活塞環(huán)和氣缸套表面形貌對潤滑性能的影響

孔令春,白書戰(zhàn),李國祥

(山東大學(xué)能源與動力工程學(xué)院,山東 濟(jì)南 250061)

柴油機(jī)含有多種摩擦副,各個摩擦副的運行情況不僅影響著柴油機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性和動力性,也影響著發(fā)動機(jī)的使用壽命。有研究表明[1-3],活塞-缸套作為發(fā)動機(jī)中最為重要的摩擦副,所產(chǎn)生的摩擦損失占發(fā)動機(jī)摩擦損失的30%～35%[4-5],所以降低活塞-缸套摩擦副的摩擦損失對節(jié)能減排、提升發(fā)動機(jī)效率有重要的作用。活塞環(huán)組的主要作用是密封和均布缸套表面潤滑油,活塞環(huán)組在缸套內(nèi)的運動對最小油膜厚度、潤滑油消耗量和摩擦損失都有重要的影響[6-7]。在加工過程中活塞環(huán)和缸套表面不可能是絕對光滑的表面[8],活塞環(huán)、缸套表面會因為加工方式的不同產(chǎn)生不同的粗糙度方向和大小不一的微凸體,不同粗糙度方向和微凸體的存在會對油膜分布產(chǎn)生影響,進(jìn)而影響摩擦功耗,同時也會因為微凸體的存在產(chǎn)生竄氣的現(xiàn)象[9-11],使柴油機(jī)的熱效率受到影響。因此,必須針對活塞環(huán)和缸套表面形貌對柴油機(jī)潤滑和密封的影響進(jìn)行研究,減小摩擦功耗和竄氣量。

缸套、活塞環(huán)工作環(huán)境十分惡劣,需要考慮的因素十分繁雜,潤滑狀況頻繁變化,許多非線性多模型耦合分析逐漸成為研究活塞環(huán)、缸套摩擦潤滑特性的主要方式[12]。佟德輝[13]等在MATLAB語言環(huán)境中研究了缸套表面不同織構(gòu)密度對活塞環(huán)-缸套潤滑摩擦特性的影響,并通過試驗進(jìn)行了驗證;段京華[14]等通過試驗證明表面形貌對柴油機(jī)活塞環(huán)和缸套摩擦學(xué)性能有影響;吳后吉[15]等在MATLAB語言中建立了柴油機(jī)活塞環(huán)動壓潤滑計算模型,分析了缸套表面形貌對活塞環(huán)潤滑性能的影響。

上述研究主要針對缸套內(nèi)壁面和活塞環(huán)表面結(jié)構(gòu)進(jìn)行單一的分析,且只針對單一工況。為了更加全面地考慮表面形貌、運行工況對發(fā)動機(jī)潤滑特性的影響,基于某4缸柴油機(jī)通過AVL EXCITE對活塞環(huán)和缸套不同工況進(jìn)行數(shù)值模擬計算,并在此基礎(chǔ)上綜合考慮缸套內(nèi)壁面和活塞環(huán)表面加工所產(chǎn)生的粗糙度方向及大小的不同對潤滑特性的影響,為降低活塞環(huán)、缸套摩擦損失提供理論支持。

1 基本理論

1.1 平均Reynolds方程

采用Patir和Cheng[16]提出的平均雷諾方程和動壓潤滑理論進(jìn)行計算：

(1)

1.2 活塞環(huán)受力分析

活塞環(huán)受力分析如圖1所示,活塞環(huán)受到氣體力、摩擦力、油膜施加的壓力、活塞環(huán)自身彈力等多種力的作用,分別存在徑向和軸向兩個方向的平衡方程。

活塞環(huán)軸向平衡方程：

Fcontac_ax=Fmas_ax+Fgas_ax+Ffric_ax+Fbend。

(2)

