吳后吉 施 維 梁興雨

（1-廣東省智能制造研究所 廣東 廣州 510070 2-天津大學內(nèi)燃機燃燒學國家重點實驗室）

引言

活塞環(huán)與氣缸套是發(fā)動機最為關(guān)鍵的摩擦副之一，有研究表明[1]，內(nèi)燃機在工作過程中由氣缸套-活塞環(huán)摩擦副引起的摩擦損失占整個發(fā)動機摩擦損失的20%～50%，所以降低氣缸套-活塞環(huán)摩擦副的摩擦損失，對發(fā)動機動力性、經(jīng)濟性具有重要意義。由于缸套-活塞環(huán)摩擦副運動時周圍的工作條件非常惡劣，所涉及到的因素非常繁雜，摩擦潤滑狀態(tài)的改變頻繁，每加入一個非線性影響因素進行多模型潤滑耦合分析都已經(jīng)十分困難，但多模型潤滑耦合分析仍然是當今缸套-活塞環(huán)潤滑摩擦系統(tǒng)發(fā)展的主流方向。

本文針對不同發(fā)動機工作參數(shù)，諸如發(fā)動機轉(zhuǎn)速、負荷以及缸內(nèi)壓力變化等影響因素為主要研究對象，再結(jié)合Reynolds 方程、微凸體接觸模型、以及表面粗糙度和潤滑油變粘度等多個非線性影響因素導(dǎo)入基本的缸套-活塞環(huán)流體潤滑模型中，建立流體潤滑耦合仿真模型，之后使用編程軟件結(jié)合Reynolds 邊界條件編制流體潤滑程序，對氣缸套-活塞環(huán)摩擦副進行流體潤滑多模型仿真耦合計算，在此基礎(chǔ)上，對不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速，負荷，缸內(nèi)壓力變化對活塞環(huán)潤滑性能進行探討，分析得出發(fā)動機工作參數(shù)對活塞環(huán)潤滑性能的影響，找到改善活塞環(huán)潤滑狀態(tài)與降低摩擦力所帶來的功率損耗的具體措施。

1 模型的建立

1.1 基本平均Reynolds 模型

活塞環(huán)-缸套流體潤滑示意圖如圖1 所示。

圖1 活塞環(huán)-缸套流體潤滑示意圖

采用Patir 和Cheng[2-3]提出的平均雷諾方程進行計算：

式中：p 為平均油膜壓力；φx和φy分別為在x 和y 方向上的壓力流量因子；φs是剪切流量因子；h 為名義油膜厚度；μ 為潤滑劑動力粘度；U 為活塞運動速度，σ 為兩粗糙表面綜合粗糙度；hˉt為實際油膜厚度期望值采用Reynolds 粘度-溫度-壓力公式[4]計算。

變動力粘度：

式中：μ0為常溫下的動力粘度，壓強單位為帕斯卡，T為絕對溫度。

選活塞環(huán)與缸內(nèi)最大距離處作為油膜起始點，仿真計算采用Reynolds 邊界條件，應(yīng)滿足：

式中：xl（-b/2 ＜xl＜b/2）為油膜破裂處的位置，可由求解Reynolds 方程時自動確定其位置。

1.2 表面粗糙度模型

由于考慮到粗糙度的存在，當膜厚比小于4 時，油膜比較薄，活塞環(huán)-氣缸套摩擦副處于混合潤滑狀態(tài)，2 表面微凸體發(fā)生接觸，在活塞環(huán)徑向受力平衡時，應(yīng)考慮微凸體接觸力。假定微凸體高度服從高斯分布，曲率半徑為定值，可采用Greenwood[5]等提出的粗糙表面的接觸理論模型：

式中：對于工程表面來講，可取ηβσ=0.04，σ/β=10-3；Wa為微凸體接觸力；Ac為實際接觸面積；A 為名義接觸面積；E 為2 表面綜合彈性模量，F(xiàn)2.5（H）和F2（H）可根據(jù)參考文獻[6-8]得到。

1.3 摩擦力計算

使用SOR[9-10]法迭代求解Reynolds 方程，得到油膜厚度及油膜壓力分布后，可用下式計算摩擦力：

式中：τ0為材料剪切應(yīng)力系數(shù)，可取τ0=2x10-6，α0為表面峰元剪切強度變化率，可取α0=0.1

2 數(shù)值求解過程

考慮到發(fā)動機在進氣行程中點附近，這個時刻的活塞環(huán)相對速度較大，此時處于完全流體潤滑狀態(tài)，摩擦力低，摩擦磨損很小，工作條件較佳?；钊倪\動速度接近最大值，潤滑效果好，擠壓項可以忽略不計。參照這種思路，我們可以得到如下求解過程：首先選定進氣沖程中點附近的某一時刻，先估取一個最小油膜厚度值，給定初始油膜壓力及粘度、溫度等參數(shù)，經(jīng)過修改最小油膜厚度迭代求解得到修正的最小油膜厚度和油膜壓力，然后接著進行下個時間步長（曲軸轉(zhuǎn)角）的計算，直到完成整個工作循環(huán)的計算，修正初始最小油膜厚度，直至整個循環(huán)始末最小膜厚值小于某個值時，程序停止。如圖2 所示。

