畢玉華,祖 菘,劉少華,申立中,陳思吉,王 治
(昆明理工大學(xué)云南省內(nèi)燃機(jī)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,昆明 650500)
隨著柴油機(jī)向高強(qiáng)化發(fā)展,缸套所承受的熱負(fù)荷、機(jī)械負(fù)荷隨之增大[1-2]。缸套失圓變形會(huì)造成機(jī)油消耗量和竄氣量增大,導(dǎo)致排放惡化、摩擦損耗增加、活塞敲缸、缸套穴蝕甚至拉缸等嚴(yán)重后果[3]。研究表明,缸套失圓變形會(huì)影響活塞環(huán)的刮油作用,使其無法在缸套內(nèi)表面刮出理想的均勻油膜,導(dǎo)致活塞環(huán)組和缸套之間的摩擦磨損加劇,同時(shí)缸套失圓變形會(huì)導(dǎo)致機(jī)油竄入燃燒室,其在高溫下裂解甚至燃燒產(chǎn)生的顆粒物是發(fā)動(dòng)機(jī)顆粒物排放的主要來源[4-5]。因此,研究不同載荷下的缸套失圓變形特征及其對活塞-缸套摩擦副密封性能與摩擦損失的影響規(guī)律,對提高柴油機(jī)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性及排放特性具有重要意義。
國內(nèi)外學(xué)者采用仿真與測試結(jié)合的方法對缸套失圓變形進(jìn)行了相關(guān)研究。文獻(xiàn)[6]中為了有效抑制高強(qiáng)化柴油機(jī)缸套失圓變形引起的密封失效,采用缸套內(nèi)表面橫截面失圓度和傅里葉變換后的各階幅值作為缸套變形評價(jià)指標(biāo),分析了不同預(yù)緊力、不同缸蓋結(jié)構(gòu)、不同螺栓布置角度對缸套截面失圓度和各階幅值的影響,并通過試驗(yàn)對仿真結(jié)果進(jìn)行了驗(yàn)證。文獻(xiàn)[7]中利用仿真分析軟件分別研究了活塞環(huán)型線、活塞環(huán)結(jié)構(gòu)、活塞環(huán)岸結(jié)構(gòu)對機(jī)油消耗量的影響,并通過各個(gè)方案下的機(jī)油消耗試驗(yàn)測試結(jié)果對仿真結(jié)果進(jìn)行了驗(yàn)證。文獻(xiàn)[8]中首先通過試驗(yàn)測量得到了發(fā)動(dòng)機(jī)的竄氣量,之后通過仿真分析軟件建立了某V6 發(fā)動(dòng)機(jī)的活塞動(dòng)力學(xué)模型,通過計(jì)算活塞型線優(yōu)化前后的竄氣量、環(huán)組摩擦損失功及活塞傾角隨曲軸的變化關(guān)系對比,發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后環(huán)組總摩擦損失功降低了5.51%;還對比了不同數(shù)量的缸套軸向變形擬合出的缸套型線對竄氣量、環(huán)組總摩擦損失功和活塞傾角的影響,發(fā)現(xiàn)使用缸套軸向變形數(shù)量較低的方式擬合的型線與使用數(shù)量較高的方式擬合出的型線計(jì)算結(jié)果相差較大。文獻(xiàn)[9]中首先基于假設(shè)處于冷態(tài)下為非圓形的缸套可能會(huì)由于熱應(yīng)力和機(jī)械應(yīng)力而在工作狀態(tài)下變形為圓柱形,對圓形缸套的變形進(jìn)行了仿真計(jì)算,并與文獻(xiàn)[10]中測量的缸套變形結(jié)果進(jìn)行比較,結(jié)果顯示出很好的一致性;然后研究了3 種非圓形缸套分別在冷態(tài)和熱態(tài)下的變形,結(jié)果表明橢圓形缸套在熱載荷作用下可以達(dá)到接近圓柱形。文獻(xiàn)[11]中用計(jì)算流體力學(xué)方法對活塞環(huán)組內(nèi)的油氣流動(dòng)進(jìn)行了數(shù)值研究,并通過活塞環(huán)運(yùn)動(dòng)、活塞環(huán)壓力和竄氣的試驗(yàn)數(shù)據(jù)驗(yàn)證了一維結(jié)果,用活塞環(huán)壓力和竄氣量的試驗(yàn)數(shù)據(jù)又驗(yàn)證了二維結(jié)果,一維和二維的竄氣仿真曲線也有很好的一致性。綜上所述,國內(nèi)外學(xué)者針對缸套失圓和環(huán)組不同參數(shù)對機(jī)油消耗和摩擦損失的影響進(jìn)行了大量研究,但基于不同載荷下的缸套失圓特征對機(jī)油消耗和摩擦損失的影響研究較少報(bào)道。
