雷啟銘，雷基林，鄧晰文，辛千凡，文 均，溫志高

(1.昆明理工大學(xué) 云南省內(nèi)燃機(jī)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，昆明 650500；2.成都銀河動(dòng)力有限公司，成都 610505)

0 概述

隨著柴油機(jī)強(qiáng)化程度的不斷提高，伴隨而來(lái)的柴油機(jī)熱負(fù)荷增加、缸內(nèi)燃?xì)庑孤?、活塞環(huán)-缸套摩擦副潤(rùn)滑油消耗等密封問(wèn)題也日益顯著，給柴油機(jī)的設(shè)計(jì)帶來(lái)了巨大的挑戰(zhàn)[1-2]。活塞環(huán)-缸套摩擦副的密封性能對(duì)柴油機(jī)漏氣量、潤(rùn)滑油消耗及污染物排放起到至關(guān)重要的作用。近年來(lái)研究指出柴油機(jī)潤(rùn)滑油消耗是顆粒物(particulate matter, PM)的一個(gè)主要來(lái)源，顆粒物中的可溶部分主要為消耗潤(rùn)滑油產(chǎn)生的衍生物[3-4]。柴油機(jī)缸內(nèi)潤(rùn)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(jī)潤(rùn)滑油消耗總量的90%以上[5]。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)活塞組件對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)密封與潤(rùn)滑性能開(kāi)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(jī)缸內(nèi)潤(rùn)滑油消耗和曲軸箱竄氣的主要因素[6-9]。文獻(xiàn)[10]中采用硫示蹤法實(shí)測(cè)了3臺(tái)柴油機(jī)在不同工況下的穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)缸內(nèi)潤(rùn)滑油消耗，測(cè)試結(jié)果發(fā)現(xiàn)柴油機(jī)瞬態(tài)工況下缸內(nèi)潤(rùn)滑油消耗差異較大，穩(wěn)態(tài)工況下差異較小。文獻(xiàn)[11-12]中研究了活塞組件的結(jié)構(gòu)和參數(shù)對(duì)漏氣量和潤(rùn)滑油消耗的影響。文獻(xiàn)[13]中建立了一個(gè)考慮缸套變形及表面粗糙度等因素的多體動(dòng)力學(xué)模型，研究了活塞主要結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)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(duì)活塞環(huán)-缸套摩擦副問(wèn)題進(jìn)行分析，但采用多元二次回歸方程來(lái)解決活塞環(huán)-缸套摩擦副密封問(wèn)題的研究較少。

為此，以非道路國(guó)四高壓共軌柴油機(jī)為研究對(duì)象，建立了活塞組件運(yùn)動(dòng)學(xué)模型，分析了活塞組件結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)柴油機(jī)竄氣量和潤(rùn)滑油消耗的影響規(guī)律。對(duì)活塞竄氣量影響較大的開(kāi)口間隙，采用響應(yīng)曲面法[14]分析了其對(duì)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(jī)型參數(shù)

以一款滿(mǎn)足非道路國(guó)四排放標(biāo)準(zhǔn)的直列4缸電控高壓共軌柴油機(jī)為研究對(duì)象。研究機(jī)型的主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)主要技術(shù)性能參數(shù)

2 活塞環(huán)組動(dòng)力學(xué)模型建立

2.1 活塞溫度場(chǎng)測(cè)試

試驗(yàn)采用接觸式熱電偶測(cè)溫法對(duì)活塞關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)溫度分布進(jìn)行測(cè)試，測(cè)試工況為標(biāo)定工況。圖1為活塞測(cè)點(diǎn)分布示意圖，每個(gè)活塞上布置了4個(gè)測(cè)點(diǎn)，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(cè)點(diǎn)示意圖

試驗(yàn)測(cè)得標(biāo)定工況下活塞4個(gè)測(cè)點(diǎn)真實(shí)溫度。其中D點(diǎn)溫度最高，為331 ℃；C點(diǎn)燃燒室底部溫度最低，為300 ℃；A點(diǎn)實(shí)測(cè)溫度為327 ℃；B點(diǎn)燃燒室中心實(shí)測(cè)溫度為325 ℃?？梢钥闯龌钊敳咳紵业撞枯^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(chǎng)的分布規(guī)律。

