劉濤

?

基于動(dòng)力學(xué)仿真的活塞組件摩擦損失研究

劉濤

（泛亞汽車(chē)技術(shù)中心有限公司，上海 201201）

活塞及環(huán)組的摩擦損失是影響發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)械效率最重要的因素之一。文章通過(guò)活塞及環(huán)組動(dòng)力學(xué)仿真，討論了配缸間隙、活塞群部型線、環(huán)張力及環(huán)軸向?qū)挾鹊仍O(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)活塞環(huán)組系統(tǒng)摩擦損失的影響，為減小發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦損失、降油耗提供設(shè)計(jì)指導(dǎo)。案例結(jié)果顯示，在額定工況下，裙部型線優(yōu)化對(duì)減小活塞及環(huán)組系統(tǒng)摩擦損失的貢獻(xiàn)最大（達(dá)47%），調(diào)整配缸間隙為上限時(shí)可帶來(lái)17％的收益，而調(diào)整油環(huán)環(huán)張力和一環(huán)環(huán)寬帶來(lái)的總收益約為4%～8%。

摩擦損失；活塞；活塞環(huán)；動(dòng)力學(xué)仿真

引言

在現(xiàn)今發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)發(fā)過(guò)程中，追求更低的整機(jī)燃油消耗成為各企業(yè)的必然選擇。低燃油消耗意味著在高的燃燒效率下，需要盡可能低的無(wú)用功損耗。因而，減小發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)械摩擦損失對(duì)提高發(fā)動(dòng)機(jī)效率，降低整機(jī)燃油消耗有著至關(guān)重要的作用。

大量研究表明，發(fā)動(dòng)機(jī)活塞及環(huán)組總成與缸套之間的摩擦損失可占整機(jī)機(jī)械損失的20%以上[1,2,3]。圖1為某4缸小排量汽油機(jī)各子系統(tǒng)摩擦功的實(shí)測(cè)結(jié)果，在整個(gè)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，活塞及連桿總成摩擦損失高達(dá)30%～50%。這意味著活塞總成是最具優(yōu)化潛力的系統(tǒng)，因此，研究其中各零部件及相應(yīng)摩擦副對(duì)摩擦損失的貢獻(xiàn)量并優(yōu)化降低不合理部分，是降摩減油耗工作的重中之重。

專家學(xué)者們已對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的活塞與氣缸、活塞環(huán)與氣缸、活塞銷與銷座等摩擦副的運(yùn)動(dòng)摩擦及潤(rùn)滑特性做了大量細(xì)致的試驗(yàn)研究工作[1,4]，由于這些研究方法通常都涉及到專門(mén)的試驗(yàn)測(cè)試設(shè)備以及大量費(fèi)用，在工程實(shí)際中很難得到直接應(yīng)用，而目前工程中應(yīng)用最多的是采用倒拖試驗(yàn)臺(tái)架逐步拆分出各主要系統(tǒng)的摩擦功[2,3]。這種逐步拆分試驗(yàn)法是在發(fā)動(dòng)機(jī)不點(diǎn)火的情況下完成，無(wú)法真實(shí)體現(xiàn)出發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際工作過(guò)程中的摩擦損失。并且此類試驗(yàn)只能拆分到系統(tǒng)級(jí)（如圖1所示的七個(gè)主要系統(tǒng)），如果需要考量不同活塞群部型線、配缸間隙、環(huán)組張力、環(huán)面型線等具體影響，將只能做對(duì)比試驗(yàn)，這需要發(fā)動(dòng)機(jī)多次上下臺(tái)架翻修，勢(shì)必浪費(fèi)大量時(shí)間和試驗(yàn)資源?；钊碍h(huán)組動(dòng)力學(xué)模擬分析法能系統(tǒng)地進(jìn)行定性和定量分析[5,6,8]，可用于指導(dǎo)設(shè)計(jì)優(yōu)化，減少試驗(yàn)頻次。結(jié)合少量試驗(yàn)驗(yàn)證，可提高模擬分析精度，大大節(jié)約時(shí)間和成本。

圖1 某汽油機(jī)各子系統(tǒng)實(shí)測(cè)摩擦功占比

本文將借助EXCITE/Piton&Ring工程軟件，以某4缸小排量汽油機(jī)為例，建立活塞及環(huán)組動(dòng)力學(xué)分析模型，重點(diǎn)討論了設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)過(guò)程中需要優(yōu)化的部分設(shè)計(jì)參數(shù)，比如配缸間隙、活塞群部型線、環(huán)張力以及環(huán)軸向?qū)挾鹊葘?duì)系統(tǒng)摩擦損失的影響。

