徐 波，尹必峰※，賈和坤，魏明亮，石坤鵬

（1.江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，鎮(zhèn)江 212013；2.中國一拖集團有限公司拖拉機動力系統(tǒng)國家重點實驗室，洛陽471000）

0 引 言

高效節(jié)能、綠色環(huán)保已成為發(fā)動機設(shè)計開發(fā)的必然趨勢，當(dāng)前內(nèi)燃機排放要求正向 US10、歐Ⅵ及以上超低排放法規(guī)過渡[1]，對其二氧化碳排放提出了更高要求。一方面通過使用低黏度潤滑油可以降低內(nèi)燃機摩擦功耗，從而提高經(jīng)濟性[2-3]；另一方面為改善內(nèi)燃機燃燒過程，燃油霧化與油氣混合過程的重要性逐漸凸顯，各種先進的燃油噴射技術(shù)[4-5]，如高壓噴射，早噴、晚噴等不斷應(yīng)用，這些技術(shù)已然成為內(nèi)燃機排放機內(nèi)控制的主流手段[6-7]。

然而，隨著噴射壓力的提高以及噴油正時過早、過遲噴射策略的運用，缸內(nèi)可能會產(chǎn)生燃油濕壁現(xiàn)象，即燃油噴射至缸套壁面，并且該現(xiàn)象發(fā)生機率不斷增加[8]。Luijten等[9]研究了噴射正時對油束濕壁程度的影響規(guī)律，結(jié)果表明在較寬噴霧錐角下，隨著噴射正時進一步提前，燃油碰壁程度呈上升趨勢，在噴油正時為上止點前60 °CA時，碰壁率高達 70%。Bozic等[10]以可視化輕型單缸柴油機為對象探究晚噴正時對濕壁量的影響規(guī)律，發(fā)現(xiàn)噴射正時為上止點后80 °CA時，燃油碰壁量已到不容忽視程度。因此，Yu等[11]認(rèn)為燃油濕壁現(xiàn)象是均質(zhì)壓燃（Homogeneous Charge Compression Ignition, HCCI）燃燒模式應(yīng)用中的一大阻礙。

因油束撞擊氣缸壁面時會稀釋壁面上吸附的潤滑油，當(dāng)燃油濕壁率達到一定程度時會給潤滑油的理化特性帶來不利影響，特別是對黏度的影響[12]。而潤滑油的黏度變化將導(dǎo)致缸套-活塞環(huán)摩擦副之間潤滑油膜厚度和承載能力的變化，從而影響該摩擦副的潤滑摩擦性能[13]。例如柴油機遠(yuǎn)后噴的過程中，膨脹行程的中后期活塞遠(yuǎn)離上止點，缸內(nèi)溫度與壓力不利于燃油噴霧的快速蒸發(fā)，此時噴霧油束會發(fā)生著壁現(xiàn)象，導(dǎo)致柴油附著在缸壁上，凝聚后經(jīng)過缸套活塞環(huán)組件進入到油底殼里的潤滑油中，隨著發(fā)動機運行時間的增加，累積的柴油會逐漸稀釋潤滑油，并導(dǎo)致潤滑油黏度非正常下降[14]。Hamatake等[15]研究了單級和多級潤滑油的黏度影響，發(fā)現(xiàn)黏度過低將導(dǎo)致在膨脹沖程初期邊界摩擦增加。Oinuma等[16]利用浮動缸套裝置檢測了燃油推遲噴射的影響，發(fā)現(xiàn)靠近氣缸上止點的潤滑油膜立即被后噴射的燃油稀釋，缸套活塞的潤滑性能惡化超過了預(yù)期。

據(jù)估計，大約有40%～55%的發(fā)動機整機摩擦損失來自于缸套活塞環(huán)組[17-18]，而低黏度潤滑油的應(yīng)用使其對燃油濕壁現(xiàn)象更為敏感。因此，闡明燃油稀釋低黏度潤滑油對缸套-活塞環(huán)潤滑摩擦性能的影響頗為重要，并有助于進一步確定低黏度潤滑油的稀釋界限。本研究通過改變柴油摻入低黏度潤滑油的比例，測量稀釋后潤滑油黏度的變化，并基于農(nóng)用柴油機，將黏度試驗結(jié)果導(dǎo)入缸套-活塞環(huán)混合潤滑理論模型，考察該摩擦副的潤滑摩擦性能隨潤滑油稀釋的變化情況，以期為低黏度潤滑油在發(fā)動機中的實際應(yīng)用提供指導(dǎo)。

