表面形貌對(duì)活塞環(huán)密封及摩擦性能的影響*

李秀春 趙俊生 李云強(qiáng) 朱桂香 謝 榮

(1.中北大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 山西太原 030051；2.濰柴動(dòng)力股份有限公司，內(nèi)燃機(jī)可靠性國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 山東濰坊 261061)

隨著柴油機(jī)行業(yè)的飛速發(fā)展，高轉(zhuǎn)速、高密度、低耗能成為其重要的發(fā)展方向。柴油機(jī)因摩擦造成的損失約占整個(gè)柴油機(jī)功率損失的80%，而活塞組摩擦副的摩擦損失約占柴油機(jī)摩擦損失的20%。柴油機(jī)的缸數(shù)越多，缸徑越大，活塞環(huán)-缸套摩擦副的摩擦損失就越嚴(yán)重[1]。活塞環(huán)組對(duì)于內(nèi)燃機(jī)的密封和潤(rùn)滑起著至關(guān)重要的作用，活塞環(huán)動(dòng)力學(xué)對(duì)活塞組的噴油比、潤(rùn)滑油消耗量(LOC)和摩擦損失有重要影響。活塞環(huán)及缸套在加工過(guò)程中并不是完全光滑的表面，活塞環(huán)-缸套摩擦副會(huì)產(chǎn)生粗糙峰接觸，在柴油機(jī)運(yùn)行過(guò)程中，產(chǎn)生較大的摩擦功耗，同時(shí)由于粗糙峰的存在，會(huì)使氣缸在粗糙接觸間隙產(chǎn)生竄氣，使柴油機(jī)的效率降低。因此，須考慮活塞環(huán)-缸套摩擦副粗糙度及表面紋理對(duì)柴油機(jī)的密封及摩擦功耗的影響。

近年來(lái)研究人員對(duì)活塞環(huán)的密封和摩擦特性進(jìn)行了深入研究。王華強(qiáng)等[2]以康明斯柴油機(jī)為研究對(duì)象，對(duì)柴油機(jī)竄氣機(jī)制及影響竄氣量的因素進(jìn)行了較為全面的分析。談健等人[3]有在EXCITE PR軟件中建立了四缸機(jī)模型，將仿真與實(shí)驗(yàn)進(jìn)行對(duì)比，得出一環(huán)的氣密性較二環(huán)更好，活塞環(huán)偏桶面型線、負(fù)扭曲環(huán)密封性比非扭曲、正桶面活塞環(huán)的效果更好的結(jié)論。喬文元等[4]、趙亞茹等[5]分析了活塞環(huán)的背、側(cè)隙、環(huán)槽形狀和活塞環(huán)形狀等結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)漏氣量的影響。盧鵬等人[6]研究了開(kāi)口間隙、環(huán)與環(huán)槽間隙、環(huán)徑向壓力對(duì)竄氣量的影響規(guī)律。郝志勇等[7]對(duì)活塞環(huán)組的開(kāi)口位置進(jìn)行了正交試驗(yàn)優(yōu)化，優(yōu)化后的環(huán)組降低了總竄氣量，同時(shí)研究發(fā)現(xiàn)油環(huán)狀態(tài)可間接影響活塞環(huán)組的竄氣特性。

研究表明，氣缸-活塞環(huán)摩擦副的表面形貌影響其磨損程度，進(jìn)而影響密封和磨損情況。胡旭宜[8]建立了某重型發(fā)動(dòng)機(jī)的活塞環(huán)組-缸套仿真模型，研究了在頂環(huán)上添加表面織構(gòu)后的性能，發(fā)現(xiàn)表面織構(gòu)使得活塞環(huán)組-缸套摩擦損失減小、油耗降低，但對(duì)竄氣量影響較小。江仁埔等[9]在缸套中設(shè)計(jì)了兩種紋槽，并進(jìn)行了磨損試驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)相比于未加表面織構(gòu)的缸套，其摩擦副的工作性能顯著提高。王國(guó)榮等[10]對(duì)矩形截面下的表面織構(gòu)大小和不同形狀橫截面的溝槽織構(gòu)進(jìn)行計(jì)算，結(jié)果表明，溝槽形織構(gòu)可以有效地改善表面的油膜承載力，可降低柱塞密封副的摩擦因數(shù)，提高使用壽命。

上述研究主要針對(duì)活塞環(huán)及活塞環(huán)槽的結(jié)構(gòu)進(jìn)行研究[11]，對(duì)于表面形貌的研究，沒(méi)有全面考慮粗糙度大小、紋理方向等接觸情況，且在計(jì)算過(guò)程中未考慮在工況提升的情況下，粗糙表面接觸對(duì)活塞環(huán)-缸套摩擦副密封和摩擦性能的影響。本文作者基于彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑理論，同時(shí)綜合考慮表面粗糙度、彈性變形和機(jī)油填充率的影響，建立某4缸直列柴油機(jī)活塞環(huán)-缸套動(dòng)力學(xué)與彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑耦合計(jì)算模型，分析不同活塞環(huán)表面紋理方向及粗糙度大小對(duì)密封和摩擦性能的影響，為柴油機(jī)的強(qiáng)化設(shè)計(jì)提供參考。

