基于活塞—缸套組件的振動減摩可行性研究

劉星辰，王 鐵，尤劍君，胡田天

（1.太原理工大學機械與運載工程學院，山西 太原030024；2.全動機械有限公司，安徽 滁州239500）

1 引言

作為內燃機的關鍵運動部件之一，活塞-缸套組件的運行狀態對內燃機機械效率有著至關重要的影響［1］。研究發現［2］，在整個工作循環中，活塞-缸套組件間的摩擦損失占內燃機總機械摩擦損失的40%-50%。因此，活塞-缸套組件的減摩研究一直是內燃機優化設計領域的重要研究方向。

振動減摩的出現為降低活塞-缸套組件間摩擦力提供了一個新的思路。在前人研究中，關于振動影響摩擦的相關實例并不少見。文獻［3］進行了金屬球滑動試驗，研究了摩擦副有效接觸面積對減摩效果的影響。試驗研究發現，在振動加速度接近并超過重力加速度后，表觀動摩擦會迅速下降。文獻［4］通過試驗研究了超聲振動對摩擦系數的影響。研究結果表明，在合理的振幅范圍內，摩擦系數會隨著振幅的增大而迅速降低。文獻［5-6］在以氣缸為執行機構的氣動系統中開展了超聲減摩的試驗研究。試驗結果表明，與非激勵的情況相比，超聲振動可以減少大約40%的靜摩擦。振動減摩的研究與應用已在越來越多的領域相繼展開，但在內燃機缸套方面的研究卻相對較少，且鑒于活塞-缸套組件減摩的重要程度與可觀收益，故十分有必要進行相關的振動減摩研究。

基于振動減摩機理，在引入缸套振動變形因素的影響下，建立活塞-缸套組件間潤滑模型，通過仿真分析缸套振動減摩的可行性；在摩擦測量試驗機的缸套表面引入高頻激振，通過臺架試驗研究內燃機缸套振動減摩現象，分析振動參數與減摩效果間的內在聯系，進一步驗證振動減摩在實機運行工況下的應用可行性。

2 機理分析

依據現有振動減摩理論研究［7-10］，分析振動減摩在活塞-缸套組件方面的應用機理，具體如下所示：

（1）施加激振后，活塞-缸套組件表面產生的振動變形會減小微凸體間有效接觸面積，導致微凸體摩擦力減小。

（2）摩擦副表面振動變形會使得最小油膜厚度幅值降低，導致粘滯剪切應力下降，粘滯摩擦力減小。

（3）油膜在激振的作用下會產生空化現象，空化氣泡的形成和消失會破壞油膜連續性，使得近壁面處油膜剪切應力減小，最終導致粘滯摩擦力減小。

3 活塞-缸套潤滑模型改進

為了將缸套振動引起的變形引入到活塞-缸套潤滑模型中，需要對現有二維潤滑模型加以改進，用以研究缸套振動變形對活塞-缸套間油膜厚度和油液剪切應力的影響。

3.1 獲取振動變形

在建立引入振動變形的改進仿真模型之前，需先得到缸套表面的振動變形，再將其引入到原始潤滑模型中進行耦合處理。具體過程，如圖1所示。

圖1 獲取和轉換表面振動變形的過程Fig.1 The Process of Acquiring and Transformating Surface Vibration Deformation

先通過Ansys workbench建模并仿真活塞敲擊引起的缸套表面振動變形，而后將計算結果導入到HyperView中，通過節點集格式將其中的振動變形文件導出到Matlab中運行計算。缸套表面產生的振動變形會使得活塞-缸套摩擦副間油膜厚度發生變化，可將變形數據整體導入到二維油膜厚度公式當中，利用Matlab有效建立改進后的仿真模型。

3.2 引入振動變形后剪切應力的變化情況

活塞-缸套摩擦副表面形貌對剪切應力的作用效果可用應力因子［11］來有效體現。平均剪切應力τ的關系式，如式（1）所示。

式中：μ—潤滑劑動力粘度，Pa.s；U—活塞運動速度，m/s；h—名義油膜厚度，μm；φf—幾何因子；φfs—剪切應力因子；φfp—壓力應力因子；p—平均油膜壓力，Pa。

在引入振動變形后，摩擦副表面微凸體形貌不再呈現經典假設中的高斯分布，不再適用文獻［11］提出的應力因子擬合公式，導致τ的計算結果發生改變。為此，有必要重新求解變形部位的局部應力因子。

