劉建敏，康琦，王普凱，劉艷斌，何盼攀

(陸軍裝甲兵學(xué)院車輛工程系，北京 100072)

活塞環(huán)是柴油機(jī)工作條件最為苛刻的零件之一，它不僅承受高溫、高壓氣體的作用，而且在缸套中作高速往復(fù)滑動，限制了重型柴油機(jī)向高功率、高密度方向發(fā)展?；钊h(huán)-缸套摩擦副是柴油機(jī)的典型摩擦副，直接影響整機(jī)的工作性能。因此，研究活塞環(huán)-缸套摩擦特性對于提高柴油機(jī)的可靠性和使用壽命具有指導(dǎo)意義。國內(nèi)外學(xué)者[1-8]對活塞環(huán)-缸套的摩擦、磨損和潤滑方面進(jìn)行了深入研究，分析模型中涵蓋了動力學(xué)、摩擦、結(jié)構(gòu)參數(shù)、摩擦副表面形貌、潤滑油、非軸對稱性等因素。

本研究綜合考慮了缸套和活塞環(huán)的變形、接觸面表面粗糙度和活塞環(huán)燃?xì)庑孤┑纫蛩?，利用GT-Suite軟件建立了活塞環(huán)-缸套摩擦模型，將摩擦、潤滑和動力學(xué)行為耦合起來。通過建立精確模型來研究標(biāo)定工況下活塞環(huán)-缸套摩擦特性規(guī)律，并進(jìn)一步分析了油溫、轉(zhuǎn)速對其摩擦特性的影響規(guī)律。

1 理論分析

1.1 活塞環(huán)動力學(xué)分析

1.1.1活塞環(huán)力平衡分析

忽略活塞環(huán)與環(huán)槽之間的摩擦力，則活塞環(huán)徑向受力[4]見圖1。

圖1 活塞環(huán)受力示意

由于活塞環(huán)的徑向位移可忽略不計，則活塞環(huán)徑向受力平衡方程式為

(1)

式中：Wr為活塞環(huán)自身彈力；p1為活塞環(huán)側(cè)方氣體作用力；Wf為油膜反力；WA為峰元載荷。

軸向受力平衡方程式為

FA+FH=R。

(2)

式中：FA為峰元摩擦力；FH為流體摩擦力；R為活塞環(huán)與環(huán)槽間的作用力。

1.1.2活塞環(huán)力矩平衡分析

活塞環(huán)截面在工作期間可能會經(jīng)歷高達(dá)0.5°～1.0°的環(huán)形扭曲，這改變了環(huán)面的“有效”輪廓，對活塞環(huán)-缸套間的油膜厚度和摩擦產(chǎn)生影響。為了描述此狀況，通過活塞環(huán)截面上力矩平衡來計算活塞環(huán)扭曲，活塞環(huán)受到的力矩[8]見圖2。

圖2 活塞環(huán)力矩示意

(3)

1.2 活塞環(huán)-缸套間流體動力潤滑分析

對于活塞環(huán)與缸套間表面峰元的相互作用，采用Patir和Cheng提出的二維平均Reynolds方程平均流量理論[9]，在活塞環(huán)軸向長度上利用有限差分法，求得流體摩擦力FH。

活塞與缸套兩粗糙表面間的流體動壓作用力為

(4)

式中：ph為平均流體壓力；σ為兩粗糙表面綜合粗糙度；U為活塞軸向運(yùn)動速度；h為名義油膜厚度；hT為實際油膜厚度；Φx和Φy為壓力流量因子；μ為動力黏度；t為時間；Φs為剪切流量因子。

其中，潤滑油的動力黏度μ采用Sloote黏-溫方程來確定：

(5)

式中：t為潤滑油溫度；ρ為潤滑油密度。

流體動壓作用引起的剪切力τ和流體動力摩擦力F為

(6)

Fh=R?Aτ(θ,y)cosθdθdy。

(7)