圖2 標(biāo)定工況活塞溫度場(chǎng)

2.2 潤(rùn)滑油消耗測(cè)試

采用硫示蹤法，基于柴油機(jī)性能特性，選取 200 r/min 為一個(gè)跨度，進(jìn)行了不同負(fù)荷下潤(rùn)滑油消耗測(cè)試。本次試驗(yàn)采用T300 CF-4 10W-30潤(rùn)滑油進(jìn)行測(cè)試，測(cè)試結(jié)果如圖3～圖5所示。

圖3 試驗(yàn)柴油機(jī)萬(wàn)有特性下的潤(rùn)滑油消耗量曲面圖

圖4 中高轉(zhuǎn)速工況潤(rùn)滑油消耗量

圖5 中低轉(zhuǎn)速工況潤(rùn)滑油消耗量

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

2.3 活塞動(dòng)力學(xué)模型的建立

2.3.1 活塞動(dòng)力學(xué)模型

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

圖6 活塞動(dòng)力學(xué)模型

2.3.2 模型驗(yàn)證

試驗(yàn)測(cè)試了發(fā)動(dòng)機(jī)在不同轉(zhuǎn)速下的4個(gè)氣缸總竄氣量。對(duì)計(jì)算得到4個(gè)缸的結(jié)果進(jìn)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(gè)氣缸總竄氣量在不同轉(zhuǎn)速下的數(shù)值和趨勢(shì)基本與試驗(yàn)結(jié)果保持一致，二者偏差保持在6%以?xún)?nèi)。

圖7 不同轉(zhuǎn)速下試驗(yàn)總竄氣量與仿真結(jié)果對(duì)比

在125 kW標(biāo)定工況下對(duì)試驗(yàn)機(jī)進(jìn)行測(cè)試，3次測(cè)試后得到平均潤(rùn)滑油消耗量為14.9 g/h；通過(guò)仿真計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)4個(gè)氣缸總潤(rùn)滑油消耗量為14.0 g/h。仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)消耗量的比值為94.5%，考慮到試驗(yàn)結(jié)果還受到渦輪增壓器油封、氣門(mén)導(dǎo)管、缸內(nèi)燃燒消耗及曲軸箱強(qiáng)制換氣等因素的影響，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果誤差在6%以?xún)?nèi)，說(shuō)明仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果基本一致，可以采用仿真模型進(jìn)行后續(xù)分析研究。

3 活塞組件運(yùn)動(dòng)學(xué)計(jì)算結(jié)果與分析

活塞組件運(yùn)動(dòng)學(xué)特性直接影響柴油機(jī)活塞環(huán)-缸套摩擦副的潤(rùn)滑油消耗和漏氣量。選取對(duì)柴油機(jī)潤(rùn)滑油消耗和漏氣量影響較大的配缸間隙、活塞環(huán)開(kāi)口間隙、活塞環(huán)開(kāi)口端倒角為研究對(duì)象，進(jìn)行活塞組件運(yùn)動(dòng)學(xué)計(jì)算分析。

3.1 配缸間隙對(duì)竄氣量和潤(rùn)滑油耗的影響

配缸間隙對(duì)于柴油機(jī)的設(shè)計(jì)十分重要，配缸間隙過(guò)大會(huì)使得活塞工作發(fā)生敲缸，配缸間隙過(guò)小會(huì)導(dǎo)致活塞工作中出現(xiàn)拉缸。為了研究配缸間隙對(duì)活塞竄氣量和潤(rùn)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(jìn)行計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如圖8所示。

圖8 不同配缸間隙下竄氣量與潤(rùn)滑油消耗變化

從圖8中可以看出，當(dāng)配缸間隙小于0.095 mm時(shí)，隨著配缸間隙的增加，潤(rùn)滑油消耗量緩慢增加；當(dāng)配缸間隙大于0.095 mm時(shí)，隨著配缸間隙的增加，潤(rùn)滑油消耗量迅速增大，最大增幅為7.54%。分析認(rèn)為，配缸間隙的變化會(huì)直接影響到活塞的二階運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，導(dǎo)致活塞傾斜角度不同，對(duì)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(rèn)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(kāi)口端倒角對(duì)竄氣量的影響