先對缸套表面變形部位進行求解網格的選取與處理，其中軸線和圓周方向的網格個數為50和90，后通過線性插值方法進行求解具體過程，如圖2所示。

圖2 利用線性插值求解應力因子系數Fig.2 Solving Stress Factor Coefficient by Linear Interpolation

根據文獻［12］，對式（1）中的應力因子進行離散化處理以及等式代換可得τ的離散表達式：

將變化后的應力因子導入到原始潤滑模型中即可求出振動變形引起的剪切應力變化。依據公式（3），可計算出變化后的粘滯摩擦力。

3.3 引入振動變形后油膜厚度的變化情況

引入缸套接觸表面的振動變形后，活塞-缸套組件間油膜厚度會發生相應的變化，采用預定義邊界條件的方法求解變形因素可以避免變形引入對模型精度的影響，并仍可采用原始求解算法進行計算。改進前、后潤滑油膜厚度?T()x的關系圖，如圖3所示。

圖3 引入缸套振動變形前后潤滑油膜的厚度Fig.3 The Thickness of the Lubricating Oil Film with and without Introducing the Vibration Deformation of Cylinder Liner

圖3分別給出了模型改進前、后組件間的一維潤滑油膜厚度。改進后的二維潤滑模型油膜厚度，如式（4）所示。

式中：?min(t)—軸向最小油膜厚度，μm；?x(x)—引入缸套徑向變形后油膜厚度在軸向x方向上的變化量，μm；?y(y)—引入缸套橢圓變形后油膜厚度在圓周y方向上的變化量，μm；Δ1—活塞環表面粗糙度，μm；Δ2—缸套表面粗糙度高度，μm；Δx—缸套軸向x方向上的振動變形振幅，μm；Δy—缸套圓周y方向上的振動變形振幅，μm。

基于改進前、后的油膜厚度公式與應力因子分別構建潤滑模型，仿真分析缸套振動變形對活塞-缸套組件間摩擦潤滑情況的影響。

3.4 仿真結果及理論分析

通過引入缸套表面振動變形，建立活塞-缸套的改進潤滑模型，得到仿真結果，如圖4～圖5所示。

圖4 引入振動變形前、后最小油膜厚度的變化曲線Fig.4 The Variation Curve of Minimum Oil Film Thickness with and without Introducing the Vibration Deformation.

圖5 引入振動變形前、后總摩擦力的變化曲線Fig.5 The Variation Curve of Total Friction Forces with and without Introducing the Vibration Deformation

由圖4可知，在引入缸套表面振動變形后，活塞行程中部的最小油膜厚度幅值呈現出下降趨勢。分析認為，引入的振動變形會直接影響組件間油液的運動，導致油膜承載力減小，油膜厚度幅值降低。

由圖5可見，在引入缸套表面振動變形后，仿真計算得出的總摩擦力幅值呈現出較大幅度的下降趨勢。分析認為，引入振動變形會使最小油膜厚度減小，應力因子φfs數值增加，導致粘滯剪切應力減小，最終使得粘滯摩擦力減小。

綜上，振動變形的引入會使得活塞-缸套組件間最小油膜厚度和摩擦力減小。這從仿真角度初步驗證了缸套振動減摩的可行性。為了進一步驗證振動減摩在實機運行工況下的應用可行性，可將附加振動施加到缸套組件表面，通過摩擦測量臺架試驗，研究振動參數與減摩效果間的內在聯系。

4 臺架試驗設計

4.1 試驗臺架設計

以前人研究中的浮動缸套法［13-15］為主線，在全動機械有限公司生產的QCH1125型柴油機的基礎上進行相應的改進，得到活塞-缸套組件摩擦測量試驗機。將摩擦測量試驗機、倒拖電機、變頻器、測功機等相連，組成倒拖試驗系統，實現不同轉速下的倒拖。將銅座適配器、超聲波發生器和換能器相連，組成激振施加系統，用來向缸套施加不同參數的激振。將摩擦力傳感器、數據采集儀和電腦終端相連，組成數據處理系統，用來采集和存儲數據。柴油機的主要技術參數如表1所示。其中，換能器通過銅座適配器安裝在缸套外表面，位置在上下兩個摩擦摩擦力傳感器之間的空隙處具體，如圖6所示。

表1 柴油機的主要技術參數Tab.1 The Main Technical Parameters of Diesel Engine

圖6 換能器的安裝Fig.6 The Installation of Transducer

試驗采用CN4025型換能器，通過SHZN-CSB型超聲波發生器調控其激振參數，向摩擦測量試驗機的缸套表面施加激振?；钊?缸套組件間的摩擦力采用型號為GL727的摩擦力傳感器測得。摩擦力傳感器的信號通過型號為YMC9232的數據采集儀采集。搭建完成的試驗臺架，如圖7所示。