本文中以非道路高壓共軌柴油機(jī)干式缸套為對象,研究了不同載荷下的缸套失圓變形特征,并對比了在不同載荷下缸套失圓變形對環(huán)組摩擦損失、竄氣量和機(jī)油消耗量的影響,研究結(jié)果對優(yōu)化活塞-缸套摩擦副結(jié)構(gòu)以提高發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性和排放性具有重要意義。
缸套的失圓變形屬于彈性力學(xué)問題,可以使用平衡方程、幾何方程和物理方程來求解缸套的應(yīng)力與應(yīng)變[12-13]。計(jì)算缸套的溫度場及缸套熱態(tài)下的失圓變形時(shí)以具有內(nèi)熱源與不具有內(nèi)熱源三維穩(wěn)態(tài)導(dǎo)熱微分方程作為熱力學(xué)基礎(chǔ),使用不同的固體導(dǎo)熱體微分方程計(jì)算缸套的溫度場及缸套熱態(tài)下的失圓變形[14]。
活塞環(huán)在缸套中的運(yùn)動(dòng)和受力情況如圖1 所示。圖1 中,F(xiàn)hydrrad為徑向油膜壓力;Fhydrax為活塞環(huán)槽內(nèi)潤滑油的軸向阻尼力;Ffricax為缸套與環(huán)運(yùn)動(dòng)面的軸向摩擦力;Fgasax為燃?xì)廨S向作用力;Fgasrad為燃?xì)鈴较蜃饔昧?;Ftension為環(huán)的張力;Ffricrad為缸套與環(huán)運(yùn)動(dòng)面的徑向摩擦力;mR·x¨ 為氣缸軸向受到活塞環(huán)軸向慣性力;ξ 為活塞環(huán)的扭曲角;M 為活塞環(huán)繞截面中心點(diǎn);S 為活塞環(huán)的質(zhì)心;pabove為活塞環(huán)頂部所受壓力;pbelow為活塞環(huán)下部所受壓力;pbehind為活塞環(huán)內(nèi)圓面所受壓力。缸套中的運(yùn)動(dòng)主要有軸向運(yùn)動(dòng)、徑向運(yùn)動(dòng)、扭轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)及周向運(yùn)動(dòng);在缸套中的受力主要有軸向摩擦力、徑向摩擦力、燃?xì)廨S向作用力、燃?xì)鈴较蜃饔昧?、彎曲力和自身張力等?/p>
圖1 活塞環(huán)的受力示意圖
根據(jù)力的平衡,活塞環(huán)的軸向與徑向運(yùn)動(dòng)方程如式(1)、式(2)所示。
式中,F(xiàn)contact為活塞環(huán)與環(huán)槽間的接觸力;Fmassax為活塞環(huán)的軸向質(zhì)量力;Fbend為主推力側(cè)和次推力側(cè)相互作用引起的彎曲力;Fcontactrad為活塞環(huán)與環(huán)槽間的徑向摩擦力。
研究對象為某4 缸非道路柴油機(jī),基本參數(shù)見表1。使用UG 建立缸蓋螺栓、缸蓋、缸墊、缸套、機(jī)體的三維實(shí)體模型,實(shí)體模型和有限元模型見圖2,提取的冷卻水套實(shí)體模型與有限元模型見圖3。
圖2 缸蓋與機(jī)體實(shí)體模型與有限元模型
圖3 冷卻水套實(shí)體與有限元模型
表1 柴油機(jī)基本參數(shù)