1 基礎(chǔ)理論與模型建立

1.1 Reyonlds方程

將活塞環(huán)運(yùn)行面與氣缸壁的接觸部分假設(shè)為沿著圓周方向無(wú)限長(zhǎng)的流體動(dòng)力滑塊。采用PATIR和CHENG[12]提出的一維Reynolds方程和流體動(dòng)力潤(rùn)滑理論對(duì)粗糙接觸表面進(jìn)行計(jì)算：

(1)

1.2 粗糙接觸模型

在混合潤(rùn)滑狀態(tài)下，采用文獻(xiàn)[13]中模型對(duì)2個(gè)粗糙表面的粗糙度相互作用進(jìn)行計(jì)算，接觸點(diǎn)上的凸起所產(chǎn)生的標(biāo)稱壓力表示如下：

(2)

(3)

式中：σs為綜合高度偏差；β為粗糙峰半徑；ηr為粗糙峰密度；hs為接觸面間隙；E*為彈性模量。

1.3 氣體流動(dòng)模型

(4)

式中：pc為氣缸工作壓力；Tc為缸內(nèi)氣體溫度；p0為環(huán)境壓力;A為氣流流動(dòng)截面面積;ψ為流量系數(shù)；k為等熵指數(shù)。

1.4 流量系數(shù)

表面粗糙紋理方向定義[15]為沿活塞環(huán)軸向y方向與周向x方向的比值：

ε=λx/λy

當(dāng)ε<1為橫向紋理，ε=1為各向同性，ε>1為縱向紋理。

根據(jù)PATIR和CHENG[16]對(duì)粗糙表面特征的研究，在具有高斯分布粗糙度的表面之間，存在壓力流量因子和剪切流量因子。

壓力流量因子：

(5)

剪切流量因子：

(6)

式中：hT表示粗糙度大小；pT為油膜壓力；h為油膜厚度;Us為相對(duì)速度；σ為復(fù)合表面粗糙度；ηr為粗糙峰密度。

2 仿真模型和求解

以某型4缸柴油機(jī)為研究對(duì)象，相關(guān)計(jì)算參數(shù)如表1所示。文中研究采用AVL-EXCITE軟件，活塞模型保留原始有限元模型的剛度、質(zhì)量和模態(tài)信息。該模型能模擬活塞在運(yùn)行中的動(dòng)態(tài)過(guò)程，建模時(shí)依據(jù)的參數(shù)由項(xiàng)目合作方提供。在活塞體動(dòng)力學(xué)的基礎(chǔ)上，計(jì)入熱負(fù)荷下的型線、機(jī)油屬性的影響，且活塞環(huán)、槽、環(huán)岸結(jié)構(gòu)按照實(shí)際參數(shù)設(shè)置，以保證模型的可靠性。

表1 柴油機(jī)相關(guān)計(jì)算參數(shù)

首先在SolidWorks中建立活塞體的三維實(shí)體模型，在Hypermesh中進(jìn)行網(wǎng)格劃分，選取活塞裙部和頭部環(huán)岸的局部位置作為加載點(diǎn)，如圖1所示。依次在每個(gè)節(jié)點(diǎn)位置單獨(dú)施加對(duì)稱力，查看在該力作用下各節(jié)點(diǎn)的徑向位移;以ATS側(cè)為圓周方向的零點(diǎn)參考位置，查看其形變情況，得到活塞的剛度矩陣文件。計(jì)算模型進(jìn)行了以下假設(shè)：基于剛度矩陣考慮了活塞部件的彈性變形和摩擦力，考慮了活塞-缸套-活塞環(huán)的型線等尺寸公差，不考慮由于安裝和溫度引起的安裝變形和熱變形。在AVL-PR中建立活塞組單缸模型，如圖2所示。