活塞環(huán)開(kāi)口間隙斷面如果沒(méi)有經(jīng)過(guò)打磨處理，棱角分明的狀態(tài)可能對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦及密封性能產(chǎn)生一定的影響。由于開(kāi)口端倒角結(jié)構(gòu)微小，其重要性通常會(huì)被研發(fā)工作人員忽略。開(kāi)口端倒角結(jié)構(gòu)示意圖如圖9所示。

圖9 活塞環(huán)開(kāi)口端倒角

在保證發(fā)動(dòng)機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)的前提下，對(duì)頂環(huán)設(shè)置不同的開(kāi)口端倒角，計(jì)算得到不同開(kāi)口端倒角下發(fā)動(dòng)機(jī)竄氣量，如圖10所示。

圖10 不同頂環(huán)開(kāi)口端倒角下的竄氣量

從圖10中可以看出，隨著頂環(huán)開(kāi)口端倒角的增大，發(fā)動(dòng)機(jī)竄氣量隨之增加。當(dāng)頂環(huán)開(kāi)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(rèn)為開(kāi)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(dǎo)致竄氣量增大。

3.3 開(kāi)口間隙對(duì)竄氣量和潤(rùn)滑油消耗量的影響

活塞環(huán)開(kāi)口間隙對(duì)柴油機(jī)潤(rùn)滑和密封性能有十分重要的影響，活塞環(huán)開(kāi)口間隙是缸內(nèi)氣體和潤(rùn)滑油竄出的一條重要通道。在保證發(fā)動(dòng)機(jī)正常運(yùn)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(duì)不同開(kāi)口間隙下發(fā)動(dòng)機(jī)的竄氣量和潤(rùn)滑油消耗量進(jìn)行分析，計(jì)算結(jié)果如表2所示。

表2 不同活塞環(huán)開(kāi)口間隙下發(fā)動(dòng)機(jī)性能參數(shù)

從表2中可以看出隨著頂環(huán)開(kāi)口間隙的增大，發(fā)動(dòng)機(jī)竄油量逐漸增加，頂環(huán)開(kāi)口間隙0.80 mm時(shí)單缸總潤(rùn)滑油消耗量為開(kāi)口間隙0.30 mm時(shí)的2.19倍。當(dāng)開(kāi)口間隙0.30 mm時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)竄油量為0，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)出現(xiàn)了頂口故障，如果長(zhǎng)期保持運(yùn)轉(zhuǎn)會(huì)導(dǎo)致拉缸現(xiàn)象的發(fā)生。二環(huán)及油環(huán)開(kāi)口間隙的變化對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑油消耗量的影響較小，未呈現(xiàn)出明顯的規(guī)律。分析認(rèn)為頂環(huán)上部的潤(rùn)滑油甩出量受活塞二階運(yùn)動(dòng)、環(huán)槽間隙的潤(rùn)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(fù)雜。缸套壁面蒸發(fā)量主要受缸內(nèi)燃?xì)鈮毫皽囟鹊挠绊懀煌_(kāi)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(kāi)口間隙的增大，柴油機(jī)竄氣量隨之增大，對(duì)竄氣量影響較為明顯；油環(huán)開(kāi)口間隙的變化對(duì)于竄氣量影響較小。分析認(rèn)為油環(huán)的主要作用是刮去附著在缸套壁面上多余的潤(rùn)滑油，并沒(méi)有起到密封氣體的作用，因此油環(huán)的影響較小。

基于開(kāi)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(jì)方法進(jìn)行相應(yīng)的試驗(yàn)設(shè)計(jì)，參考表3的設(shè)計(jì)，得到如表4所示結(jié)果。