利用AVL Excite 中的Piston & Ring 模塊建立動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算模型,該動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算模型中所用到的部件包括缸套、活塞環(huán)、活塞、活塞銷和連桿。輸入?yún)?shù)主要有缸徑、行程、連桿長度、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、缸壓、缸內(nèi)燃?xì)鉁囟群蛡鳠嵯禂?shù)、機(jī)油屬性、動(dòng)畫控制數(shù)據(jù)、仿真控制數(shù)據(jù)、活塞的剛度特性,以及活塞、環(huán)和缸套的型線,部件的質(zhì)量、材料幾何參數(shù)等。
由于各個(gè)零部件的材料不同,其物理特性參數(shù)也不同,各零部件詳細(xì)的材料屬性見表2。
表2 各零部件的材料屬性
2.3.1 傳熱邊界條件
傳熱邊界條件主要考慮水套內(nèi)冷卻液傳熱邊界條件、氣缸內(nèi)氣體傳熱邊界條件、進(jìn)氣道和排氣道內(nèi)氣體傳熱邊界條件及柴油機(jī)外表面?zhèn)鳠徇吔鐥l件等。
對于冷卻液傳熱邊界條件,仿真分析的工況選擇標(biāo)定工況,冷卻液入口處流量取220 L/min,冷卻液溫度取359 K,湍動(dòng)能取1 m2/s2;出口處邊界條件采用壓力邊界條件,出口處壓力取0.1 MPa。
對于缸套傳熱邊界條件,根據(jù)已有研究[15-16],可以計(jì)算得到缸套不同高度對應(yīng)的溫度和傳熱系數(shù),見表3。由于該柴油機(jī)的行程為120 mm,因此在距離缸套頂面120 mm 截面處往下的缸套部分并不與燃?xì)庵苯咏佑|,所以其平均溫度取475 K;另外,根據(jù)經(jīng)驗(yàn)選取該位置下缸套對應(yīng)的傳熱系數(shù)為215 W/(m2·K)。
表3 缸套各分區(qū)溫度與傳熱系數(shù)
對于缸蓋火力面邊界條件,采用本田推薦的方法[17]確定缸蓋火力面的傳熱系數(shù),將火力面劃分為如圖4 所示的不同區(qū)域。計(jì)算后各區(qū)域的溫度和傳熱系數(shù)具體值見表4。
圖4 燃燒室分區(qū)示意圖
表4 缸蓋火力面各分區(qū)溫度與傳熱系數(shù)
對于進(jìn)、排氣道傳熱邊界條件,進(jìn)排氣道表面的傳熱系數(shù)可由公式[18]計(jì)算得到,仿真計(jì)算時(shí)根據(jù)文獻(xiàn)[19]中推薦值取進(jìn)氣道表面的溫度為333 K,傳熱系數(shù)為250 W/(m2·K);排氣道表面的溫度為773 K,傳熱系數(shù)為350 W/(m2·K)。
對于柴油機(jī)外表面的邊界條件,柴油機(jī)外表面的傳熱系數(shù)可以采用經(jīng)驗(yàn)公式[20]計(jì)算得到,仿真計(jì)算時(shí),柴油機(jī)外表面的溫度取298 K,傳熱系數(shù)取50 W/(m2·K)。
2.3.2 力邊界條件
對于燃?xì)庾饔昧?,通過臺架試驗(yàn)測得某缸標(biāo)定工況下的缸壓曲線如圖5 所示。根據(jù)缸壓曲線和做功順序可以得到其余3 個(gè)缸的缸內(nèi)壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系。
圖5 缸內(nèi)燃?xì)鈮毫η€
對于螺栓預(yù)緊力,根據(jù)《柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊》的規(guī)定,可以選取最高燃燒壓力的2.5 倍作為單體式氣缸蓋的螺栓預(yù)緊力,通過計(jì)算,作用于氣缸蓋上的氣體壓力為326 852 N。該柴油機(jī)的缸蓋螺栓有6 個(gè),因此分別在每個(gè)螺栓模型上施加54 475 N 預(yù)緊力。
對于活塞側(cè)擊力,當(dāng)各缸分別做功時(shí),每缸缸套所受到的活塞側(cè)擊力具體值可由經(jīng)驗(yàn)公式(式(3))計(jì)算得到。