1 燃油稀釋潤滑油試驗

1.1 試驗裝置和方法

潤滑油黏度試驗測試裝置如圖1所示，由轉(zhuǎn)子式黏度計、液體容器和溫度傳感器組成。試驗用低黏度潤滑油牌號為 0W-20（殼牌），100 ℃下動力黏度約為 9.8 mPa·s，該溫度下 0#柴油的動力黏度約為 1.0 mPa·s。定義稀釋率為摻入潤滑油的柴油質(zhì)量與混合液總質(zhì)量之比，調(diào)整柴油加入量，稀釋率分別為0，1%，3%、5%，10%，15%，20%和30%，以模擬實際發(fā)動機中燃油稀釋低黏度潤滑油的不同程度。測量黏度時，首先使柴油和潤滑油在燒杯內(nèi)進行充分混合，然后對混合液進行加熱并攪拌維持溫度均勻，測量過程中保持混合液溫度為（100±0.5）℃，每組重復(fù)測量 3次取平均值。完成一組黏度測量后，改變稀釋比，依次完成0%～30%稀釋率的黏度測量。

1.2 黏度試驗結(jié)果

不同稀釋率對潤滑油動力黏度的影響規(guī)律如圖2所示。隨著稀釋率的不斷增加，即混入潤滑油中的柴油越多，混合液動力黏度呈現(xiàn)先急劇下降后緩慢下降的變化規(guī)律。和 100 ℃下純潤滑油的黏度相比，當(dāng)稀釋率從 0增加到10%，混合液動力黏度降幅達44.9%；而當(dāng)稀釋率從10%增加到30%，動力黏度降低 38.8%。這表明少量柴油摻入潤滑油中即可對混合液的黏度造成巨大影響，但當(dāng)柴油摻混比例到達一定程度后，這一影響作用變?nèi)?。這一現(xiàn)象的可能原因在于潤滑油黏度和柴油黏度的差異。起初摻入少量柴油勢必造成混合液黏度急劇下降，但隨著柴油的不斷摻入，混合液黏度與柴油黏度差值越來越小，致使混合液黏度隨稀釋率繼續(xù)增加而下降緩慢。

2 柴油機缸套-活塞環(huán)潤滑模型

2.1 控制方程

對于缸套-活塞環(huán)摩擦副，一個工作循環(huán)中主要存在流體潤滑和混合潤滑狀態(tài)?；旌蠞櫥瑫r需同時考慮摩擦副表面的油膜壓力和微凸體壓力。本文建立的缸套-活塞環(huán)混合潤滑理論模型基于雷諾方程，包含油膜厚度方程、載荷平衡方程以及Greenwood等[19]提出的微凸體接觸方程。通過添加壓力和剪切流量因子[20]考慮滑動表面粗糙度對潤滑性能的影響，得到不可壓縮流體等溫條件下的平均雷諾方程。對各方程進行無量綱化處理，采用有限差分方法離散偏微分方程并應(yīng)用多重網(wǎng)格法求解雷諾方程，利用MATLAB軟件編程求解。模型的詳細(xì)介紹可參考文獻[21-22]。

2.2 幾何模型

圖3為缸套-活塞環(huán)摩擦副的幾何模型示意圖。

摩擦副之間油膜厚度為

最小膜厚比定義如下：

式中σ為表面綜合粗糙度，，其中σ1和σ2分別為缸套和活塞環(huán)的表面粗糙度，μm。當(dāng)最小膜厚比H>4時，缸套-活塞環(huán)摩擦副處于流體動壓潤滑狀態(tài)且無微凸體接觸，活塞環(huán)的外載荷主要由油膜壓力承擔(dān)；當(dāng)H≤4時，摩擦副處于混合潤滑狀態(tài)，油膜壓力和微凸體壓力共同承擔(dān)活塞環(huán)外載荷[23-24]。

2.3 輸入?yún)?shù)

試驗樣機為一款四缸農(nóng)用柴油機，主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。缸內(nèi)氣體壓力數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)主要包括壓力傳感器和光電編碼器，由于壓力傳感器的安裝位置穿過冷卻水道，為保證傳感器的正常使用，先在缸蓋上安裝銅套，本方案中銅套安裝在樣機的電熱塞安裝孔位置，然后將傳感器安裝在銅套內(nèi)，根據(jù)光電編碼器發(fā)出的曲軸轉(zhuǎn)角信號觸發(fā)缸內(nèi)氣體壓力數(shù)據(jù)采集，數(shù)據(jù)采集設(shè)定為150個循環(huán)。燃油噴射采用后噴控制策略，噴射正時為壓縮行程上止點后35 °CA。圖4為壓力傳感器安裝方案和樣機在1 450 r/min、50%負(fù)荷率下缸內(nèi)氣體壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化。由圖可知，缸內(nèi)氣體壓力最大值出現(xiàn)在壓縮行程上止點后4 °CA。