1 活塞及環(huán)組動(dòng)力學(xué)模型

EXCITE/Piton&Ring是發(fā)動(dòng)機(jī)活塞摩擦副設(shè)計(jì)專用的多體動(dòng)力學(xué)軟件，它將活塞、活塞環(huán)視為彈性體，連桿和曲軸視為剛性體，活塞環(huán)與缸套間為油膜潤(rùn)滑。其動(dòng)力學(xué)模型包括以下主要假設(shè)：1）僅考慮在缸套主、副承壓面（TS-ATS）構(gòu)成的平面內(nèi)的活塞運(yùn)動(dòng)；2）假設(shè)曲軸作勻速旋轉(zhuǎn)，不考慮轉(zhuǎn)速不均勻帶來(lái)的影響；3）不考慮活塞銷與活塞，銷與連桿，連桿與曲軸之間的運(yùn)動(dòng)間隙。

1.1 運(yùn)動(dòng)副間的摩擦特性

對(duì)于活塞與缸套、活塞環(huán)與環(huán)槽以及連桿軸承處的摩擦特性，以Stribeck摩擦函數(shù)來(lái)描述。Stribeck摩擦不同于庫(kù)倫摩擦，它不僅與法向載荷有關(guān)，還受運(yùn)動(dòng)件的相對(duì)速度和方向影響（如圖2所示），其摩擦力并不是速度的線性函數(shù)，在相對(duì)速度較小的范圍內(nèi)，隨著相對(duì)速度的增加摩擦力反而有所下降。

圖2 Stribeck摩擦效應(yīng)

其摩擦力方程為：

其中，F為法向載荷，為比例因子，為相對(duì)速度，為相關(guān)參數(shù)，對(duì)于不同類型發(fā)動(dòng)機(jī)有不同的推薦值。

在環(huán)組動(dòng)力學(xué)計(jì)算時(shí)，同時(shí)引入液力潤(rùn)滑和粗糙接觸模型來(lái)描述活塞環(huán)與缸套之間的潤(rùn)滑和摩擦特性。液力滑動(dòng)模型將環(huán)表面與汽缸壁面的周向運(yùn)動(dòng)視為平面滑塊，并作液力潤(rùn)滑理論的常規(guī)假設(shè)，認(rèn)為潤(rùn)滑油是等粘度不可壓縮的，其液動(dòng)油膜壓力由Reynolds控制方程(2)求得。

其中，為名義油膜厚度為環(huán)面與壁面平均間隙，為平均液動(dòng)壓力，σ代表復(fù)合的表面粗糙度，分別為擠壓流動(dòng)因子和剪切流動(dòng)因子，為環(huán)面的滑動(dòng)速度。

粗糙接觸區(qū)域?yàn)镚reenwood和Tripp表面接觸模型，其粗糙接觸壓力為：

其中，s為粗糙度高度標(biāo)準(zhǔn)偏差，s為接觸面名義間隙，β、分別為峰值粗糙半徑和分布密度，E*代表粗糙表面的彈性行為。

由式(2)和(3)分別求解得到不同時(shí)刻的液動(dòng)接觸壓力和粗糙接觸壓力，再根據(jù)對(duì)應(yīng)狀態(tài)時(shí)的摩擦系數(shù)就可得到變化的摩擦力載荷。

德國(guó)內(nèi)燃機(jī)研究協(xié)會(huì)（FVV）根據(jù)試驗(yàn)及經(jīng)驗(yàn)總結(jié)，在Stribeck摩擦函數(shù)基礎(chǔ)上得到一簡(jiǎn)化的經(jīng)驗(yàn)公式(4)，可用于活塞動(dòng)力學(xué)模塊計(jì)算環(huán)組與缸套間的摩擦力。

1.2 主要輸入數(shù)據(jù)