式中：Fcontac_ax為活塞環(huán)與缸套接觸力的軸向分力;Fmas_ax為活塞環(huán)質(zhì)量力;Fgas_ax為氣體力的軸向分力;Ffric_ax為環(huán)和缸套的軸向摩擦力;Fbend為環(huán)自身的彎力。

活塞環(huán)徑向平衡方程：

Fcontac_rad=Fgas_rad+Ftension+Ffric_rad。

(3)

式中：Fcontac_rad為環(huán)和缸套接觸力的徑向分力;Fgas_rad為氣體力的徑向分力;Ftension為活塞環(huán)自身的彈力;Ffric_rad為活塞環(huán)徑向摩擦力。

圖1 活塞環(huán)受力分析

1.3 活塞環(huán)-缸套接觸模型

以Greenwood和Tripp[17]提出的微凸體接觸模型為基礎(chǔ),建立活塞、缸套表面微凸體之間的接觸模型：

(4)

(5)

式中：Pa為接觸面的壓力;ηs為微凸體密度;βs為粗糙峰曲率半徑;σ為綜合粗糙度;E為當(dāng)量彈性模量;H為膜厚比。

根據(jù)Peklenik[8]的觀點定義粗糙度的方向：

(6)

式中：λx和λy分別為沿軸向和徑向的粗糙度特征長度。

表面粗糙度方向如圖2所示[19],γ<1代表粗糙度方向和運動方向垂直,為方便對比,取γ=0.2進(jìn)行相關(guān)研究;γ=1代表材料表面為各向同性的粗糙度方向,取γ=1進(jìn)行相關(guān)研究;γ>1代表粗糙度方向平行于運動方向,取γ=5進(jìn)行相關(guān)研究。

圖2 表面粗糙度方向[19]

壓力流量系數(shù)和剪切流量系數(shù)需考慮表面粗糙度方向的影響,壓力流量系數(shù)具體公式如下：

(7)

式中：φx和φy分別為x和y方向上壓力流量系數(shù);C,r均為常數(shù);H為膜厚比。

剪切流量系數(shù)公式如下：

(8)

式中：σr和σl分別為活塞環(huán)、缸套表面粗糙度;γr和γl分別為活塞環(huán)、缸套表面粗糙度方向。Φs計算公式如下：

(9)

式中：A1,A2,a,b,c均為常數(shù)。

1.4 漏氣模型

活塞環(huán)組與缸套漏氣通道如圖3所示,缸內(nèi)氣體主要通過活塞環(huán)與缸套內(nèi)壁面、活塞環(huán)與活塞之間的縫隙逃逸到曲軸箱內(nèi)。

漏氣量、漏氣壓力的計算使用由張勇等[18]提出的一種串聯(lián)節(jié)流簡化模型,此模型將氣體在活塞環(huán)的流動區(qū)域劃分為環(huán)背、環(huán)間兩個部分,將環(huán)頂面縫隙、環(huán)底面縫隙和環(huán)表面與缸套內(nèi)壁面之間的縫隙簡化成三個節(jié)流閥。

節(jié)流模型示意圖如圖4所示,相鄰兩個區(qū)域之間的氣體的質(zhì)量流量為

(10)

圖3 活塞環(huán)組與缸套漏氣通道

圖4 節(jié)流模型示意圖

2 計算模型的建立與驗證

2.1 計算模型的建立

以某4缸柴油機(jī)第三缸為研究對象,按照計算建模流程(見圖5)對活塞環(huán)-缸套建立潤滑摩擦仿真模型(見圖6),具體步驟如下：

1) 按照實際模型參數(shù)在三維建模軟件中進(jìn)行建模,活塞及其相關(guān)環(huán)、槽部位均按照實際模型進(jìn)行建造,以保證計算的準(zhǔn)確性;

2) 通過一維仿真軟件AVL-BOOST根據(jù)發(fā)動機(jī)實際運行參數(shù)計算得到缸內(nèi)壓力、傳熱系數(shù)、燃?xì)鉁囟鹊葏?shù);