表1 樣機主要技術(shù)參數(shù)Table 1 Main technical specifications of prototype engine

3 結(jié)果與分析

3.1 燃油稀釋率對油膜厚度影響

圖5為不同燃油稀釋率下缸套-活塞環(huán)之間最小膜厚比的變化情況。在一個工作循環(huán)中，缸套-活塞環(huán)之間的油膜厚度隨曲軸轉(zhuǎn)角不斷變化，潤滑狀態(tài)也隨之改變。以最小膜厚比特征值H=4（圖5a中灰色虛線標(biāo)出）判別是否處于混合潤滑或流體動壓潤滑狀態(tài)。隨著稀釋率從0增加到3%，5%，10%，20%和30%，任意曲軸轉(zhuǎn)角位置的最小膜厚比依次減小，這意味著缸套-活塞環(huán)之間的潤滑油膜厚度隨著稀釋增加而變薄。在 0°～180°范圍的膨脹行程中，與稀釋率為0的情況相比，30%稀釋率下的最小膜厚比最大降幅達38.8%。這是由于燃油稀釋潤滑油導(dǎo)致黏度降低，缸套活塞環(huán)之間的流體動壓效應(yīng)減弱，潤滑油膜厚度和承載能力下降。如圖5b所示，隨著稀釋率的增加，計算所得的一個工作循環(huán)中缸套-活塞環(huán)摩擦副的流體動壓潤滑區(qū)域不斷縮小，而混合潤滑區(qū)域不斷擴大。特別是30%稀釋率下，缸套-活塞環(huán)摩擦副之間的油膜厚度過薄，全程都處于混合潤滑狀態(tài)，潤滑不夠充分。這表明燃油稀釋潤滑油將導(dǎo)致缸套活塞環(huán)潤滑條件的惡化，且隨著稀釋率的增大而加劇。

3.2 油膜壓力和微凸體壓力影響

圖6為模擬計算所得的不同稀釋率下油膜壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化情況。

受工作循環(huán)缸壓對活塞環(huán)作用力的影響，流體壓力在進氣和排氣行程中很小，且各稀釋率下的差異不大。這是因為活塞環(huán)外載荷很小，缸套-活塞環(huán)之間以流體動壓潤滑為主，即使?jié)櫥橘|(zhì)的黏度較低，一定厚度的油膜也足以承擔(dān)外載荷。而在壓縮行程和膨脹行程中，活塞環(huán)外載荷很大，且油膜厚度較薄，缸套-活塞環(huán)之間以混合潤滑為主，油膜壓力已無法完全承擔(dān)外載荷。如圖6b所示，在壓縮行程中油膜壓力先逐漸增大，隨后在行程上止點前急劇下降至谷值，在這之后的膨脹行程中油膜壓力呈現(xiàn)與之相反的變化趨勢。在?60～60 °CA范圍內(nèi)，隨著稀釋率從0增加到30%，油膜壓力呈依次減小的趨勢。

在壓縮行程上止點附近，缸內(nèi)氣體壓力很高且缸套-活塞環(huán)的潤滑不佳，以混合潤滑為主。因此，著重考察潤滑最差的上止點前后60 °CA范圍內(nèi)的微凸體壓力變化情況。模擬計算結(jié)果如圖7a所示，在?60～60 °CA范圍內(nèi)，微凸體壓力先迅速增加，在壓縮行程上止點處達到峰值，后又迅速下降。這是由于隨著曲軸轉(zhuǎn)角逐漸向壓縮行程上止點逼近，缸套-活塞環(huán)之間的油膜厚度減小，導(dǎo)致微凸體直接接觸面積增大，此時活塞環(huán)的外載荷主要由微凸體支撐力承擔(dān)而非油膜壓力。當(dāng)稀釋率不斷增加，各曲軸轉(zhuǎn)角位置處的微凸體壓力呈增大趨勢：在壓縮行程上止點處，稀釋率3%，5%，10%，20%和30%的微凸體壓力峰值相比無燃油稀釋情況下分別增大約6.4%，9.1%，14.1%，16.1%和 19.3%；且在外載荷最大位置曲軸轉(zhuǎn)角4 °CA處，當(dāng)稀釋率從0增加到30%，微凸體壓力承擔(dān)外載荷的比例從30.5%增大到了43.0%。這是因為隨著稀釋率增大，缸套-活塞環(huán)之間的油膜厚度減小且油膜承載能力降低，導(dǎo)致微凸體接觸增多。