從摩擦力的求解方程中可看出，求解摩擦力的過(guò)程其實(shí)就是求解摩擦副法向接觸載荷及相應(yīng)摩擦系數(shù)的過(guò)程。活塞、環(huán)組與缸套的接觸載荷及摩擦系數(shù)與其運(yùn)動(dòng)狀態(tài)和潤(rùn)滑狀態(tài)相關(guān)，主要影響因素可分為發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行參數(shù)和設(shè)計(jì)參數(shù)兩大類。發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行參數(shù)包括轉(zhuǎn)速、負(fù)荷以及發(fā)動(dòng)機(jī)的磨合情況，涉及缸內(nèi)壓力和溫度、活塞及缸套溫度分布、潤(rùn)滑油粘溫特性及各摩擦副的磨合特性等。設(shè)計(jì)參數(shù)主要有活塞與缸套的冷態(tài)名義間隙、活塞型線、活塞銷偏心、各環(huán)的運(yùn)行面型線、環(huán)的張力等。

1.2.1缸內(nèi)燃?xì)鈮毫皽囟?/p>

在發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)發(fā)初期，缸內(nèi)燃?xì)鈮毫?、平均溫度及?duì)流換熱系數(shù)曲線通?？赏ㄟ^(guò)GT-Power或AVL-BOOST軟件性能仿真方便得到。圖3為仿真得到的不同轉(zhuǎn)速下全負(fù)荷缸內(nèi)燃?xì)鈮毫η€，圖4為額定工況下缸內(nèi)平均溫度及對(duì)流換熱系數(shù)曲線。有試驗(yàn)樣機(jī)或產(chǎn)品之后，可試驗(yàn)獲得。

圖3 全負(fù)荷缸內(nèi)燃?xì)鈮毫η€

圖4 缸內(nèi)平均溫度及對(duì)流換熱系數(shù)曲線

1.2.2活塞及缸套型線

通過(guò)有限元法計(jì)算可得到不同工況下的活塞溫度分布，并用活塞溫度測(cè)試試驗(yàn)數(shù)據(jù)標(biāo)定有限元模型。圖5即為不同轉(zhuǎn)速全負(fù)荷工況下活塞推力側(cè)的溫度變化曲線，由此，在活塞冷態(tài)型線基礎(chǔ)上加上由于活塞溫度升高帶來(lái)的熱膨脹量就得到了熱態(tài)的型線。

圖5 全負(fù)荷活塞溫度分布曲線

通常，缸套在冷熱態(tài)的變形型線也是由有限元法計(jì)算得到的。為提高仿真精度，首先應(yīng)保證有限元模型剛度和螺栓載荷施加的準(zhǔn)確性，這需要由冷態(tài)裝配后缸孔變形測(cè)量值減去裝配前的測(cè)量值（消除產(chǎn)品實(shí)際加工后的非理想圓孔現(xiàn)象），以此修正裝配狀態(tài)下有限元模型。其次，用測(cè)量的缸套溫度標(biāo)定有限元溫度場(chǎng)，并考慮高溫下螺栓載荷的衰減量。對(duì)于多缸機(jī)，各缸的變形型線也有差別，通常選變形最大的缸套型線作為動(dòng)力學(xué)計(jì)算輸入。

圖6 活塞、缸套冷熱態(tài)型線

圖6為冷態(tài)和額定工況下活塞與缸套在推力側(cè)的變形型線，從圖中可看到，活塞與缸套在熱態(tài)發(fā)生型線干涉，由于活塞與缸套都是彈性體，在接觸載荷下會(huì)產(chǎn)生彈性變形，因此少量過(guò)盈是允許的。

1.2.3摩擦比例因子

在正式計(jì)算之前，有必要利用倒拖摩擦功試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果對(duì)活塞及環(huán)組系統(tǒng)的總的摩擦損失進(jìn)行標(biāo)定，以確定摩擦力方程 (1-1)、(1-4)中的摩擦比例因子。

由于試驗(yàn)是在倒拖試驗(yàn)臺(tái)架上完成的，因此，標(biāo)定摩擦比例因子所用的動(dòng)力學(xué)模型應(yīng)模擬倒拖工況。再者，該試驗(yàn)?zāi)軠y(cè)試出的摩擦功是整個(gè)活塞連桿系的，需在實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)的基礎(chǔ)上減掉活塞銷及連桿大頭處的摩擦損失。據(jù)文獻(xiàn)[7,9,10]所述，典型的活塞銷及連桿大頭處的摩擦損失大約能占28%～32%，本文按30%估算。最終根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)標(biāo)定后的活塞動(dòng)力學(xué)模型在倒拖工況下系統(tǒng)總摩擦損失結(jié)果如圖7所示，仿真與試驗(yàn)的最大偏差為6.45%。