圖2 計算流程圖

3 仿真計算結(jié)果分析

3.1 計算參數(shù)

利用上述流體潤滑模型對某發(fā)動機進行仿真計算，該發(fā)動機活塞環(huán)組由三道環(huán)組成，分別是兩道氣環(huán)和一道油環(huán)。主要參數(shù)為：連桿長度L 為0.174 m，曲柄半徑R=0.075 5 m，活塞環(huán)半徑r=0.05m 缸套粗糙度σ=1.6 μm，活塞環(huán)表面粗糙度σ=0.8 μm。

3.2 轉(zhuǎn)速對潤滑的影響

圖3 表示的是在轉(zhuǎn)速為1 200 rpm、1 600 rpm、2 000rpm 的情況下發(fā)動機一個工作循環(huán)的最小油膜厚度曲線。橫坐標表示曲軸轉(zhuǎn)角，以進氣沖程階段開始計算，即曲軸轉(zhuǎn)角為零度時開始計算，縱坐標表示最小油膜厚度值。從圖3 中可以得出，當轉(zhuǎn)速增加時，在發(fā)動機每個沖程中，每個沖程的中間時刻的最小油膜厚度最大，因為此時活塞環(huán)刮油輪廓面與氣缸壁之間所產(chǎn)生的油膜擠壓變化率比較小，活塞在每個沖程階段的運動速度較大，潤滑狀態(tài)較佳，故而此時的最小油膜厚度為最大值。每個沖程階段中間時刻的最大的最小油膜厚度越大，發(fā)動機的最小油膜厚度值也就越大。在點火上止點時刻（在圖3 中曲軸轉(zhuǎn)角300°～400°這個范圍中）。

圖3 速度-最小油膜厚度關(guān)系圖

這個時刻的最小油膜厚度值是發(fā)動機整個工作循環(huán)中所產(chǎn)生的最小油膜厚度值當中的最小值，隨著轉(zhuǎn)速的增加，此時的最小油膜厚度值有變化，但不是很明顯，這是由于此時的最小油膜厚度值已經(jīng)非常小，潤滑狀態(tài)為混合潤滑狀態(tài)，潤滑油膜難以形成或只能形成一層很薄的油膜，這時轉(zhuǎn)速的變化對這個時刻的最小油膜影響不是主要影響因素，潤滑狀態(tài)的轉(zhuǎn)化，發(fā)動機工作環(huán)境的惡劣性都會影響著油膜厚度的形成。最小油膜厚度的變化與活塞環(huán)徑向所受的外載有直接的關(guān)系，轉(zhuǎn)速的增加，造成活塞每次往返運動所產(chǎn)生的慣性力增加，最終結(jié)果導(dǎo)致活塞環(huán)徑向所受外力變化大，滿足所受合外力平衡條件決定著最小油膜厚度值的變化規(guī)律。

如圖4 所示，當轉(zhuǎn)速增加時，流體摩擦力也隨著增大，這是因為提高發(fā)動機轉(zhuǎn)速，潤滑油的內(nèi)摩擦力與摩擦熱流也增大，潤滑油溫度升高，造成異常磨損。這也就說明了并非轉(zhuǎn)速越高越好，轉(zhuǎn)速的提高，雖然對加大潤滑油膜的厚度比較有利，但隨之帶來的由潤滑油產(chǎn)生的摩擦力也會增加，造成了摩擦功的損耗加大，降低發(fā)動機產(chǎn)生的熱能利用率。

圖4 速度-摩擦力關(guān)系圖

3.3 負荷對潤滑的影響

如圖5 所示，在轉(zhuǎn)速為1 600rpm 時為前提條件下，表示的是發(fā)動機在整個工作循環(huán)中不同負荷條件下缸內(nèi)壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角變化的關(guān)系圖。在轉(zhuǎn)速，粘度等參數(shù)不變的情況下，選取發(fā)動機負荷為40%、70%、100%3 個工作狀態(tài)進行討論。由圖5 分析，負荷的改變，對接近點火上止點附近的缸內(nèi)壓力影響較大，而在其余曲軸轉(zhuǎn)角下的缸壓則沒有太大的影響，并且隨著負荷的增大，接近點火上止點附近的缸內(nèi)壓力也隨之增大。