式中,N為活塞側(cè)擊力;D為活塞頂面直徑;p為缸內(nèi)絕對壓力;p1為曲軸氣體壓力;mj為往復(fù)慣性質(zhì)量;R為曲柄半徑;為曲柄角速度;α為曲軸轉(zhuǎn)角;β為連桿擺角。
2.3.3 接觸邊界條件
裝配體模型總共設(shè)置了8 對接觸對,如圖6 所示。缸蓋螺栓-機(jī)體這對接觸對選用綁定接觸,其余接觸對都選用摩擦系數(shù)設(shè)置為0.2 的摩擦接觸。
圖6 接觸對的設(shè)置
2.3.4 位移邊界條件
為了更好地模擬柴油機(jī)在實(shí)際工作中固定在機(jī)腳上的狀態(tài),在有限元仿真計(jì)算分析中對機(jī)體底面上的所有節(jié)點(diǎn)進(jìn)行了全約束,以最大程度地降低模型中各點(diǎn)的剛體位移,更真實(shí)地反映模型在實(shí)際狀態(tài)下的變形。
2.3.5 機(jī)體缸孔與缸套外圓的配合
缸套外圓直徑為(106.00±0.01)mm,機(jī)體缸孔直徑為106.000+0.014-0.006mm。缸套失圓變形的計(jì)算選取機(jī)體缸孔與缸套外圓的配合為0 mm 和最大過盈量為0.016 mm 的兩種方案。
2.3.6 缸套、缸蓋溫度測試
在標(biāo)定工況下采用熱電偶測溫法對缸套溫度進(jìn)行測試。由于在干式缸套上布置溫度測點(diǎn)較為困難,因此選用同一個(gè)系列的濕式缸套機(jī)型進(jìn)行試驗(yàn)。在缸套外表面上的飛輪側(cè)和皮帶輪側(cè)軸向位置開槽并安裝熱電偶,測點(diǎn)位置如圖7(a)所示,將飛輪側(cè)距缸套頂面11.5 mm、24.0 mm、38.6 mm、69.0 mm和115.0 mm 的測點(diǎn)分別編號1~5,皮帶輪側(cè)距缸套頂面11.5 mm、24.0 mm、38.6 mm、69.0 mm 和115.0 mm 的測點(diǎn)分別編號為6~10。加工后的缸套實(shí)物如圖7(b)所示。
圖7 缸套溫度測點(diǎn)位置與實(shí)物圖
如圖8 所示為標(biāo)定工況下缸套各測點(diǎn)的溫度值對比??梢钥闯?,在距離缸套頂面最近的測點(diǎn)1 和測點(diǎn)6 溫度較高,隨著距離缸套頂面距離的增大,溫度有所降低。除了測點(diǎn)9 的相對誤差達(dá)到了11.5%,其余測點(diǎn)的相對誤差均在10% 以內(nèi),證明仿真結(jié)果與測試結(jié)果具有較好的一致性。
圖8 缸套各測點(diǎn)溫度值對比
2.3.7 缸蓋溫度測試
在標(biāo)定工況下采用硬度塞對缸蓋火力面各測點(diǎn)處的溫度進(jìn)行測試。如圖9(a)所示為缸蓋火力面上的測點(diǎn)分布,圖9(b)為加工后的缸蓋實(shí)物圖。標(biāo)定工況下,缸蓋各測點(diǎn)溫度值及相對誤差如圖10 所示。提取缸蓋火力面對應(yīng)測點(diǎn)的仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比,可以看出相對誤差最大的是測點(diǎn)11,相對誤差為9.3%,各個(gè)測點(diǎn)的相對誤差均在10% 以內(nèi),證明仿真結(jié)果與測試結(jié)果具有較好的一致性。
圖9 缸蓋溫度測點(diǎn)位置與實(shí)物圖
圖10 缸蓋各測點(diǎn)溫度值及相對誤差(標(biāo)定工況)
提取缸套失圓變形的平均特征值,利用軟件建立活塞動(dòng)力學(xué)仿真模型,如圖11 所示。該動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算模型中所用到的部件包括缸套、活塞環(huán)、活塞、活塞銷和連桿?;钊?、缸套及銷軸承之間的彈力平衡使用NEWION-RAPHSON 方法迭代確定。
圖11 活塞動(dòng)力學(xué)仿真模型