如圖7b所示，進一步比較?60～60 °CA范圍內(nèi)的平均微凸體壓力可以發(fā)現(xiàn)，隨著稀釋率逐步增加，平均微凸體壓力呈現(xiàn)依次增大的趨勢，30%稀釋率下的平均微凸體壓力相比于無稀釋情況下的增加了近 1倍。這表明當(dāng)越來越多的柴油混入潤滑油時，往復(fù)行程上止點附近缸套-活塞環(huán)表面的直接接觸的概率和接觸壓力都在增大，將給摩擦副的表面磨損帶來負(fù)面影響。

3.3 摩擦力和摩擦功影響

圖8為模擬計算所得的不同稀釋率下缸套-活塞環(huán)無量綱摩擦力的變化。缸套-活塞環(huán)往復(fù)摩擦力由潤滑油膜的流體摩擦力和微凸體接觸摩擦力組成，在一個工作循環(huán)中隨著載荷、速度和潤滑狀態(tài)的變化而不斷變動。在流體動壓潤滑主導(dǎo)的各行程中部位置，缸套-活塞環(huán)的摩擦力主要為流體摩擦力。

一方面流體摩擦力隨著相對運動的速度增大而增大，其峰值出現(xiàn)在個行程活塞環(huán)最大速度位置；另一方面流體摩擦力隨著黏度的降低減小，當(dāng)稀釋率從 0增大到 30%，流體摩擦力依次降低。但由于流體摩擦力數(shù)值很小，其對總缸套-活塞環(huán)總摩擦力的影響較小。在混合潤滑主導(dǎo)的各行程止點位置附近，缸套-活塞環(huán)的摩擦力主要為微凸體摩擦力，特別是在壓縮行程上止點附近，各稀釋率下的微凸體摩擦力呈現(xiàn)顯著差異。在曲軸轉(zhuǎn)角?60～60 °CA范圍，隨著稀釋率從0增加到30%，微凸體摩擦力依次增大。且微凸體摩擦力的數(shù)值較大，對缸套-活塞環(huán)總摩擦力的影響顯著。這是因為微凸體摩擦力與微凸體壓力成正比，在壓縮上止點附近微凸體壓力較大，則微凸體摩擦力較大，且燃油稀釋導(dǎo)致微凸體壓力進一步增大，使得微凸體摩擦力大幅增加。因此，隨著柴油摻入潤滑油的量增多，黏度逐漸降低使得流體摩擦力減小，而微凸體壓力的增大導(dǎo)致微凸體摩擦力大幅增加，從而對總摩擦力造成影響。特別是壓縮行程上止點附近，燃油稀釋潤滑油導(dǎo)致缸套活塞環(huán)組摩擦力增大，直接影響整機機械性能和耐久性能。

圖9a所示為模擬計算所得的缸套-活塞環(huán)摩擦功率隨稀釋率的變化情況。可以發(fā)現(xiàn)，一個工作循環(huán)中，不同稀釋率下的缸套-活塞環(huán)摩擦功率大小關(guān)系隨曲軸轉(zhuǎn)角不斷變化。在各行程的中部位置，稀釋率較低時摩擦功率較大，而在行程的止點附近，稀釋率較高時摩擦功率較大。這是由于摩擦功率大小受缸套-活塞環(huán)總摩擦力變化的影響，在各行程的中部位置油膜厚度和油膜壓力很大，以流體摩擦力為主，稀釋率較低時黏度較大，則流體粘滯力較大導(dǎo)致總摩擦力更大，因此摩擦功率較大；而在止點附近，油膜厚度和油膜壓力很小，以微凸體摩擦力為主，稀釋率較高油膜承載能力降低，微凸體接觸增加導(dǎo)致總摩擦力進一步增大，因此摩擦功率也較大。