圖7 摩擦測量試驗臺架Fig.7 The Friction Measurement Test Bench

4.2 試驗方案

利用變頻器調節倒拖電機的運轉速度，拖動摩擦測量試驗機在不同轉速下運行，在缸套外壁上安裝并調試換能器，通過超聲波發生器調控換能器激振參數，向缸套表面輸出不同頻率和功率的激振，測量采集活塞與缸套間的動態摩擦力。

試驗方案如下：

（1）選用三種不同額定頻率的換能器，分別為28kHz、33kHz、40kHz。將其中額定頻率為28kHz的換能器安裝到缸套外壁，實現超聲激振的輸入。

（2）將摩擦測量試驗機倒拖至三種不同轉速，分別為600r/min、800r/min、1000r/min。

（3）利用超聲波發生器調控換能器激振參數，向缸套表面施加不同功率的激振，分別為0W、25W、50W。采集并分析各工況下活塞-缸套組件間摩擦力的變化情況。

（4）選擇其他額定頻率的換能器重復進行（2）-（3）。

具體試驗工況，如表2所示。

表2 臺架試驗的工況Tab.2 The Working Conditions of Bench Test

5 試驗結果與討論

臺架試驗完成后，對不同工況下的試驗數據進行處理，并深入分析其產生原因。

圖8顯示了引入超聲激振前、后活塞-缸套組件間摩擦力的變化情況。在施加超聲激振前、后的摩擦力最大值均出現在上止點處，為180.8N和135.7N。由此可見，向缸套表面施加超聲激振能夠顯著降低活塞-缸套組件間摩擦力，這從一定程度上驗證了仿真的準確性。

圖8 引入超聲激振前、后活塞-缸套組件間摩擦力變化曲線Fig.8 The Friction Curve of Piston-Cylinder Liner Assembly with and without Introducing Ultrasonic Vibration

將所測得的全部試驗數據進行整合和篩檢，繪制摩擦力折線圖具體，如圖9所示。

圖9 不同試驗工況下的摩擦力數據Fig.9 The Friction Value under Different Test Conditions

根據圖9可得，與無超聲激振狀態相比，施加不同功率的激振均會使得活塞-缸套組件間摩擦力產生不同幅值的增減。在相同激振功率下，不同激振頻率與不同轉速工況下的減摩幅值也各不相同，其中功率為50W的激振工況下摩擦力的降幅，如表3所示。

表3 50W激振下的摩擦力降幅Tab.3 The Reduction of Friction under 50W Excitation

由表3可知，在轉速為600r/min和800r/min的情況下，摩擦力降幅隨著激振頻率的增加而逐步增大。但在轉速為1000r/min時，摩擦力降幅卻隨著激振頻率的增加而逐步減小，且激振頻率為40kHz時出現摩擦力增大的現象，如圖9（c）所示。

分析認為，當倒拖轉速較低時，較小的活塞敲擊力只能激發出缸套低階模態振動。相較于低頻振動，高頻超聲激振產生的局部振動變形更接近于摩擦副表面粗糙度量級，導致微凸體間有效接觸面積減小，最小油膜厚度減小，最終使得微凸體摩擦力與粘滯摩擦力降低。因此在低轉速時，摩擦力降幅會隨著激振頻率的增加而逐步增大。

在高轉速工況下，較大的活塞敲擊力激發出更高階次的缸套模態振動，高頻激振不再對缸套表面振動變形起決定性作用，高頻激振產生的接近于粗糙度量級振動變形的比例相對縮減，因振動變形引起的減摩幅值大幅下降。且高轉速工況下活塞-缸套組件潤滑條件優于低轉速工況，混合潤滑狀態維持的角域區間較廣。相較于低頻激振，高頻激振導致的空化現象會大幅破壞混合潤滑油膜，擴增邊界潤滑在工作循環中的占比，大幅加劇微凸體摩擦，抵消由振動變形引起的摩擦降低，從而使得高頻激振的減摩效果削弱，甚至出現總摩擦力增大的現象。因此在高轉速時，摩擦力降幅會隨著激振頻率的增加而逐步減小。

由此可知，只有在激振參數適宜的情形下，超聲激振才能有效降低活塞-缸套組件間摩擦力。據此，振動減摩在內燃機實機運行工況下的應用可行性得到了驗證。

6 結論

基于對仿真結果與試驗數據的分析，得出以下結論：

（1）施加參數合理的超聲激振能夠有效降低活塞-缸套組件間摩擦力。

（2）在低轉速工況時，高頻激振的減摩效果優于低頻激振，高轉速工況下則相反。缸套振動參數與減摩幅值間的非線性相關性需進行更深入的研究分析。