模型建立好后,需要進(jìn)行參數(shù)的輸入。具體需要輸入的參數(shù)有:動(dòng)畫控制數(shù)據(jù),仿真控制數(shù)據(jù),活塞的剛度特性,發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)(包括缸徑、沖程、連桿長度等),發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、缸壓、缸內(nèi)燃?xì)鉁囟群蛡鳠嵯禂?shù),活塞、環(huán)和缸套的型線,機(jī)油屬性,部件的質(zhì)量、材料和幾何參數(shù)等。其中各部件的質(zhì)心位置、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等參數(shù)通過三維模型計(jì)算得到。
2.5.1 活塞的剛度矩陣
利用三維建模軟件建立活塞的三維模型,然后將模型導(dǎo)入HYPERMESH 中生成有限元模型,在主推力側(cè)和次推力側(cè)構(gòu)成的截面內(nèi)設(shè)置7 個(gè)徑向力的加載點(diǎn),與之相隔30°的截面上設(shè)置另外7 個(gè)徑向力的加載點(diǎn),與之相隔60°的截面上再設(shè)置6 個(gè)徑向力的加載點(diǎn),然后分別在各點(diǎn)加載徑向力,計(jì)算各點(diǎn)的徑向位移,然后根據(jù)剛度矩陣文件的格式編寫剛度矩陣文件。2.5.2 缸內(nèi)燃?xì)鉁囟燃皞鳠嵯禂?shù)
缸內(nèi)燃?xì)鉁囟燃皞鳠嵯禂?shù)由AVL Boost 軟件仿真得來,圖12 為標(biāo)定工況下缸內(nèi)燃?xì)鉁囟燃皞鳠嵯禂?shù)。2.5.3 活塞溫度場
圖12 缸內(nèi)燃?xì)鉁囟燃皞鳠嵯禂?shù)
通過有限元仿真分析得到活塞的溫度場如圖13所示,活塞頂燃燒室周邊區(qū)域的溫度較高,活塞的最高溫度為374.52 ℃。
圖13 活塞溫度場
為了簡化加載過程,將缸套的載荷狀況簡化為熱態(tài)(方案1)、熱態(tài)預(yù)緊(方案2)、熱態(tài)預(yù)緊過盈(方案3)、熱機(jī)耦合(方案4)和熱機(jī)耦合過盈(方案5)5種情況,分析不同載荷下的缸套失圓變形特征,有助于研究缸套失圓變形對于不同載荷的敏感性。以下是對不同載荷的定義:熱態(tài)是指缸套只受熱負(fù)荷作用;熱態(tài)預(yù)緊是指缸套受熱負(fù)荷和缸蓋螺栓預(yù)緊力的共同作用;熱態(tài)預(yù)緊過盈是指缸套受熱負(fù)荷和缸蓋螺栓預(yù)緊力作用,同時(shí)機(jī)體缸孔與缸套外圓的配合采用0.016 mm 的最大過盈量;熱機(jī)耦合是指缸套不僅受到熱負(fù)荷和缸蓋螺栓預(yù)緊力的作用,還受到各缸燃?xì)庾饔昧突钊麄?cè)擊力的作用;熱機(jī)耦合過盈是指缸套受熱機(jī)耦合下各種負(fù)荷的作用,同時(shí)機(jī)體缸孔與缸套外圓的配合采用0.016 mm 的最大過盈量。
為了更準(zhǔn)確清晰地分析缸套的失圓變形結(jié)果,首先如圖14 所示對缸套的特征角度進(jìn)行了定義,以逆時(shí)針方向定義次推力側(cè)為0°,飛輪側(cè)為90°,主推力側(cè)為180°,皮帶輪側(cè)為270°。標(biāo)定工況5 種方案下缸套整體失圓變形見圖15。
圖14 缸套角度定義示意圖
圖15 不同載荷下缸套的整體失圓變形
從圖15(a)中可以看出,熱態(tài)時(shí)隨著距離缸套頂面位置距離的減小,第2、3 缸中間到第1、4 缸外側(cè)距離的增加,變形量逐漸增大;第1、4 缸缸套頂部外側(cè)變形量較大,最大變形出現(xiàn)在第4 缸缸套頂面90°方向附近,為0.304 mm。第1、4 缸缸套變形較大,這是由于機(jī)體兩端剛度較小。
從圖15(b)中可以看出,熱態(tài)預(yù)緊時(shí)缸套變形趨勢與熱態(tài)條件下的變形趨勢一致,只是最大變形量由0.304 mm 降低為0.292 mm,減小了0.012 mm。