圖1 活塞體剛度計(jì)算

圖2 PR活塞環(huán)組動(dòng)力學(xué)仿真模型

3 計(jì)算結(jié)果及分析

3.1 不同工況下柴油機(jī)的密封及摩擦性能

該型柴燃機(jī)初始模型活塞環(huán)及缸套的平均表面粗糙度大小為σr=0.4，σL=0.4，表面紋理方向均為各向同性。柴油機(jī)轉(zhuǎn)速分別為1 500、2 000、3 000 r/min時(shí)，對(duì)不同工況下柴油機(jī)的竄氣量和活塞環(huán)組總的摩擦功耗進(jìn)行分析，結(jié)果如圖3、4所示。隨著柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的提升，柴油機(jī)的竄氣量有明顯的增加；摩擦損失總功增加；轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時(shí)，竄氣量為398.094 L/h，平均摩擦損失總功為316.402 W，與低轉(zhuǎn)速時(shí)相比效率嚴(yán)重下降。在360°～450°以及壓縮沖程后期趨勢(shì)變化明顯，這是由于隨著轉(zhuǎn)速的提高，活塞運(yùn)行速度較快，在到達(dá)上止點(diǎn)位置時(shí)，引起較大的震動(dòng)；同時(shí)由于轉(zhuǎn)速增加，使得缸套-活塞環(huán)摩擦副相比低速時(shí)油膜剪切速度較快，潤(rùn)滑狀況變差，摩擦功耗增大。因此有必要對(duì)高轉(zhuǎn)速下活塞環(huán)組的密封及摩擦特性進(jìn)行研究。以下方案均在3 000 r/min下進(jìn)行。

圖3 轉(zhuǎn)速對(duì)竄氣量的影響

圖4 轉(zhuǎn)速對(duì)摩擦損失功的影響

3.2 表面粗糙度紋理方向?qū)γ芊饧澳Σ列阅艿挠绊?/h3>

活塞環(huán)氣環(huán)為一環(huán)和二環(huán)，一環(huán)主要起密封作用，二環(huán)起輔助密封作用，三環(huán)為油環(huán)，主要起防止漏油及均布缸套表面潤(rùn)滑油的作用。設(shè)由上到下活塞環(huán)的表面紋理方向分別為γ1、γ2、γ3，缸套的表面紋理方向?yàn)棣汀８鶕?jù)PEKLENIK[15]對(duì)表面粗糙度方向的定義，計(jì)算時(shí)設(shè)ε為0.1、1和10表示橫向紋理方向、各向同性、縱向紋理方向，紋理方向示意圖如圖5所示，分別對(duì)氣缸的紋理方向及各環(huán)的紋理方向進(jìn)行設(shè)置，然后進(jìn)行仿真試驗(yàn)。仿真結(jié)果如表2、3所示。改善效果較好的為一環(huán)橫向紋理，當(dāng)三環(huán)為橫向紋理時(shí)效果較差，如圖6、7所示。

圖5 紋理方向示意

表2 缸套紋理方向?qū)γ芊饧澳Σ恋挠绊?/p>

圖6 單環(huán)表面紋理方向?qū)ΩZ氣量的影響

圖7 單環(huán)表面紋理方向?qū)δΣ翐p失的影響

可知，當(dāng)活塞環(huán)的表面紋理為橫向紋理，氣缸表面紋理為縱向時(shí)，竄氣量較小，摩擦損失功較低。其中改善較為明顯的是一環(huán)表面紋理為橫向紋理時(shí)，竄氣量減小到357.334 L/h，相比初始提升了10.23%，摩擦損失功降低到了284.397 W，比初始模型減少了10.12%。這是因?yàn)榛钊h(huán)組中第一氣環(huán)對(duì)于密封性能起主導(dǎo)作用，所以改變第一氣環(huán)的紋理方向可以極大地提升氣密性;橫向紋理更有利于活塞環(huán)工作表面潤(rùn)滑油的存儲(chǔ)，改善潤(rùn)滑狀況的同時(shí)，也起到了很好的油封作用。二環(huán)和油環(huán)為橫向紋理時(shí)，也有一定的改善作用，但效果相比一環(huán)較差。

當(dāng)缸套表面紋理為縱向紋理時(shí)，活塞環(huán)-缸套的摩擦損失功有較明顯的下降，在柴油機(jī)工作過(guò)程中，更有利于活塞沿氣缸導(dǎo)向上下運(yùn)行，同時(shí)油環(huán)可以沿缸套更好地均布潤(rùn)滑油，減小摩擦損耗。所以，從氣密性方面考慮活塞環(huán)采用橫向紋理，從摩擦損耗方面考慮缸套采用縱向紋理，對(duì)于提升柴油機(jī)效率具有重要作用。

3.3 活塞環(huán)組表面紋理方向?qū)γ芊饧澳Σ列阅艿挠绊?/h3>

由表3中的結(jié)果可以看出，單獨(dú)改變某一環(huán)的表面紋理方向都會(huì)對(duì)密封和摩擦性能產(chǎn)生影響。所以，對(duì)不同表面紋理配合下的活塞環(huán)組進(jìn)行仿真分析，結(jié)果如表4所示。可知，不同的活塞環(huán)組合方式對(duì)竄氣量和摩擦損失功有較大影響，當(dāng)活塞環(huán)組均為橫向紋理時(shí)，改善效果較好，竄氣量為357.081 L/h，摩擦損失功為261.948 W。如圖8、9所示，相比初始模型，活塞環(huán)組均為橫向紋理時(shí)竄氣量減少了10.3%，摩擦功耗減少了31.43%。

