柴油機活塞組件結(jié)構(gòu)參數(shù)對其密封性能的影響

雷啟銘，雷基林，鄧晰文，辛千凡，文 均，溫志高

(1.昆明理工大學 云南省內(nèi)燃機重點實驗室，昆明 650500；2.成都銀河動力有限公司，成都 610505)

0 概述

隨著柴油機強化程度的不斷提高，伴隨而來的柴油機熱負荷增加、缸內(nèi)燃氣泄漏、活塞環(huán)-缸套摩擦副潤滑油消耗等密封問題也日益顯著，給柴油機的設(shè)計帶來了巨大的挑戰(zhàn)[1-2]。活塞環(huán)-缸套摩擦副的密封性能對柴油機漏氣量、潤滑油消耗及污染物排放起到至關(guān)重要的作用。近年來研究指出柴油機潤滑油消耗是顆粒物(particulate matter, PM)的一個主要來源，顆粒物中的可溶部分主要為消耗潤滑油產(chǎn)生的衍生物[3-4]。柴油機缸內(nèi)潤滑油消耗方式主要包括活塞環(huán)-缸套摩擦副部件的蒸發(fā)、刮油、竄油和甩油，占柴油機潤滑油消耗總量的90%以上[5]。

國內(nèi)外學者針對活塞組件對發(fā)動機密封與潤滑性能開展了大量研究。早期的研究表明缸套變形及活塞組件的結(jié)構(gòu)參數(shù)是影響柴油機缸內(nèi)潤滑油消耗和曲軸箱竄氣的主要因素[6-9]。文獻[10]中采用硫示蹤法實測了3臺柴油機在不同工況下的穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)缸內(nèi)潤滑油消耗，測試結(jié)果發(fā)現(xiàn)柴油機瞬態(tài)工況下缸內(nèi)潤滑油消耗差異較大，穩(wěn)態(tài)工況下差異較小。文獻[11-12]中研究了活塞組件的結(jié)構(gòu)和參數(shù)對漏氣量和潤滑油消耗的影響。文獻[13]中建立了一個考慮缸套變形及表面粗糙度等因素的多體動力學模型，研究了活塞主要結(jié)構(gòu)參數(shù)對活塞裙部磨損的影響規(guī)律。上述研究多采用單因素分析的方法對活塞環(huán)-缸套摩擦副問題進行分析，但采用多元二次回歸方程來解決活塞環(huán)-缸套摩擦副密封問題的研究較少。

為此，以非道路國四高壓共軌柴油機為研究對象，建立了活塞組件運動學模型，分析了活塞組件結(jié)構(gòu)參數(shù)對柴油機竄氣量和潤滑油消耗的影響規(guī)律。對活塞竄氣量影響較大的開口間隙，采用響應(yīng)曲面法[14]分析了其對竄氣量的影響，為優(yōu)化活塞組件結(jié)構(gòu)參數(shù)提供了理論依據(jù)。

1 研究機型參數(shù)

以一款滿足非道路國四排放標準的直列4缸電控高壓共軌柴油機為研究對象。研究機型的主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 發(fā)動機主要技術(shù)性能參數(shù)

2 活塞環(huán)組動力學模型建立

2.1 活塞溫度場測試

試驗采用接觸式熱電偶測溫法對活塞關(guān)鍵節(jié)點溫度分布進行測試，測試工況為標定工況。圖1為活塞測點分布示意圖，每個活塞上布置了4個測點，其中，A、D分別位于活塞頂面的主推力側(cè)(thrust side，TS)和次推力側(cè)(anti-thrust side，ATS)，B位于燃燒室中心，C位于燃燒室底部。

圖1 活塞表面溫度測點示意圖

試驗測得標定工況下活塞4個測點真實溫度。其中D點溫度最高，為331 ℃；C點燃燒室底部溫度最低，為300 ℃；A點實測溫度為327 ℃；B點燃燒室中心實測溫度為325 ℃。可以看出活塞頂部燃燒室底部較其他區(qū)域溫度低約30 ℃，活塞頂部TS側(cè)與ATS側(cè)溫度差距不大，符合圖2所示溫度場的分布規(guī)律。