如圖9b所示，進一步比較不同稀釋率下的缸套-活塞環(huán)一個工作循環(huán)的平均摩擦功率。隨著燃油稀釋率的不斷增大，缸套-活塞環(huán)摩擦副的循環(huán)摩擦損失呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢：與無燃油稀釋情況相比，當(dāng)稀釋率增加到3%，5%和10%，平均摩擦功率依次降低，10%稀釋率下的平均摩擦功率相比于無稀釋下的降低7.4%；而當(dāng)稀釋率繼續(xù)增加到20%和30%，平均摩擦功率又呈現(xiàn)快速增大的趨勢。這表明適當(dāng)降低潤滑介質(zhì)的黏度有助于減小缸套-活塞環(huán)的摩擦損失，從而提高整機機械效率，減小燃油消耗，同時印證了發(fā)動機應(yīng)用低黏度潤滑油在降低油耗方面的效果；但當(dāng)潤滑介質(zhì)的黏度過低時，會導(dǎo)致微凸體接觸增多、摩擦力增大以及摩擦損失增加，因此確定潤滑油的稀釋下限具有重要意義，在發(fā)動機中的實際應(yīng)用中應(yīng)控制低黏度潤滑油稀釋率低于20%。

4 驗證試驗

基于試驗樣機，搭建如圖10a所示的發(fā)動機測試臺架。通過在發(fā)動機低黏度潤滑油中摻混不同比例的柴油，進行倒拖轉(zhuǎn)矩測試，驗證其對缸套活塞環(huán)組潤滑摩擦性能的影響。因倒拖轉(zhuǎn)矩包含了發(fā)動機缸套活塞環(huán)組的摩擦損失、泵氣損失和驅(qū)動附屬機構(gòu)損失，在保持泵氣損失和驅(qū)動附屬機構(gòu)損失一定的情況下，缸套-活塞環(huán)摩擦損失與倒拖轉(zhuǎn)矩成正比，因此模擬計算中缸套-活塞環(huán)平均摩擦損失隨稀釋率的變化可以反映在倒拖轉(zhuǎn)矩的變化上，即倒拖轉(zhuǎn)矩隨缸套-活塞環(huán)摩擦損失的增減而增減。倒拖試驗過程中控制樣機潤滑介質(zhì)溫度為（100±2）℃，測試轉(zhuǎn)速為1 450 r/min，和模擬計算采用的樣機常用轉(zhuǎn)速一致，每組測試重復(fù)2次取平均值，倒拖轉(zhuǎn)矩試驗結(jié)果如圖10b所示。當(dāng)稀釋率從 0增大到30%，倒拖轉(zhuǎn)矩呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢，并且當(dāng)稀釋率為 10%時倒拖轉(zhuǎn)矩最小，與模擬計算的摩擦損失變化結(jié)果具有一致性。但需要注意，稀釋率為 30%時的倒拖轉(zhuǎn)矩略低于純潤滑油潤滑時的情況，與模擬計算結(jié)果稍有差異。這是因為倒拖試驗中的發(fā)動機缸壓要低于其著火時的缸壓，活塞環(huán)徑向載荷較小，使得缸套活塞環(huán)微凸體摩擦受燃油稀釋潤滑油的影響程度降低，從而倒拖轉(zhuǎn)矩也較低。

5 結(jié) 論

1）隨著柴油對潤滑油稀釋率逐漸增大，混合液的黏度持續(xù)降低。和純潤滑油相比，當(dāng)稀釋率從0增加到10%，混合液動力黏度降幅達44.9%，說明少量柴油摻入到潤滑油中即可對混合液黏度造成較大影響。

2）隨著燃油稀釋率從0增加到30%，缸套-活塞環(huán)之間的油膜厚度變薄，最小膜厚比降幅達38.8%，流體動壓潤滑區(qū)域不斷縮小，而混合潤滑區(qū)域則不斷擴大，導(dǎo)致摩擦副表面微凸體接觸增加，壓力峰值增幅達19.3%，摩擦性能惡化，特別是在壓縮行程上止點附近，缸套-活塞環(huán)的摩擦力隨著稀釋率增加而增大。

3）在活塞環(huán)往復(fù)行程的中部位置，稀釋率較低時摩擦功率較大，而在行程止點附近，稀釋率較低時摩擦功率較小；隨著稀釋率的不斷增大，缸套-活塞環(huán)摩擦副的循環(huán)摩擦損失呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢，稀釋率為 10%時摩擦損失最小，平均摩擦功率相比于無稀釋情況下降低7.4%。并通過搭建發(fā)動機測試臺架進行倒拖試驗，驗證了不同燃油稀釋率下倒拖轉(zhuǎn)矩變化與模擬計算結(jié)果具有一致性。因此，在發(fā)動機中應(yīng)用低黏度潤滑油，應(yīng)控制其稀釋率低于20%。