從圖15(c)中可以看出,熱態(tài)預(yù)緊過盈時(shí)缸套的變形量也是隨著距離缸套頂面位置距離的減小而增大,由第2、3 缸中間向第1、4 缸外側(cè)距離的增加逐漸增大。第1、4 缸缸套頂部外側(cè)變形量較大,最大變形位于第4 缸缸套頂面90°方向附近,為0.291 mm,與熱態(tài)預(yù)緊條件下的變形量相比減小了0.001 mm。
由圖15(d)可知,熱機(jī)耦合時(shí)由于不同缸缸內(nèi)最高燃燒壓力最大(后文簡稱爆發(fā))時(shí),缸套最大變形都位于第4 缸缸套頂面,因此這里僅列舉第3 缸爆發(fā)時(shí)的缸套綜合變形。從圖中可以看出,從第2、3缸內(nèi)側(cè)向第1、4 缸外側(cè)擴(kuò)展缸套變形逐漸增大,第3缸爆發(fā)時(shí)缸套最大變形位于第4 缸缸套頂面135°方向附近,數(shù)值為0.295 mm。
圖15(e)中僅列舉熱機(jī)耦合過盈時(shí)第3 缸爆發(fā)時(shí)的缸套綜合變形??梢钥闯?,整體變形趨勢依舊是由第2、3 缸底部向上向外逐漸增加。第3 缸爆發(fā)時(shí),缸套最大變形都位于第4 缸缸套頂面135°方向附近,數(shù)值為0.297 mm。
綜合各載荷條件下的變形結(jié)果來看,缸套的整體變形規(guī)律基本相同。整體變形由缸套頂面向底部逐漸減小,這是因?yàn)楦滋醉斆媸苋細(xì)庾饔幂^大且冷卻較差,缸套中部受到燃?xì)庾饔弥饾u減弱,而且冷卻較好,缸套溫度逐漸降低,底部受高溫燃?xì)庾饔米钚?。變形由?、3 缸內(nèi)側(cè)向第1、4 缸外側(cè)逐漸增大,這是因?yàn)榈?、4 缸缸套位于機(jī)體剛度較小的前后兩端,而第2、3 缸缸套位于機(jī)體中間,受機(jī)體結(jié)構(gòu)限制的影響較大。綜上,可以通過加強(qiáng)缸套頂面周圍的冷卻均勻性及提高機(jī)體兩端的剛度來減小缸套的整體失圓變形。
在不同機(jī)械負(fù)荷及熱負(fù)荷的共同的作用下,不同缸套失圓變形會(huì)引起該摩擦副不同的摩擦損失變化。摩擦損失采用環(huán)組總摩擦損失功來衡量,圖16為各方案下1 個(gè)工作循環(huán)內(nèi)的環(huán)組總摩擦損失功隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系對比。從圖中可以看出:不同加載條件的綜合型線下環(huán)組總摩擦損失功的平均值在熱態(tài)時(shí)最大,達(dá)到了1.09 kW,加上預(yù)緊條件后摩擦損失功減小了0.06 kW,再加上過盈量后摩擦損失功增加了0.03 kW;熱機(jī)耦合條件下環(huán)組的摩擦損失功平均值達(dá)到了1.03 kW,加上過盈量后平均值增加了0.01 kW。對比施加過盈量前后,加了過盈量后環(huán)組總摩擦損失功至少增加0.01 kW。
圖16 不同方案下環(huán)組平均摩擦損失功對比
由于缸內(nèi)壓力和環(huán)自身的慣性力都隨曲軸轉(zhuǎn)角在發(fā)生變化,因此環(huán)在環(huán)槽內(nèi)會(huì)有一定的軸向運(yùn)動(dòng),若環(huán)不能緊貼環(huán)槽上側(cè)或下側(cè),就會(huì)影響環(huán)組的密封特性,導(dǎo)致竄氣。圖17 為各方案下1 個(gè)工作循環(huán)內(nèi)竄氣量隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系。對比不同加載條件的綜合型線下竄氣量最大值可知:熱態(tài)下竄氣量最大值達(dá)到了66.59 L/min,加上預(yù)緊條件后增加了6.72 L/min,再加上過盈量后增加了18.07 L/min;熱機(jī)耦合條件下竄氣量最大值達(dá)到了65.02 L/min,加上過盈量后增加了14.50 L/min。對比施加過盈量前后,施加過盈量后竄氣量有所增加。