表3 各環(huán)表面紋理方向?qū)γ芊饧澳Σ恋挠绊?/p>

表4 活塞環(huán)組表面紋理方向?qū)γ芊饧澳Σ恋挠绊?/p>

圖8 活塞環(huán)組紋理方向?qū)ΩZ氣量的影響

圖9 活塞環(huán)組紋理方向?qū)δΣ翐p失功的影響

3.4 表面粗糙度對(duì)密封及摩擦性能的影響

由于活塞環(huán)組中一環(huán)主要起密封作用，二環(huán)輔助一環(huán)，其影響作用相對(duì)一環(huán)較小。由單環(huán)表面紋理方向的仿真結(jié)果也可看出，油環(huán)的影響相對(duì)氣環(huán)作用較小，所以主要針對(duì)一環(huán)的平均粗糙度進(jìn)行試驗(yàn)。試驗(yàn)分2組：(1)活塞環(huán)平均表面粗糙度σr1取0.4 μm，缸套平均表面粗糙度σL分別取0.2、0.4、0.6、0.8、1 μm；(2)缸套表面粗糙度取0.4 μm，活塞環(huán)表面粗糙度分別取0.2、0.4、0.6、0.8、1.0 μm。2組試驗(yàn)活塞環(huán)和缸套表面紋理方向均為各向同性，仿真結(jié)果如表5所示。當(dāng)缸套表面粗糙度為0.6 μm時(shí)，密封效果較好，摩擦損失功較大；當(dāng)頂環(huán)的粗糙度增加到1 μm時(shí)，密封效果較好，摩擦損失功較低，2種情況下表面粗糙度對(duì)竄氣量和摩擦損失功的影響如圖10、11所示。

圖10 表面粗糙度對(duì)竄氣量的影響

圖11 表面粗糙度對(duì)摩擦損失功的影響

從表5可見(jiàn)，隨著缸套表面粗糙度的增加，竄氣量呈現(xiàn)先減少后增加的趨勢(shì)，摩擦損失功呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢(shì)。這是因?yàn)闅飧妆砻娲植诙仍龃髸r(shí)，由于接觸峰相差較大，使得粗糙峰更容易形成閉合間隙，減小了活塞環(huán)與氣缸接觸面上的接觸峰間隙，可在一定程度上增強(qiáng)氣密性。但由于粗糙度的增大，使得粗糙峰相互作用的面積增大，導(dǎo)致摩擦損失功增大；當(dāng)粗糙度繼續(xù)增大時(shí)，接觸峰面積減少，間隙增大，所以竄氣量增大，摩擦損失功減少，如圖12所示。

圖12 不同粗糙度兩表面接觸示意

由表5還可以看出，當(dāng)?shù)谝粴猸h(huán)表面粗糙度增加時(shí)，竄氣量逐漸減小，摩擦損失功也逐漸減小。這是因?yàn)楫?dāng)?shù)谝粴猸h(huán)表面粗糙度增大時(shí)，更有利于該處潤(rùn)滑油的存儲(chǔ)，起到很好的油封作用，同時(shí)增強(qiáng)了潤(rùn)滑效果。由于其他環(huán)與缸套的接觸狀況沒(méi)有改變，所以竄氣量和摩擦損失均有所改善。但第一氣環(huán)的粗糙度并不是越大越好，隨著粗糙度的增加其改善效果在逐步減弱，若繼續(xù)增大，也會(huì)造成較大竄氣量，降低發(fā)動(dòng)機(jī)效率。

表5 表面粗糙度大小對(duì)密封及摩擦的影響

4 結(jié)論

(1)隨著柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的增大，活塞處的竄氣量增大，摩擦損失增加，效率降低。

(2)活塞環(huán)-缸套表面紋理方向?qū)Σ裼蜋C(jī)密封和摩擦損失有顯著影響，相同表面粗糙度下，橫向紋理的活塞環(huán)表面與縱向紋理的氣缸表面配合時(shí)，可以降低竄氣量、減小摩擦功耗。活塞環(huán)組均為橫向紋理時(shí)，可提高柴油機(jī)工作效率。

(3)紋理方向相同時(shí)，在一定范圍內(nèi)，隨著缸套表面粗糙度的增加，竄氣量呈現(xiàn)先減小后增加的趨勢(shì)，摩擦功耗呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢(shì)；當(dāng)頂環(huán)表面粗糙度增加時(shí)，竄氣量逐漸減小，摩擦損失功也逐漸減小。