3) 將步驟2所得到的參數(shù)作為ABAQUS的熱邊界條件,計算得到活塞-缸套溫度分布、缸套熱變形和活塞剛度,以上具體計算步驟可參考文獻(xiàn)[12];

4) 將發(fā)動機(jī)工作過程中的轉(zhuǎn)速、潤滑油牌號、負(fù)荷等參數(shù)(見表1)和缸套、活塞、活塞環(huán)等結(jié)構(gòu)參數(shù)輸入AVL-PR軟件作為全局參數(shù),再將步驟3得到的缸套徑向變形量、缸套溫度等作為邊界對軟件進(jìn)行設(shè)置;

5) 通過調(diào)整轉(zhuǎn)速、活塞環(huán)-缸套接觸面粗糙度方向以及表面粗糙度大小等定性地分析以上變量對活塞環(huán)-缸套潤滑特性的影響。

圖5 計算建模流程

圖6 活塞-活塞環(huán)-缸套計算模型

表1 柴油機(jī)相關(guān)參數(shù)

2.2 模型驗證

受限于現(xiàn)階段測試技術(shù)的不足,通過試驗手段驗證仿真模型有一定的難度。為了驗證計算模型的準(zhǔn)確性,取文獻(xiàn)[12]中的發(fā)動機(jī)各項數(shù)據(jù),分別用新舊兩個模型進(jìn)行計算,求出各自熱變形邊界條件,并與活塞-缸套計算模型耦合計算,得到如圖 7所示兩個模型仿真結(jié)果。由圖7可知,新建立的模型除上止點、下止點處都展現(xiàn)了良好的擬合性,在上下止點出現(xiàn)較大波動的原因可能是在進(jìn)行有限元計算確定熱變形和活塞-缸套溫度場時,由于劃分網(wǎng)格以及獲取的熱邊界不能保證完全一致,導(dǎo)致溫度場和熱變形等條件不能完全相同,所以在潤滑條件不好的上止點、下止點處出現(xiàn)波動,但誤差控制在8%以內(nèi),驗證了現(xiàn)有模型的可靠性和準(zhǔn)確性。

圖7 新舊模型結(jié)果對比

3 仿真計算結(jié)果和分析

第一道和第二道活塞環(huán)主要起到密封的作用,其中以第一道氣環(huán)為主,第二道氣環(huán)為輔。第一道活塞環(huán)密封效果很大程度上也決定了發(fā)動機(jī)工作過程中的漏氣量,本研究主要就第一道活塞環(huán)潤滑特性進(jìn)行分析。

3.1 不同工況下的潤滑特性

針對柴油機(jī)不同轉(zhuǎn)速進(jìn)行分析,缸套表面粗糙度σl=0.4 μm,第一道氣環(huán)的表面粗糙度σr=0.4 μm,活塞環(huán)和缸套表面都設(shè)置為γ=1。結(jié)果如圖8所示。伴隨著轉(zhuǎn)速的增加,第一道氣環(huán)的摩擦損失顯著增加,除TDC(上止點)外,最小油膜厚度也有一定的增大。當(dāng)轉(zhuǎn)速增大時,活塞環(huán)摩擦副相比低速時油膜剪切速度明顯變快,從而導(dǎo)致摩擦損失功增加。在接近上止點位置摩擦損失和最小油膜厚度都經(jīng)歷了較大的變化,究其原因,在TDC位置油膜厚度出現(xiàn)最小值,使得固體壁面出現(xiàn)微凸體接觸現(xiàn)象,因此產(chǎn)生較大的摩擦力,摩擦功耗也因此劇烈變化。由于3 000 r/min工況下活塞環(huán)組和缸套之間潤滑狀況較差,因此以下工作都圍繞3 000 r/min工況進(jìn)行。

