明所得到的響應曲面模型對仿真結果相關性很好，大部分試驗數據的變異性可以用回歸模型解釋。各個變量因子對漏氣量的曲面響應圖如圖10所示。

圖10 開口間隙對漏氣量影響的曲面響應圖Fig.10 Effect of piston ring gap on response surface plots for blow-by

從上述的顯著性檢驗可知，頂環(huán)與二環(huán)的開口間隙（P＜0.000 1）對漏氣量的影響最為明顯，油環(huán)開口間隙（P＝0.217 6）對漏氣量的影響較小。頂環(huán)與二環(huán)開口間隙對漏氣量的影響表現出了較為明顯的線性關系，漏氣量均隨開口間隙的增大而增大。分析認為頂環(huán)與二環(huán)作為密封環(huán)在發(fā)動機運行過程中的主要作用之一就是為了盡可能防止氣體下竄，頂環(huán)或二環(huán)的開口間隙變化都不可避免的改變了氣體下竄的流通通路，造成漏氣量的變化。而油環(huán)的主要作用是刮除缸套壁面上過多的機油，起不到密封氣體的作用，所以油環(huán)的開口間隙對漏氣量的影響較小。

分別對頂環(huán)取開口間隙選0.25、0.45、0.65、0.85和1.05 mm，計算得到在各開口間隙下的單缸循環(huán)漏氣量隨曲軸轉角的變化趨勢見圖11a。

可以看出，隨著開口間隙的增大，單缸循環(huán)漏氣量呈顯著增大的趨勢，開口間隙為 1.05 mm時的漏氣量是0.25 mm時的2.02倍。在整個漏氣量變化曲線上可以看到，做功沖程中從開口處竄走的漏氣量隨開口間隙的增大大幅增加。由于活塞環(huán)工作的任何一個階段從開口間隙的竄氣不可避免，任何使開口泄露面積增大的因素均會降低氣體流動阻力，導致漏氣量急劇增大，漏氣量與開口間隙之間基本上呈線性關系。

圖11 不同頂環(huán)開口間隙對漏氣量和竄油量的影響Fig.11 Effect of various top ring end gap on blow-by and oil blow

除此之外，頂環(huán)開口間隙處的竄油也是缸內機油消耗的主要途徑之一，結合圖11b與表6可以看到，從頂環(huán)開口處竄入到燃燒室內的機油量隨開口間隙的增大而增大，但總的機油量并沒有表現出同樣的規(guī)律。分析認為，開口間隙的變化引起了頂環(huán)刮油量的變化，使得頂岸處總的機油累積量改變，進而影響到了頂岸甩油量，因此沒有表現出同樣的規(guī)律。當活塞環(huán)運動到上止點即0與360 A℃附近的位置時，缸套在上側受到高溫的作用膨脹量較大，開口間隙增大，運動到下止點即 180與540 A℃時，開口間隙最小。而當開口間隙減小到0.25mm時不存在竄油現象，是因為此時出現了嚴重的頂口故障，長期運行將造成“拉缸”的現象。

表6 機油消耗隨頂環(huán)開口間隙的變化關系Table 6 Relationship of oil consumption with top ring end gap

2.4 活塞頂環(huán)徑向彈力對漏氣量的影響

良好的徑向彈力可以使活塞環(huán)具有較好的密封性與潤滑性。為分析活塞環(huán)徑向彈力對漏氣量的影響，同樣采用Box-Behnken的設計方法，各因子的水平值見表7，設計結果見表8。以漏氣量為響應進行相應的試驗設計，對得到的響應回歸模型進行方差分析與顯著性檢驗，評估結果顯示R2為0.932 4，的值為0.912，表明該模型擬合程度良好，可進行后續(xù)分析。各個變量因子對漏氣量的曲面響應圖如圖12所示。

表7 Box-Behnken設計各因子的水平值Table 7 Factor levels of Box-Behnken design

表8 Box-Behnken設計結果Table 8 Result of Box-Behnken design

由圖12可知，頂環(huán)徑向彈力（P＝0.000 1）與漏氣量的關系表現出了較為明顯的線性關系，等值線接近于直線。二環(huán)稍弱，油環(huán)不顯著。無論是增大頂環(huán)或是二環(huán)的徑向彈力，漏氣量均隨之降低，最低可達14.2 L/min。但是當頂環(huán)徑向彈力不變增大二環(huán)彈力時，漏氣量的減小范圍有限，表明頂環(huán)對氣體的密封能力強于二環(huán)。

圖12 徑向彈力對漏氣量影響的曲面響應Fig.12 Effect of radial elastic force of top piston ring on response surface plots for blow-by

為了詳細分析其影響規(guī)律，現分別取頂環(huán)的徑向彈力為120、160、200、240、280 N。計算得到的缸內漏氣量隨著徑向彈力的變化關系見圖13所示。

由圖13可知，隨著環(huán)徑向張力的增大，漏氣量呈現出逐漸減小的變化趨勢，在 280 N時，漏氣量達到最小值。分析認為，當環(huán)徑向張力減小時，即環(huán)的彈力較小，較小的彈力會使得密封面不易建立，導致環(huán)隨著缸套表面變形而徑向補償的能力減弱，導致了漏氣量略有增加。但是第一道密封面密封效果良好，因此徑向壓力引起的總漏氣量變化不大。由此可見，合理的選取活塞環(huán)彈力可有效的降低漏氣量。

圖13 徑向彈力與漏氣量的變化關系Fig.13 Relationship of blow-by with radial elastic force of top piston ring

3 結 論

1）響應面優(yōu)化分析的結果表明：頂環(huán)、二環(huán)開口間隙對漏氣量影響顯著，油環(huán)開口間隙對漏氣量的影響較??；頂環(huán)的徑向彈力對漏氣量的影響表現出了較為明顯的線性關系，頂環(huán)對氣體的密封能力強于二環(huán)，增大頂環(huán)徑向彈力可使漏氣量最低降至14.2 L/min；

2）第二環(huán)岸間隙對漏氣量的影響略大約第三環(huán)岸，漏氣量和二環(huán)岸壓力均隨著二環(huán)岸間隙的增大而增大，且二環(huán)岸壓力從0.281升高到0.432 MPa，頂環(huán)密封效果降低了 11.93%。頂環(huán)上下表面壓力差隨環(huán)岸間隙的增大而增大，使得經過活塞環(huán)開口處的竄油量在環(huán)岸間隙為0.95 mm時最大。從頂環(huán)開口處竄入到燃燒室內的機油量隨開口間隙的增大而增大，但過小的開口間隙會導致活塞環(huán)頂口。在保證活塞組性能的同時，適當減小環(huán)岸間隙與開口間隙可有效降低漏氣量與機油消耗；

3）環(huán)槽深度對總漏氣量的影響十分有限，最大值與最小值相比僅增加 0.35%，頂環(huán)上側間隙的變化對漏氣量無明顯的影響，最大漏氣量比最小值僅增加了0.29 L/min。

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