式中：φf，φfs和φfp為剪切壓力因子；τ(θ,y)為活塞軸向和周向剪應(yīng)力函數(shù)。

1.3 微凸體彈性接觸分析

由于粗糙接觸面總是存在著一層薄剪切油膜，采用Greenwood和Trip提出的粗糙表面接觸理論[10]，求得峰元摩擦力FA。

假定表面高度為高斯分布，則在彈性變形條件下，活塞環(huán)-缸套單位圓周上的峰元載荷為

(8)

(9)

式中：η為粗糙表面峰元密度；β為峰元峰頂曲率半徑；Aa為名義接觸面積；d為兩表面距離(名義油膜厚度)；E′為兩表面的綜合彈性模量；F5/2和F2為Fn方程型。

當(dāng)活塞環(huán)與缸套表面發(fā)生接觸時，峰元剪切力τα和峰元摩擦力FA為

τα=τ0+αpα,

(10)

(11)

式中：τ0和α為與潤滑劑有關(guān)的常數(shù)；pα為微凸體間接接觸壓力。

1.4 活塞環(huán)彈力分析

活塞環(huán)彈力在實際工作過程中受到活塞環(huán)和缸套變形、油膜厚度、位置等因素的影響，為了得到更準(zhǔn)確的活塞環(huán)-缸套摩擦特性，需要得到活塞環(huán)的瞬時彈力。

Tr=T0+K(R0+ΔRtex-Rb-
ΔRbd(Xr)+h0(t)),

(12)

(13)

Xr(t)=Xp(t)+Xrp。

(14)

式中：Tr為活塞環(huán)瞬時彈力；R0為活塞環(huán)參考半徑；T0為活塞環(huán)半徑為R0時彈力；K為活塞環(huán)剛度；Rb為缸套參考半徑；ΔRtex為活塞環(huán)熱變形量；ΔRbd(Xr)缸套熱變形量；h0(t)為活塞環(huán)-缸套瞬時最小油膜厚度；Rf為活塞環(huán)自由半徑；Xr(t)為活塞環(huán)實時位置;Xp(t)為活塞銷位置；Xrp活塞環(huán)在活塞上的位置。

2 模型建立

本研究針對柴油機(jī)活塞環(huán)-缸套摩擦特性進(jìn)行分析研究，建立的模型主要包括柴油機(jī)工作過程模型和單缸活塞環(huán)-缸套摩擦模型，柴油機(jī)工作過程模型為摩擦模型提供邊界條件。

2.1 柴油機(jī)工作過程模型

應(yīng)用GT-Power軟件建立了某柴油機(jī)一側(cè)氣缸排的工作過程模型，計算得到缸內(nèi)燃?xì)鈮毫透滋變?nèi)壁溫度分布情況，以此作為摩擦模型邊界條件。該柴油機(jī)的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)和部分性能指標(biāo)見表1。

表1 柴油機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)及性能指標(biāo)

2.2 活塞環(huán)-缸套摩擦模型

活塞環(huán)-缸套摩擦模型為三環(huán)設(shè)計，其中兩個氣環(huán)一個油環(huán)。利用GT-Power軟件建立了柴油機(jī)單缸活塞環(huán)-缸套摩擦模型。

柴油機(jī)單缸活塞環(huán)-缸套結(jié)構(gòu)參數(shù)和部分性能指標(biāo)見表2。

表2 活塞環(huán)-缸套結(jié)構(gòu)參數(shù)及性能指標(biāo)

活塞環(huán)-缸套摩擦模型邊界條件為缸內(nèi)燃?xì)鈮毫?、缸套?nèi)壁溫度分布，通過GT-Power軟件計算得到標(biāo)定工況下缸內(nèi)燃?xì)鈮毫透滋變?nèi)壁溫度分布。參考相關(guān)文獻(xiàn)[4]活塞環(huán)組漏氣分析法，第一環(huán)氣體壓力為缸內(nèi)燃?xì)鈮毫?；在活塞環(huán)開口間隙節(jié)流作用下，第一環(huán)和第二環(huán)間氣體壓力為缸內(nèi)燃?xì)鈮毫?/5左右，且最高壓力值所處位置發(fā)生了推遲；經(jīng)過兩道氣環(huán)密封之后，第二環(huán)和油環(huán)間的漏氣量較小，其氣體壓力不予考慮?；钊h(huán)-缸套摩擦模型的邊界條件見圖3和圖4。