圖5 不同負荷的缸內(nèi)壓力圖

圖6 表示的是發(fā)動機在整個工作循環(huán)中不同負荷條件下最小油膜厚度隨曲軸轉(zhuǎn)角變化的關(guān)系圖。圖中，給定一個發(fā)動機處于一定的負荷值，在進氣沖程階段，活塞運行到行程中間時刻的最小油膜厚度比其他時刻的最小油膜厚度值大，在點火上止點附近的最小油膜厚度值最小，且3 條不同負荷時的曲線在點火上止點附近的最小油膜厚度值相差不大，這是因為，負荷的改變，對缸內(nèi)壓力的影響非常小，只影響這缸壓曲線的峰值處，在其余的情況40%的負荷、70%的負荷與100%的負荷的缸壓曲線幾乎重合。

圖6 負荷-最小油膜厚度關(guān)系圖

圖7 表示的是不同負荷下摩擦力隨曲柄轉(zhuǎn)角變化的關(guān)系圖，從圖中可以明顯地看到，改變發(fā)動機工作負荷對摩擦力幾乎沒有影響。

圖7 負荷-摩擦力關(guān)系圖

3.4 增壓對潤滑的影響

使用增壓技術(shù)對發(fā)動機進行增壓，利用增壓器將空氣或可燃混合氣進行預(yù)增壓，再送入氣缸進行反復(fù)燃燒，以達到提高發(fā)動機功率和改善發(fā)動機的經(jīng)濟性。但是，發(fā)動機在采用廢氣渦輪增壓技術(shù)后，工作中產(chǎn)生的最高爆發(fā)壓力和平均溫度將大幅度提高，從而使發(fā)動機的機械性能、潤滑性能都會受到影響。所以，我們在進行理論計算時，考慮到增壓后的發(fā)動機進行分析研究，分析增壓后對潤滑性能的影響是很有必要的。在這里只分析活塞環(huán)在運動過程中的潤滑狀態(tài)進行分析。

通過在轉(zhuǎn)速為1 600 rpm 時為前提條件下，圖8表示了加載渦輪增壓器和沒有加載渦輪增壓器時發(fā)動機整個工作循環(huán)的最小油膜厚度曲線圖，橫坐標表示的是曲軸轉(zhuǎn)角，從進氣沖程時刻開始計算，縱坐標表示的是最小油膜厚度值。

圖8 缸內(nèi)增壓-最小油膜厚度關(guān)系圖

增壓后的最高爆發(fā)壓力和溫度有所增大，在發(fā)動機一個工作循環(huán)中，增壓前和增壓后的發(fā)動機，除了發(fā)動機最高爆發(fā)壓力有所改變外，其余工作狀態(tài)下的缸內(nèi)燃燒壓力變化很小，計算得到的最小油膜厚度值幾乎相等，而在發(fā)動機最高爆發(fā)壓力處，也就是接近點火上止點處，增壓后的最小油膜厚度值比正常情況下的最小油膜厚度值略小，原因是增壓后對發(fā)動機主要結(jié)構(gòu)部件、材料、工藝等方面產(chǎn)生了更高的要求，而在沒有改變這些發(fā)動機零部件的情況下，增壓只能使發(fā)動機承受更高缸內(nèi)混合氣壓縮和燃燒氣體的溫度和壓力以及燃燒室受熱零件的熱負荷，造成此時缸內(nèi)工作環(huán)境有所惡化。而在圖9 中計算活塞環(huán)所受摩擦力的關(guān)系圖中，增壓后與增壓前活塞環(huán)所受摩擦力幾乎沒有發(fā)生變化。

圖9 缸內(nèi)增壓-摩擦力關(guān)系圖

4 結(jié)論

1）在缸套-活塞環(huán)摩擦副潤滑摩擦分析中，雖然每加入一個非線性影響因素進行多模型潤滑耦合分析已經(jīng)十分困難，但多模型潤滑耦合分析仍然是當今缸套-活塞環(huán)潤滑摩擦系統(tǒng)發(fā)展的主流方向。

2）發(fā)動機的負荷變化和加載增壓器后的缸內(nèi)壓力的變化對活塞環(huán)潤滑性能沒有多大影響。

3）不同轉(zhuǎn)速狀態(tài)下，當轉(zhuǎn)速增加時，最小油膜厚度增大，有利于提高潤滑性能；當轉(zhuǎn)速增加時，摩擦力也隨著增大，這是因為提高發(fā)動機轉(zhuǎn)速，潤滑油的內(nèi)摩擦力與摩擦熱流也增大，潤滑油溫度升高，造成異常磨損。這也就說明了并非轉(zhuǎn)速越高越好，應(yīng)當有個最佳值。轉(zhuǎn)速的提高，雖然對加大潤滑油膜的厚度比較有利，但隨之帶來的由潤滑油產(chǎn)生的摩擦力也會增加，造成了摩擦功熱的損耗加大，降低發(fā)動機產(chǎn)生的熱能的利用率。