圖2 標定工況活塞溫度場

2.2 潤滑油消耗測試

采用硫示蹤法，基于柴油機性能特性，選取 200 r/min 為一個跨度，進行了不同負荷下潤滑油消耗測試。本次試驗采用T300 CF-4 10W-30潤滑油進行測試，測試結(jié)果如圖3～圖5所示。

圖3 試驗柴油機萬有特性下的潤滑油消耗量曲面圖

圖4 中高轉(zhuǎn)速工況潤滑油消耗量

圖5 中低轉(zhuǎn)速工況潤滑油消耗量

由圖3～圖5可以看出柴油機潤滑油消耗量與柴油機運行工況緊密相關(guān)。柴油機負荷增大直接使得潤滑油消耗量增加。在轉(zhuǎn)速為1 800 r/min、2 400 r/min 時潤滑油消耗量與柴油機負荷率間基本成線性關(guān)系。在轉(zhuǎn)速低于1 600 r/min、負荷率低于40%時，潤滑油消耗量相對于相同負荷較高轉(zhuǎn)速工況增加略微緩慢。潤滑油消耗量最大值點出現(xiàn)在 2 400 r/min、100%負荷下，最大值為14.3 g/h。

2.3 活塞動力學模型的建立

2.3.1 活塞動力學模型

建立如圖6所示活塞組件動力學模型，模型包括活塞、活塞環(huán)、缸套、連桿、活塞銷。

圖6 活塞動力學模型

2.3.2 模型驗證

試驗測試了發(fā)動機在不同轉(zhuǎn)速下的4個氣缸總竄氣量。對計算得到4個缸的結(jié)果進行處理，結(jié)果如圖7所示。從圖中可以看出仿真得到的4個氣缸總竄氣量在不同轉(zhuǎn)速下的數(shù)值和趨勢基本與試驗結(jié)果保持一致，二者偏差保持在6%以內(nèi)。

圖7 不同轉(zhuǎn)速下試驗總竄氣量與仿真結(jié)果對比

在125 kW標定工況下對試驗機進行測試，3次測試后得到平均潤滑油消耗量為14.9 g/h；通過仿真計算發(fā)動機4個氣缸總潤滑油消耗量為14.0 g/h。仿真計算結(jié)果與試驗消耗量的比值為94.5%，考慮到試驗結(jié)果還受到渦輪增壓器油封、氣門導管、缸內(nèi)燃燒消耗及曲軸箱強制換氣等因素的影響，仿真結(jié)果與試驗結(jié)果誤差在6%以內(nèi)，說明仿真結(jié)果與試驗結(jié)果基本一致，可以采用仿真模型進行后續(xù)分析研究。

3 活塞組件運動學計算結(jié)果與分析

活塞組件運動學特性直接影響柴油機活塞環(huán)-缸套摩擦副的潤滑油消耗和漏氣量。選取對柴油機潤滑油消耗和漏氣量影響較大的配缸間隙、活塞環(huán)開口間隙、活塞環(huán)開口端倒角為研究對象，進行活塞組件運動學計算分析。

3.1 配缸間隙對竄氣量和潤滑油耗的影響

配缸間隙對于柴油機的設(shè)計十分重要，配缸間隙過大會使得活塞工作發(fā)生敲缸，配缸間隙過小會導致活塞工作中出現(xiàn)拉缸。為了研究配缸間隙對活塞竄氣量和潤滑油消耗的影響，在保證活塞正常工作前提下，設(shè)置了0.055 mm、0.065 mm、0.075 mm、0.085 mm、0.095 mm、0.105 mm、0.115 mm、0.125 mm、0.135 mm共9組不同配缸間隙進行計算，計算結(jié)果如圖8所示。

圖8 不同配缸間隙下竄氣量與潤滑油消耗變化

從圖8中可以看出，當配缸間隙小于0.095 mm時，隨著配缸間隙的增加，潤滑油消耗量緩慢增加；當配缸間隙大于0.095 mm時，隨著配缸間隙的增加，潤滑油消耗量迅速增大，最大增幅為7.54%。分析認為，配缸間隙的變化會直接影響到活塞的二階運動狀態(tài)，導致活塞傾斜角度不同，對活塞環(huán)組的密封性能產(chǎn)生一定影響，使得刮油量出現(xiàn)一定的變化。竄氣量并未表現(xiàn)出較為明顯的變化規(guī)律，分析認為配缸間隙增大使得活塞環(huán)與缸套之間的貼合發(fā)生了變化從而使得竄氣量發(fā)生了一定的變化。