圖8 轉(zhuǎn)速對活塞環(huán)潤滑特性的影響

3.2 表面粗糙度方向?qū)櫥匦缘挠绊?/h3>

將發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速固定在3 000 r/min,同時保持活塞環(huán)和缸套表面粗糙度大小不變,研究粗糙度方向?qū)櫥阅艿挠绊憽Ｓ捎诒砻娲植诙确较蜃饔眯Ч捅砻娲植诙却笮∮嘘P(guān),為了單獨考量粗糙度方向?qū)櫥匦缘挠绊?為活塞環(huán)和缸套選取相同的粗糙度,取值為0.4 μm。活塞環(huán)和缸套表面粗糙度方向的值分別取0.2,1,5,對不同粗糙度方向組合進(jìn)行潤滑特性分析。具體結(jié)果如圖9和圖10所示。

圖9 表面粗糙度方向?qū)ΩZ氣量的影響

如圖9所示,活塞環(huán)為橫向粗糙度方向時所產(chǎn)生的竄氣量比活塞環(huán)為縱向時產(chǎn)生的竄氣量要小,這說明在接觸表面粗糙度數(shù)值相同的情況下,活塞環(huán)為橫向粗糙度有利于降低竄氣量,當(dāng)與缸套縱向粗糙度相配合時竄氣量最小為0.000 1 kg/s。主要是因為橫向粗糙度能夠使?jié)櫥透行У馗街诨钊h(huán)表面,而缸套豎向粗糙度與活塞運動方向一致,使得活塞油環(huán)能夠更好地起到對缸套表面均布潤滑油的作用,對潤滑油的流動更加有利,進(jìn)而達(dá)到降低竄氣量的效果。

由圖10可知,當(dāng)缸套粗糙度方向為縱向時所產(chǎn)生的摩擦功耗比橫向時有明顯的降低,這說明缸套粗糙度方向為縱向有利于降低摩擦功耗,當(dāng)與活塞環(huán)橫向粗糙度方向配合使用,此時的平均摩擦功耗最小,為85.3 W。這是因為活塞環(huán)為橫向粗糙度和缸套為縱向粗糙度的組合有利于潤滑油的均布,環(huán)組表面能夠存儲更多的潤滑油,不至于在接觸表面出現(xiàn)貧油潤滑現(xiàn)象,從而能夠避免增大摩擦功耗。

圖10 表面粗糙度方向?qū)δΣ凉牡挠绊?/p>

3.3 表面粗糙度大小對潤滑特性的影響

在實際生產(chǎn)過程中,活塞組-缸套表面會產(chǎn)生凹凸峰,而這些凹凸峰在宏觀表現(xiàn)為表面粗糙度,其對活塞環(huán)-缸套的潤滑特性也有很大的影響,因此研究表面粗糙度對活塞組-缸套潤滑特性的影響也是十分有必要的。分別選取不同σl和σr組合進(jìn)行分析對比,來確定不同粗糙度組合對活塞組-缸套之間的潤滑特性的影響。

分別進(jìn)行兩組仿真試驗：取σl=0.4,σr分別取0.4,0.8,1.0;取σr=0.4,σl分別取0.4,0.8,1.0 。兩組試驗所采用的活塞環(huán)、缸套表面粗糙度方向均為各向同性,具體仿真結(jié)果如圖11和圖12所示。

圖11 活塞環(huán)粗糙度對潤滑特性的影響

圖12 缸套粗糙度對潤滑特性的影響

由圖11a所示,當(dāng)σl固定,摩擦功耗隨著σr的增大而增大,其中當(dāng)σr從0.4增大到0.8時,在上止點處,摩擦功耗增長迅速,而當(dāng)σr從0.8增大到1.0時,摩擦功耗的增長放緩。這是因為,當(dāng)接觸表面粗糙度逐漸加大后,由于表面凹凸峰密度增大,凹凸峰會破壞已經(jīng)分布均勻的油膜,導(dǎo)致潤滑性能下降,摩擦功耗增加;而當(dāng)兩個表面粗糙度差距繼續(xù)增大,凹凸峰之間的接觸面積減小,間隙增大,使得摩擦功耗增長趨緩。由圖11b所示,當(dāng)σl固定,在上止點附近,漏氣量隨著σr的增大呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢。究其原因,當(dāng)σr和σl相差不大時,凹凸峰縫隙較小,存儲潤滑油能力不足,在上止點處容易形成空隙,從而使漏氣量增大;而當(dāng)σr增大到一定程度后,與σl相差較大,此時凹凸峰縫隙之中就能存儲更多的潤滑油,從而在一定程度上提高密封性能,減少漏氣。