圖3 活塞環(huán)處氣體壓力

圖4 氣缸內(nèi)壁溫度分布

3 計算結(jié)果及分析

通過GT-Suite軟件對標(biāo)定工況下潤滑油溫為80 ℃時活塞環(huán)-缸套摩擦特性進(jìn)行仿真分析，分別得到3道活塞環(huán)的摩擦特性。

3.1 油膜壓力和厚度

3道活塞環(huán)處最大油膜壓力、油膜厚度見圖5和圖6。

圖5 活塞環(huán)處油膜最大壓力變化規(guī)律

從圖5可以看出，活塞環(huán)最大油膜壓力一般比活塞環(huán)間氣體壓力大，這是由于油膜的收斂作用，導(dǎo)致收斂區(qū)內(nèi)油膜壓力升高；第一環(huán)和第二環(huán)的最大油膜壓力較大且變化梯度較大，最大值出現(xiàn)在壓縮上止點附近，而油環(huán)最大油膜壓力較小且呈較為平均的周期性變化，這是由于第一環(huán)和第二環(huán)間的氣體壓力對油膜壓力起主要作用，經(jīng)過前兩道活塞環(huán)密封后油環(huán)間的氣體壓力急劇變小，油環(huán)的彈力和運(yùn)動規(guī)律對油膜壓力起主要作用。

圖6 活塞環(huán)處油膜厚度變化規(guī)律

從圖6可以看出，在一個活塞行程中，三道活塞環(huán)的最小油膜厚度出現(xiàn)在0°，180°，360°和540°附近，這些位置正好對應(yīng)活塞環(huán)運(yùn)動的上下止點，這是由于此時活塞運(yùn)動速度很低，導(dǎo)致潤滑油黏度較低；在一個活塞行程中，活塞環(huán)位于氣缸中部時油膜厚度最大，這是由于根據(jù)動壓潤滑理論，速度越高潤滑油黏度越高，其油膜厚度也就越厚，此時活塞環(huán)速度達(dá)到最大值，油膜厚度也到達(dá)最大值；在做功行程(0°～180°)和壓縮行程的后段(-80°～0°)，上止點油膜厚度最小，說明氣體壓力對油膜厚度影響較大。從圖8還可以看出，最小油膜厚度由小到大依次為第二環(huán)、第一環(huán)、油環(huán)，這是由于第一環(huán)和第二環(huán)所處位置不利于潤滑，在活塞下行時通過油環(huán)刮油效能使得兩道氣環(huán)得到潤滑，活塞上行時第一環(huán)運(yùn)動在最前面，最先獲得潤滑油，潤滑條件充分，第二環(huán)經(jīng)過第一環(huán)的刮油之后獲得的潤滑油量減少，產(chǎn)生的油膜厚度較小。

3.2 摩擦力和摩擦功耗

3道活塞環(huán)處摩擦力以及摩擦功耗見圖7至圖9。

從圖7可以看出，第一環(huán)最大摩擦力明顯比第二環(huán)和油環(huán)高，第二環(huán)最大摩擦力比油環(huán)稍高。對于第一環(huán)，最大摩擦力為149.423 N，出現(xiàn)在11.4°處，與最大油膜壓力和最小油膜厚度所在的位置相對應(yīng)，這是由于在壓縮沖程和做功沖程時氣體壓力對其影響較大，在其他沖程活塞環(huán)彈力和運(yùn)動規(guī)律對其影響較大；對于第二環(huán)，最大摩擦力為17.673 N，出現(xiàn)在56.2°處，最大摩擦力與其他沖程最大摩擦力相當(dāng)，在整個循環(huán)過程呈周期性變化，這是由于第二環(huán)處氣體壓力較小；對于油環(huán)，最大摩擦力為7.983 N，在整個循環(huán)過程呈周期性變化，4個極點處的摩擦力基本相等，這是由于在整個循環(huán)過程中主要受油環(huán)彈力和運(yùn)動規(guī)律影響。