3.2 開口端倒角對竄氣量的影響

活塞環(huán)開口間隙斷面如果沒有經(jīng)過打磨處理，棱角分明的狀態(tài)可能對發(fā)動機摩擦及密封性能產(chǎn)生一定的影響。由于開口端倒角結(jié)構(gòu)微小，其重要性通常會被研發(fā)工作人員忽略。開口端倒角結(jié)構(gòu)示意圖如圖9所示。

圖9 活塞環(huán)開口端倒角

在保證發(fā)動機正常運轉(zhuǎn)的前提下，對頂環(huán)設(shè)置不同的開口端倒角，計算得到不同開口端倒角下發(fā)動機竄氣量，如圖10所示。

圖10 不同頂環(huán)開口端倒角下的竄氣量

從圖10中可以看出，隨著頂環(huán)開口端倒角的增大，發(fā)動機竄氣量隨之增加。當頂環(huán)開口端倒角從0增加到1 mm，竄氣量的值由13.96 L/min增加到15.78 L/min，增大了13%。分析認為開口端倒角的增大造成環(huán)岸間氣體壓力發(fā)生變化，使三道環(huán)之間形成的節(jié)流閥氣體下竄通路增大，從而導致竄氣量增大。

3.3 開口間隙對竄氣量和潤滑油消耗量的影響

活塞環(huán)開口間隙對柴油機潤滑和密封性能有十分重要的影響，活塞環(huán)開口間隙是缸內(nèi)氣體和潤滑油竄出的一條重要通道。在保證發(fā)動機正常運轉(zhuǎn)的前提下，設(shè)置配缸間隙為0.075 mm，采用單因素掃值法對不同開口間隙下發(fā)動機的竄氣量和潤滑油消耗量進行分析，計算結(jié)果如表2所示。

表2 不同活塞環(huán)開口間隙下發(fā)動機性能參數(shù)

從表2中可以看出隨著頂環(huán)開口間隙的增大，發(fā)動機竄油量逐漸增加，頂環(huán)開口間隙0.80 mm時單缸總潤滑油消耗量為開口間隙0.30 mm時的2.19倍。當開口間隙0.30 mm時發(fā)動機竄油量為0，此時發(fā)動機出現(xiàn)了頂口故障，如果長期保持運轉(zhuǎn)會導致拉缸現(xiàn)象的發(fā)生。二環(huán)及油環(huán)開口間隙的變化對發(fā)動機潤滑油消耗量的影響較小，未呈現(xiàn)出明顯的規(guī)律。分析認為頂環(huán)上部的潤滑油甩出量受活塞二階運動、環(huán)槽間隙的潤滑油累積量、環(huán)岸及燃燒室壓力等多重因素影響，變化較為復雜。缸套壁面蒸發(fā)量主要受缸內(nèi)燃氣壓力及溫度的影響，不同開口間隙下缸套壁面蒸發(fā)量變化較小。

隨著頂環(huán)及二環(huán)開口間隙的增大，柴油機竄氣量隨之增大，對竄氣量影響較為明顯；油環(huán)開口間隙的變化對于竄氣量影響較小。分析認為油環(huán)的主要作用是刮去附著在缸套壁面上多余的潤滑油，并沒有起到密封氣體的作用，因此油環(huán)的影響較小。

基于開口間隙與竄氣量之間存在一定的關(guān)系，故以竄氣量為響應(yīng)，采用曲面響應(yīng)設(shè)計方法進行相應(yīng)的試驗設(shè)計，參考表3的設(shè)計，得到如表4所示結(jié)果。

表3 設(shè)計各因子的水平值

表4 設(shè)計結(jié)果

基于因子實際值，擬合得到標定工況下竄氣量的響應(yīng)回歸模型：

V=8.142 48+7.442 67x1+2.966 56x2+

1.314 76x3+1.840 8x1x2+0.554 8x1x3-

0.157x2x3-0.752 80x12-1.057 20x22-0.966x32

(1)