圖7 倒拖工況系統(tǒng)摩擦功修正

2 影響因素及結(jié)果討論

只要能影響運(yùn)動(dòng)副接觸面的法向載荷及運(yùn)動(dòng)摩擦系數(shù)的因素，理論上都將影響摩擦損失的大小，本文將以配缸間隙、活塞群部型線及橢圓度、環(huán)張力以及環(huán)軸向?qū)挾鹊淖兓癁槔?，討論相?yīng)的摩擦損失變化趨勢(shì)以及可能帶來(lái)的其它影響。

2.1 配缸間隙

配缸間隙的大小決定了活塞及環(huán)組在缸套中運(yùn)動(dòng)空間的大小，它影響活塞及環(huán)的二階運(yùn)動(dòng)，從而會(huì)影響到活塞對(duì)缸套的拍擊力以及整個(gè)系統(tǒng)摩擦功。配缸間隙過(guò)大，會(huì)造成低速低負(fù)荷時(shí)缸套敲擊噪聲增大；配缸間隙過(guò)小，會(huì)造成高速高負(fù)荷時(shí)摩擦損失明顯加劇。

圖8為發(fā)動(dòng)機(jī)額定工況下不同配缸間隙時(shí)活塞及環(huán)組系統(tǒng)摩擦損失的變化及構(gòu)成情況，隨著配缸間隙的增大，系統(tǒng)總的摩擦損失隨之減?。ㄗ兓葹?7%和13%），其中活塞群部（TS和ATS側(cè)）摩擦明顯減小，但環(huán)組處的摩擦沒(méi)有明顯變化，這表明活塞環(huán)在張力作用下，與缸套接觸緊密，對(duì)配缸間隙的變化不敏感。

另外，在一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)，膨脹沖程的摩擦損失貢獻(xiàn)量明顯大于其它沖程，其在三種配缸間隙下的占比依次為35%、37%、39%，這是因?yàn)榛钊谂蛎洓_程受到更大的側(cè)推力作用。但是，配缸間隙的增大可能會(huì)帶來(lái)活塞二階運(yùn)動(dòng)及活塞對(duì)缸套的拍擊力加劇，圖9顯示表征拍擊噪聲水平的活塞動(dòng)能轉(zhuǎn)化率隨配缸間隙的增大而顯著增大。

圖8 不同配缸間隙時(shí)系統(tǒng)摩擦損失

圖9 不同配缸間隙時(shí)活塞動(dòng)能轉(zhuǎn)化率

2.2 活塞群部型線

活塞群部型線的設(shè)計(jì)是活塞設(shè)計(jì)的一個(gè)重要環(huán)節(jié)，良好的活塞型線不僅需要保證活塞在氣缸內(nèi)運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)，盡量降低活塞對(duì)氣缸的敲擊，還應(yīng)具有良好的油楔效應(yīng)保證油膜潤(rùn)滑，以便獲得低的摩擦損失。

圖10列出了A、B、C三種不同活塞型線設(shè)計(jì)，圖11對(duì)比了三種型線分別在倒拖工況和全負(fù)荷工況下的系統(tǒng)摩擦損失，可看出活塞在全負(fù)荷工況下受熱膨脹后的系統(tǒng)摩擦損失將明顯大于倒拖試驗(yàn)工況。以額定轉(zhuǎn)速5000rpm為例，在倒拖工況時(shí)型線A對(duì)應(yīng)的摩擦損失比型線B小34%，在全負(fù)荷工況時(shí)型線A的收益增大到47%。

圖10 三種活塞型線

比較圖11-13中三種不同活塞型線在全負(fù)荷不同轉(zhuǎn)速下的系統(tǒng)摩擦損失、活塞動(dòng)能轉(zhuǎn)化率及表征活塞平穩(wěn)運(yùn)動(dòng)的擺角變化曲線。結(jié)果表明型線A的摩擦損失最小，但同時(shí)運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性最差；型線B擁有平穩(wěn)的活塞運(yùn)動(dòng)和較小的敲擊噪聲水平，但摩擦損失卻明顯偏高。因此，在活塞型線選擇時(shí)，應(yīng)權(quán)衡多方利弊，避免極端情況的發(fā)生。