圖17 不同方案下竄氣量對比
當(dāng)活塞環(huán)不能適應(yīng)缸套的失圓變形后,必然造成機(jī)油消耗量的增加,不同方案下的機(jī)油耗見圖18。由圖18(a)可以看出,綜合型線下,熱態(tài)、熱態(tài)預(yù)緊和熱機(jī)耦合下缸壁蒸發(fā)量較大,達(dá)到了2.72 g/h,熱態(tài)預(yù)緊過盈和熱機(jī)耦合過盈下缸壁蒸發(fā)量減小了0.01 g/h,說明增加過盈量會(huì)降低經(jīng)缸壁蒸發(fā)的機(jī)油消耗量。
圖18 不同方案下不同途徑機(jī)油消耗量對比
由圖18(b)可以看出,熱態(tài)預(yù)緊過盈和熱機(jī)耦合過盈時(shí)基本沒有開口間隙竄油量,熱態(tài)預(yù)緊時(shí)開口竄油量最大,但與缸壁蒸發(fā)量相比也可忽略。
由圖18(c)可以看出,熱態(tài)時(shí)頂環(huán)甩油量達(dá)到0.96 g/h,加上預(yù)緊后頂環(huán)甩油量達(dá)到最大,為1.57 g/h,再加上過盈后,頂環(huán)甩油量降為1.11 g/h;熱機(jī)耦合時(shí)頂環(huán)甩油量為0.79 g/h,加上過盈后頂環(huán)甩油量增加為1.29 g/h。
各個(gè)方案下活塞在整個(gè)工作循環(huán)內(nèi)頂岸都沒有與缸套內(nèi)壁面接觸,各方案經(jīng)頂岸刮油消耗的機(jī)油量都為零。對比各途徑下的機(jī)油消耗量可以看出:機(jī)油經(jīng)缸壁蒸發(fā)消耗的量占比最高,其次是經(jīng)頂環(huán)甩油消耗的量,經(jīng)開口間隙竄油消耗的量較小,經(jīng)頂岸刮油消耗的量為零。
由圖18(d)可以看出,綜合型線下,熱態(tài)時(shí)的機(jī)油耗達(dá)到3.68 g/h,加上預(yù)緊后增加了0.61 g/h,再加上過盈后減小了0.47 g/h;熱機(jī)耦合時(shí)機(jī)油耗達(dá)到3.50 g/h,加上過盈后增加了0.50 g/h。
(1)非道路高壓共軌柴油機(jī)干式缸套在熱態(tài)下的環(huán)組摩擦損失最大,為1.09 kW,施加預(yù)緊之后環(huán)組的摩擦損失減小了0.06 kW,熱態(tài)預(yù)緊條件下施加過盈環(huán)組摩擦損失增大0.03 kW;熱機(jī)耦合條件下施加過盈,環(huán)組摩擦損失增大0.01 kW。適當(dāng)減少缸套與機(jī)體的過盈量能夠降低環(huán)組摩擦損失。
(2)熱態(tài)下施加預(yù)緊再施加過盈,竄氣量增大,熱態(tài)預(yù)緊過盈條件下竄氣量最大,為91.38 kW;熱機(jī)耦合條件下施加過盈,竄氣量也增大,對比施加過盈前后,竄氣量至少增加了14.50 L/min。適當(dāng)減少缸套與機(jī)體的過盈量能夠降低竄氣量。
(3)機(jī)油經(jīng)缸壁蒸發(fā)消耗的量占比最高,其次是經(jīng)頂環(huán)甩油消耗的量,經(jīng)開口間隙竄油消耗的量較小,經(jīng)頂岸刮油消耗的量基本為零。加上過盈條件之后經(jīng)缸壁蒸發(fā)的機(jī)油消耗量有所減小,但熱機(jī)耦合條件下施加過盈,經(jīng)頂環(huán)甩油消耗的量有所增加。不同方案下的總機(jī)油消耗量為熱態(tài)預(yù)緊條件下最大,為4.29 g/h,熱機(jī)耦合條件下的總機(jī)油消耗量最小,為3.50 g/h。增加缸套與機(jī)體間的過盈量可以降低機(jī)油因缸壁蒸發(fā)的消耗量和因頂環(huán)甩油的消耗量;減小預(yù)緊力可以降低機(jī)油因開口間隙竄油的消耗量。各方案下的總機(jī)油消耗量相差不大。
(4)從不同載荷施加過程來看,熱負(fù)荷對摩擦損失、竄氣量和機(jī)油消耗量的影響最大,除去熱負(fù)荷外,過盈量對摩擦損失和竄氣量影響最大,預(yù)緊力對機(jī)油消耗量影響最大。