如圖12所示,當(dāng)活塞環(huán)粗糙度為定值時,考察缸套粗糙度對潤滑特性的影響。由圖12a可知,當(dāng)缸套粗糙度逐漸增大時,摩擦功耗隨著缸套摩擦粗糙度的增加而增加;由圖12b可知,當(dāng)缸套粗糙度逐漸增加時,漏氣量的變化趨勢是先增大后減少。摩擦功耗和漏氣量隨缸套粗糙度的變化趨勢與前述隨活塞環(huán)粗糙度的變化趨勢一致,原因分析同上。

如圖13所示,當(dāng)接觸表面綜合粗糙度相等時,最小油膜厚度曲線基本重合,這就意味著接觸表面的潤滑特性與其綜合粗糙度的大小有關(guān)。在綜合粗糙度一定的情況下,單個表面粗糙度改變不會對接觸面的潤滑特性有較大的影響;當(dāng)綜合粗糙度增大時,最小油膜厚度也相應(yīng)有所增加,潤滑性能有所提升。

圖13 綜合粗糙度大小對最小油膜厚度的影響

如圖14所示,摩擦功耗會隨著綜合粗糙度的增大而增大。當(dāng)接觸表面綜合粗糙度相等時,相較于缸套表面粗糙度大于活塞環(huán)表面粗糙度的組合,缸套表面粗糙度小于活塞環(huán)表面粗糙度的組合的摩擦功耗更大。因此,在選擇缸套和活塞環(huán)組合時,要盡量選擇缸套粗糙度大于活塞環(huán)粗糙度的組合,這樣可以在保證潤滑性能相差無幾的情況下,損失的摩擦功耗相對較低。

圖14 綜合粗糙度大小對摩擦功耗的影響

4 結(jié)論

a) 當(dāng)柴油機(jī)轉(zhuǎn)速升高時,最小油膜厚度增加,但隨著轉(zhuǎn)速升高,剪切油膜速度顯著增大,隨之帶來的是摩擦功耗升高,影響發(fā)動機(jī)熱效率;

b) 當(dāng)不同粗糙度方向的組合應(yīng)用到缸套和活塞環(huán)表面時,活塞環(huán)表面為橫向粗糙度時比活塞環(huán)為豎向粗糙度時密封效果要好,而缸套粗糙度為豎向較缸套粗糙度為橫向時摩擦功耗也有所降低,所以在缸套和活塞環(huán)選用時,應(yīng)選擇活塞環(huán)為橫向粗糙度和缸套為縱向粗糙度的組合,可以達(dá)到同時減小竄氣量和摩擦功耗的作用;

c) 當(dāng)表面粗糙度方向為各向同性時,摩擦功耗隨著表面粗糙度的增加而增加,但當(dāng)表面粗糙度增加到一定程度時,摩擦功耗的增長會放緩;而竄氣量則會隨著表面粗糙度的增加先增大后減小;

d) 當(dāng)缸套和活塞環(huán)接觸面綜合粗糙度一致時,最小油膜厚度曲線近乎重合,說明潤滑性能和接觸面的綜合粗糙度有關(guān),和缸套活塞環(huán)表面各自粗糙度相關(guān)性不大;最小油膜厚度隨著綜合粗糙度的增加而增大,潤滑性能有所提升;在相同的綜合粗糙度下,當(dāng)選取缸套粗糙度大于活塞環(huán)粗糙度的組合時,此時潤滑性能不變,而摩擦功耗有一定程度的降低。