圖7 活塞環(huán)處摩擦力變化規(guī)律

圖8 活塞環(huán)處峰元摩擦力變化規(guī)律

從圖8可以看出，第一環(huán)和第二環(huán)的峰元摩擦力主要集中發(fā)生在燃燒上止點附近，此時摩擦力的數(shù)值明顯高于其他時刻；油環(huán)的峰元摩擦力在整個循環(huán)過程中幾乎為0，這是由于油環(huán)的潤滑狀況良好、油膜較厚。

圖9 活塞環(huán)處摩擦功耗變化規(guī)律

從圖9可以看出，第一環(huán)最大摩擦功耗明顯比第二環(huán)和油環(huán)高，第二環(huán)最大摩擦功耗比油環(huán)稍高。對于第一環(huán)，摩擦功耗最大值為1 096.86 W，出現(xiàn)在69.3°處，與最大摩擦力出現(xiàn)的位置相比稍有滯后，這是摩擦力和速度共同作用的結(jié)果，此外，壓縮沖程和做功沖程摩擦功耗明顯比其他沖程高，排氣沖程和進(jìn)氣沖程摩擦功耗相當(dāng)；對于第二環(huán)，最大摩擦功耗為336.13 W，變化規(guī)律與摩擦力規(guī)律相對應(yīng)，壓縮沖程和做功沖程摩擦功耗比其他沖程稍高，排氣沖程和進(jìn)氣沖程摩擦功耗相當(dāng)；對于油環(huán)，最大摩擦功耗為161.21 W，在整個循環(huán)過程呈較為均勻的周期性變化。

3.3 活塞環(huán)扭曲角

3道活塞環(huán)的扭曲角見圖10。從圖10可以看出，第一環(huán)和第二環(huán)扭曲角明顯比油環(huán)大，尤其是在做功沖程，最大扭曲角與缸內(nèi)氣體壓力最大時刻相對應(yīng)，這是由于此階段缸內(nèi)氣體壓力大導(dǎo)致氣體力矩變大，進(jìn)而導(dǎo)致扭曲角變大。第一環(huán)和第二環(huán)扭曲角在其他3個沖程較為平均，油環(huán)的扭曲角在整個循環(huán)過程呈周期性變化且較為平均，活塞環(huán)的扭曲角方向同活塞運(yùn)動方向相反；活塞環(huán)的扭曲角越大，對應(yīng)的摩擦力和油膜厚度越小，越不利用潤滑，這是由于活塞環(huán)扭曲導(dǎo)致活塞環(huán)與缸套接觸面減少，進(jìn)而導(dǎo)致壓力增大、油膜厚度減小。

圖10 活塞環(huán)扭曲角變化規(guī)律

通過仿真結(jié)果還可以看出，第一環(huán)工作環(huán)境最為惡劣，潤滑條件較差、磨損量大、熱負(fù)荷大，應(yīng)該在設(shè)計時加以重視。

4 油溫對摩擦特性的影響

通過對柴油機(jī)標(biāo)定工況下活塞環(huán)-缸套摩擦特性的分析研究發(fā)現(xiàn)，潤滑油的狀態(tài)對于摩擦特性有很大影響，而在實際工作過程中油溫還受到冷卻系統(tǒng)的影響。因此，本研究為了進(jìn)一步了解油溫對摩擦特性的影響，分別計算油溫為60，70，80， 90，100 ℃時第一環(huán)的摩擦特性(見圖11至圖14)。

圖11 油溫對第一環(huán)油膜厚度的影響

圖12 最小油膜厚度隨潤滑油溫度變化情況

從圖11和圖12可以看出，不同油溫下第一環(huán)油膜厚度變化趨勢是相似的，油溫越高油膜厚度越小，這是由于隨溫度的升高潤滑油黏度明顯降低，隨著油溫升高，最小油膜厚度呈現(xiàn)大幅度的下降，但降幅逐漸減小。油溫從80 ℃升到100 ℃，最小油膜厚度減少28.7%，可見油溫對于油膜厚度影響較大；同時隨著油溫升高，最小油膜厚度減小，活塞環(huán)-缸套摩擦形式處于混合潤滑與邊界潤滑的概率增加，不利于潤滑。