表3 設(shè)計(jì)各因子的水平值

表4 設(shè)計(jì)結(jié)果

基于因子實(shí)際值，擬合得到標(biāo)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(kāi)口間隙，mm；V為竄氣量,L/min。

圖11 開(kāi)口間隙對(duì)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(kāi)口間隙對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)竄氣量影響較為明顯，油環(huán)開(kāi)口間隙對(duì)竄氣量的影響較小。頂環(huán)及二環(huán)的開(kāi)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(kāi)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(kāi)口間隙參數(shù)優(yōu)化

通過(guò)分析發(fā)現(xiàn)頂環(huán)及二環(huán)開(kāi)口間隙對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)竄氣量的影響較為明顯，在此基礎(chǔ)上對(duì)活塞環(huán)開(kāi)口間隙進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。合意性為優(yōu)化目標(biāo)響應(yīng)參數(shù)，響應(yīng)優(yōu)化模塊將各個(gè)響應(yīng)轉(zhuǎn)換成0到1區(qū)間內(nèi)的無(wú)量綱的合意性參數(shù)d，d值越高表明響應(yīng)越理想，各個(gè)響應(yīng)值可根據(jù)特性的合意性函數(shù)進(jìn)行變換得到。

以基于變量因子真實(shí)值擬合得到的二階多項(xiàng)式為基礎(chǔ)，以竄氣量值13.18 L/min(為試驗(yàn)中最低竄氣量)為目標(biāo)對(duì)模型進(jìn)行結(jié)果預(yù)測(cè)尋優(yōu)，計(jì)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(dāng)頂環(huán)開(kāi)口間隙從0.30 mm增加到0.60 mm過(guò)程中，預(yù)測(cè)最優(yōu)結(jié)果的合意性逐漸升高。同時(shí)，合意性達(dá)到1.0的方案并不唯一。在頂環(huán)開(kāi)口間隙從0.35 mm到0.60 mm的變化區(qū)間內(nèi)，二環(huán)開(kāi)口間隙基本都有與之對(duì)應(yīng)的最優(yōu)值。通過(guò)之前分析，油環(huán)開(kāi)口間隙對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)竄氣量有微弱的影響，因此不同油環(huán)開(kāi)口間隙下的頂環(huán)與二環(huán)開(kāi)口間隙最優(yōu)值略有不同。同時(shí)考慮到頂環(huán)開(kāi)口間隙對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)缸內(nèi)潤(rùn)滑油消耗有較大影響，因此需要選擇較小的頂環(huán)開(kāi)口間隙以兼顧缸內(nèi)潤(rùn)滑油消耗總量和竄氣量。在盡量減少對(duì)原有環(huán)組結(jié)構(gòu)參數(shù)的改動(dòng)的原則下，得到活塞環(huán)組開(kāi)口間隙的一個(gè)最優(yōu)解為頂環(huán)開(kāi)口間隙 0.42 mm，二環(huán)開(kāi)口間隙0.48 mm，對(duì)應(yīng)油環(huán)開(kāi)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(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)竄氣量的影響較小，不同配缸間隙下發(fā)動(dòng)機(jī)竄氣量變化范圍較小，未顯示出明顯規(guī)律；配缸間隙通過(guò)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(dǎo)致潤(rùn)滑油消耗量逐漸增大，最大增幅為7.54%。

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

(3)響應(yīng)曲面優(yōu)化分析結(jié)果說(shuō)明：頂環(huán)、二環(huán)對(duì)竄氣量和潤(rùn)滑油消耗影響顯著，油環(huán)開(kāi)口間隙對(duì)竄氣量和潤(rùn)滑油消耗影響微弱。頂環(huán)及二環(huán)的開(kāi)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(kāi)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(jì)方法對(duì)不同開(kāi)口間隙下竄氣量進(jìn)行優(yōu)化，基于設(shè)計(jì)因子的實(shí)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(shí)活塞環(huán)頂環(huán)開(kāi)口間隙0.42 mm，二環(huán)開(kāi)口間隙0.48 mm，對(duì)應(yīng)油環(huán)開(kāi)口間隙為0.50 mm，竄氣量為13.11 L/min。