圖11 不同活塞型線對(duì)系統(tǒng)摩擦損失的影響

圖12 不同活塞型線的活塞動(dòng)能轉(zhuǎn)化率

圖13 不同活塞型線對(duì)活塞平穩(wěn)運(yùn)動(dòng)的影響

2.3 活塞環(huán)張力及軸向?qū)挾?/h3>

通常，減小環(huán)組摩擦損失的措施包括調(diào)整環(huán)張力、環(huán)軸向?qū)挾?、環(huán)對(duì)缸套變形的順應(yīng)性、運(yùn)行面輪廓線以及表面涂層等。

圖14、圖15分別為油環(huán)在額定工況下不同張力水平時(shí)環(huán)組摩擦損失和機(jī)油消耗量的變化圖，圖中可看出隨著油環(huán)切向張力的減小，環(huán)組總的摩擦損失依次降低9.5%、9.3%，其中油環(huán)處的摩擦損失隨之減小，而兩道壓縮環(huán)的摩擦損失和機(jī)油消耗量并沒(méi)有明顯變化，這說(shuō)明油環(huán)張力的變化沒(méi)有引起活塞及環(huán)組運(yùn)動(dòng)姿態(tài)的變化，也沒(méi)有明顯改變環(huán)組的潤(rùn)滑狀態(tài)。

圖14 不同油環(huán)張力下的環(huán)組摩擦損失

圖15 不同油環(huán)張力下的機(jī)油消耗量

現(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)活塞環(huán)的軸向?qū)挾鹊淖兓厔?shì)是越來(lái)越窄，這對(duì)減小環(huán)組摩擦功有益。圖16即為額定工況下一環(huán)環(huán)寬分別為1.4mm，1.2mm和1.0mm時(shí)的環(huán)組摩擦損失，隨著環(huán)寬的減小，環(huán)組總摩擦損失依次降低6.9%、6.8%，其中一環(huán)處的摩擦逐步降低，二環(huán)處摩擦略有減低。

從圖14和圖16還可看出各環(huán)摩擦損失貢獻(xiàn)量的大致比重，其中油環(huán)最多(約40%~50%)，一環(huán)次之(約25%~35%)。油環(huán)摩擦損失最大的原因可歸結(jié)為，油環(huán)環(huán)張力通常為壓縮環(huán)的數(shù)倍（本案例為3倍左右），加之三片式組合油環(huán)與缸套接觸面積大。一環(huán)摩擦損失大于二環(huán)主要是因?yàn)橐画h(huán)處氣體壓力為缸內(nèi)燃?xì)鈮毫?，而二環(huán)處壓力通常僅為燃?xì)獾?0%左右，并且一環(huán)處的高溫燃?xì)馐沟闷錆?rùn)滑條件相對(duì)較差。

考慮到本案例的活塞環(huán)組在不同工況下的摩擦損失大概占整個(gè)活塞組系的25%～45%，因此調(diào)整油環(huán)環(huán)張力和一環(huán)環(huán)寬帶來(lái)的總收益占活塞組系的4%～8%左右。

圖16 不同一環(huán)寬度時(shí)的環(huán)組摩擦損失

3 結(jié)語(yǔ)

本文在動(dòng)力學(xué)仿真的基礎(chǔ)上討論了影響活塞組件摩擦損失的主要設(shè)計(jì)參數(shù)，以及由此可能帶來(lái)的對(duì)活塞組系其它性能的影響。文中的主要內(nèi)容涉及：

（1）該動(dòng)力學(xué)仿真以Stribeck摩擦函數(shù)描述活塞與缸套、活塞環(huán)與環(huán)槽以及連桿軸承處的摩擦特性，同時(shí)以液力潤(rùn)滑和粗糙接觸模型描述活塞環(huán)與缸套之間的潤(rùn)滑和摩擦特性。理論表明摩擦不僅與法向載荷有關(guān)，還與運(yùn)動(dòng)件的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)及潤(rùn)滑狀態(tài)有關(guān)。

（2）為提高模型精度，以試驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)和CAE仿真相結(jié)合的方式確保輸入數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確度是必要的。其中活塞、缸套溫度場(chǎng)以及缸套冷態(tài)安裝變形的測(cè)量用于得到準(zhǔn)確的熱態(tài)活塞及缸套型線，臺(tái)架摩擦功試驗(yàn)用于調(diào)整摩擦比例因子。