式中，x1、x2、x3分別為頂環(huán)、二環(huán)及油環(huán)的開口間隙，mm；V為竄氣量,L/min。

圖11 開口間隙對竄氣量影響的曲面響應(yīng)圖

結(jié)合圖11及表4分析后可以看出：頂環(huán)與二環(huán)開口間隙對發(fā)動機竄氣量影響較為明顯，油環(huán)開口間隙對竄氣量的影響較小。頂環(huán)及二環(huán)的開口間隙與竄氣量之間存在明顯的線性關(guān)系，隨著頂環(huán)和二環(huán)開口間隙的不斷增大，竄氣量也隨之增加。

3.4 基于響應(yīng)曲面法的活塞環(huán)開口間隙參數(shù)優(yōu)化

通過分析發(fā)現(xiàn)頂環(huán)及二環(huán)開口間隙對發(fā)動機竄氣量的影響較為明顯，在此基礎(chǔ)上對活塞環(huán)開口間隙進行優(yōu)化設(shè)計。合意性為優(yōu)化目標響應(yīng)參數(shù)，響應(yīng)優(yōu)化模塊將各個響應(yīng)轉(zhuǎn)換成0到1區(qū)間內(nèi)的無量綱的合意性參數(shù)d，d值越高表明響應(yīng)越理想，各個響應(yīng)值可根據(jù)特性的合意性函數(shù)進行變換得到。

以基于變量因子真實值擬合得到的二階多項式為基礎(chǔ)，以竄氣量值13.18 L/min(為試驗中最低竄氣量)為目標對模型進行結(jié)果預測尋優(yōu)，計算得到響應(yīng)曲面圖如圖12所示。

圖12 活塞環(huán)組合意性曲面響應(yīng)圖

由圖12可以看出當頂環(huán)開口間隙從0.30 mm增加到0.60 mm過程中，預測最優(yōu)結(jié)果的合意性逐漸升高。同時，合意性達到1.0的方案并不唯一。在頂環(huán)開口間隙從0.35 mm到0.60 mm的變化區(qū)間內(nèi)，二環(huán)開口間隙基本都有與之對應(yīng)的最優(yōu)值。通過之前分析，油環(huán)開口間隙對發(fā)動機竄氣量有微弱的影響，因此不同油環(huán)開口間隙下的頂環(huán)與二環(huán)開口間隙最優(yōu)值略有不同。同時考慮到頂環(huán)開口間隙對發(fā)動機缸內(nèi)潤滑油消耗有較大影響，因此需要選擇較小的頂環(huán)開口間隙以兼顧缸內(nèi)潤滑油消耗總量和竄氣量。在盡量減少對原有環(huán)組結(jié)構(gòu)參數(shù)的改動的原則下，得到活塞環(huán)組開口間隙的一個最優(yōu)解為頂環(huán)開口間隙 0.42 mm，二環(huán)開口間隙0.48 mm，對應(yīng)油環(huán)開口間隙為 0.50 mm,竄氣量為13.11 L/min。

4 結(jié)論

(1)配缸間隙對發(fā)動機竄氣量的影響較小，不同配缸間隙下發(fā)動機竄氣量變化范圍較小，未顯示出明顯規(guī)律；配缸間隙通過改變活塞傾角使得不同配缸間隙下活塞刮油量增大從而導致潤滑油消耗量逐漸增大，最大增幅為7.54%。

(2)隨著頂環(huán)開口端倒角的增大，竄氣量呈現(xiàn)出逐漸增大的趨勢，頂環(huán)開口端倒角從0增加到 1 mm，竄氣量增大了13%，最大竄氣量達到了 15.78 L/min；二環(huán)及油環(huán)開口端倒角對竄氣量影響較為微弱。

(3)響應(yīng)曲面優(yōu)化分析結(jié)果說明：頂環(huán)、二環(huán)對竄氣量和潤滑油消耗影響顯著，油環(huán)開口間隙對竄氣量和潤滑油消耗影響微弱。頂環(huán)及二環(huán)的開口間隙與竄氣量之間存在著線性關(guān)系，隨著頂環(huán)和二環(huán)開口間隙的增大，竄氣量也隨之增加。

(4)采用曲面響應(yīng)設(shè)計方法對不同開口間隙下竄氣量進行優(yōu)化，基于設(shè)計因子的實際值擬合得到線性回歸模型。優(yōu)化得到模型合意性最高為1，此時活塞環(huán)頂環(huán)開口間隙0.42 mm，二環(huán)開口間隙0.48 mm，對應(yīng)油環(huán)開口間隙為0.50 mm，竄氣量為13.11 L/min。