圖13 油溫對第一環(huán)摩擦功耗的影響

圖14 摩擦功耗隨潤滑油溫度變化情況

從圖13和圖14可以看出，不同油溫下第一環(huán)摩擦功耗變化趨勢是相似的，油溫越高摩擦功耗越少，這是由于隨溫度的升高，潤滑油黏度降低導(dǎo)致流體摩擦力明顯降低。隨著油溫升高，最大摩擦功耗顯著降低，但降幅逐漸減小。油溫從80 ℃升到100 ℃，最大摩擦損耗減少41%，平均摩擦損失減少37.3%，可見油溫對于摩擦功耗影響是顯著的。

從圖11至圖14可以發(fā)現(xiàn)，油溫下降雖然有利于活塞環(huán)-缸套的潤滑，但是會導(dǎo)致摩擦功耗增大，同時油溫過高導(dǎo)致油膜厚度減小，影響潤滑效果，甚至?xí)霈F(xiàn)干摩擦現(xiàn)象。參考相關(guān)文獻(xiàn)[3]的最小安全油膜厚度計算方法，活塞環(huán)處最小安全油膜厚度為3.2 μm。綜合考慮油溫對油膜厚度和摩擦功耗的影響，潤滑油溫度為80～90 ℃時活塞環(huán)-缸套摩擦特性較為理想。

5 轉(zhuǎn)速對摩擦特性的影響

通過上述分析研究發(fā)現(xiàn)，活塞環(huán)運(yùn)動速度對其摩擦特性影響很大，因此，為了進(jìn)一步研究運(yùn)動速度對其影響程度，分別計算發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為2 000，1 800，1 600，1 400 r/min時第一環(huán)的摩擦特性。

從圖15和圖16可以看出，不同轉(zhuǎn)速下第一環(huán)油膜厚度變化趨勢是相似的，轉(zhuǎn)速越高油膜厚度越大，但是影響程度不大，這是由于根據(jù)動壓潤滑理論可知，轉(zhuǎn)速增加導(dǎo)致潤滑油黏度提高。

圖15 轉(zhuǎn)速對第一環(huán)油膜厚度的影響

圖16 最小油膜厚度隨轉(zhuǎn)速變化情況

從圖17和圖18可以看出，不同轉(zhuǎn)速下第一環(huán)摩擦功耗變化趨勢是相似的，轉(zhuǎn)速越高摩擦功耗越多，這是由于單位時間內(nèi)轉(zhuǎn)速越高活塞環(huán)運(yùn)動距離越長。同時轉(zhuǎn)速變化對壓縮沖程和做功沖程的摩擦功耗影響較為顯著。

圖17 轉(zhuǎn)速對第一環(huán)摩擦功耗的影響

圖18 摩擦功耗隨轉(zhuǎn)速變化情況

6 結(jié)論

a) 第一環(huán)和第二環(huán)的最大油膜壓力較大且變化梯度大，最大值都出現(xiàn)在壓縮上止點附近，而油環(huán)的最大油膜壓力較小且相對平均;第一環(huán)的摩擦力和摩擦功耗較大且在做功沖程和壓縮沖程中變化較大，而第二環(huán)和油環(huán)的摩擦力和摩擦功耗較小且4個極點處摩擦特性基本相等,因此第一環(huán)工作環(huán)境最為惡劣,潤滑條件較差、磨損高、熱負(fù)荷大，應(yīng)該在設(shè)計和使用時加以重視;

b) 不同油溫條件下，活塞環(huán)的摩擦特性的變化趨勢是相似的，但對其摩擦特性有顯著影響;隨著油溫的升高，油膜厚度顯著減少的同時摩擦功耗顯著減少,綜合考慮油溫對油膜厚度和摩擦功耗影響，認(rèn)為油溫在80～90 ℃范圍時最小油膜厚度和摩擦功耗較為理想，這為潤滑油冷卻系統(tǒng)的匹配提供一定參考;

c) 不同轉(zhuǎn)速條件下，活塞環(huán)的摩擦特性的變化趨勢是相似的,隨著轉(zhuǎn)速的提高，油膜厚度增加，同時摩擦功耗增加，轉(zhuǎn)速對油膜厚度影響較小，對摩擦功耗有顯著影響。

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