（3）適當(dāng)增大配缸間隙可減小活塞系統(tǒng)摩擦損失，但要關(guān)注活塞二階運(yùn)動(dòng)的變化并防止低速低負(fù)荷時(shí)缸套敲擊噪聲的增大。計(jì)算結(jié)果顯示，在額定工況時(shí)，該活塞系統(tǒng)工作在配缸間隙上限時(shí)的摩擦損失將比名義配缸間隙狀態(tài)低17％。

（4）不同活塞群部型線及橢圓度的設(shè)計(jì)對(duì)系統(tǒng)摩擦損失的影響是顯著的，在確保不拉缸及較低敲擊噪聲水平的前提下，優(yōu)化型線調(diào)整活塞與缸套的接觸面積及載荷，可明顯降低整個(gè)轉(zhuǎn)速域的摩擦損失。以5000rpm時(shí)為例，在倒拖工況時(shí)型線A對(duì)應(yīng)的摩擦損失比型線B小34%，在全負(fù)荷工況時(shí)型線A的收益增大到47%。

（5）在環(huán)組摩擦損失中油環(huán)及一環(huán)處所占比例相對(duì)較大，減小油環(huán)切向張力以及采用低環(huán)寬的一道壓縮環(huán)對(duì)降低環(huán)組摩擦損失有益，二者帶來(lái)的總收益大約為4%～8%。

總之，活塞及環(huán)組動(dòng)力學(xué)分析可用于研究系統(tǒng)摩擦損失，為工程應(yīng)用中快速確定降低活塞環(huán)組摩擦功的可行性方案提供指導(dǎo)，并能同時(shí)預(yù)測(cè)出對(duì)其它相關(guān)性能的影響，有利于在降摩減油耗的同時(shí)確保其它相關(guān)性能的可靠性。

[1] Pranay Nagar and Scott Miers. Friction between piston and cylinder of an IC engine: a review. SAE international,2011,01(1405).

[2] 杜家益,袁銀南,孫平,陳篤紅,王林.車(chē)用柴油機(jī)機(jī)械損失功率分配. 汽車(chē)工程,2002, 24(6).

[3] 王忠,歷寶錄,馬淋軍.柴油機(jī)整機(jī)與零部件機(jī)械損失的評(píng)價(jià)指標(biāo)與試驗(yàn)分析.中國(guó)機(jī)械工程,2006, 17(22).

[4] Kei Nakayama,YuukiYasutake,and Masaaki Takiguki. Effect of pis -ton motion on piston skirt friction of gasoline engine. Society of automotive engineers, 1997, SAE No.970839.

[5] Prashant Patel, Zissimos P., and Paras Shah. A comprehensive meth -od for piston secondary dynamics and piston-bore contact. SAE in -ternational, 2007, 01(1249).

[6] 王政,唐建,于旭東.活塞群部型線對(duì)活塞二階運(yùn)動(dòng)和摩擦功率的影響.內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào),1999,17(4).

[7] TadahiroSuhara,Shinji Ato. Friction and lubrication characteristics of piston pin boss bearings of an automotive engine. Society of automo -tive engineers, 1997, SAE No.970840.

[8] 白敏麗,丁鐵新,董衛(wèi)軍.活塞環(huán)－氣缸套潤(rùn)滑摩擦研究.內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào),2005,23(1).

[9] 藍(lán)軍.AVL DLIDE模型的計(jì)算精度控制.2006年AVL年會(huì)論文集.

[10] AVL EXCITE User Manual. EXCITE Piston Rings Theory, 2009.

Friction loss research of piston assemblybased ondynamic simulation

Liu Tao

( Pan Asia Technical Automotive Center Co., Ltd, Shanghai 201201 )

Friction loss of piston and ring group is one of the most important factors affecting engine mechanical efficiency. Through dynamic simulation, the effects of piston and ring system design parameters on friction loss are discussed, which can provide design guidance for reducing engine friction loss. The case results show that piston skirt profile optimization contributes the most (up to 47%) to the friction loss of piston and ring system under rated conditions. Adjusting cylinder clearance to the upper limit can bring 17% benefit, while the total benefit of adjusting ring tension and ring width is about 4%-8%.

Friction Loss; Piston; Piston Ring; Dynamic simulation

U464.231

A

1671-7988(2019)07-93-05

劉濤（1982-），男，碩士，工程師，從事動(dòng)力驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真分析。

U464.231

A

1671-7988(2019)07-93-05

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.07.031