内燃机活塞裙部润滑仿真分析

陶鑫 林杰

摘要：本文以活塞—缸套这对摩擦副为研究对象，建立了活塞裙部混合润滑的数学模型。该模型考虑了活塞二阶运动、润滑表面粗糙度等因素对润滑的影响，结合运动方程和平均雷诺方程，可以计算表征活塞与缸套间润滑性能的包括摩擦力及摩擦功耗在内的各参数在各曲柄转角下的值，比较全面地反映了活塞裙部的润滑状态。基于数学模型，编制了FORTRAN程序，并进行了算例计算。

关键词：活塞裙部；润滑；二阶运动；仿真

中图分类号：U664.121文献标识码：A

A lubrication simulation for piston skirt

TAO Xin , LIN Jie

( CSSC Huangpu Wenchong Shipbuilding Company Limited,Guangzhou 510700 )

Abstract: In this thesis, a mathematical model for the piston skirt in mixed lubrication was established by studying the pair friction of the piston skirt and cylinder. It considered the effects of surface roughness and secondary motion of piston skirt on lubrication. Based on the equation of motion and the Average Reynolds Equation, the parameters, such as the friction force, friction loss and so on, that reflect lubrication status, could be calculated as functions of crack angle under engine running conditions. Then, a corresponding computer program was developed by FORTRAN language, with which an example computation was carried on.

Key words: piston skirt; lubrication; secondary motion; simulation

1前言

内燃机工作时，燃烧室的气体压力推动活塞沿缸套轴线方向往复运动的同时，由于侧向力的作用，会在连杆平面内做微小的摆动和平动，即二阶运动。在此过程中形成了活塞裙部—缸套这对摩擦副，它是发动机机械损失的主要来源。另外，二阶运动也对内燃机的振动、噪声和使用寿命都有直接的影响。

因此，通过合理的布置活塞裙部与缸套间的油膜，提高其间的润滑性能，对降低发动机的机械损失及减轻活塞对缸壁的冲击都有实际意义。

2数学模型

2.1 活塞二阶运动方程

考察活塞连杆机构的往复运动，活塞系统几何尺寸以及作用在活塞上的力和力矩，如图1所示。活塞沿气缸往复运动的位置、速度和加速度皆可表示为曲柄转角的函数。在垂直于活塞销的平面内，作用在活塞上的力和力矩将引起活塞在缸套内作微小的平动和转动，由此而产生的活塞裙部顶端和底端的偏心矩表示为et和eb。在这些力和力矩中，FG是由燃烧室中气体压力产生的作用在活塞系统上的力；F是作用在活塞裙部主、副推力侧的压力；M是活塞裙部受的压力对活塞销中心的力矩；-F1c和-F1P分别为活塞往复运动引起的活塞惯性力和销惯性力；FIC、MIC和FIP分别为活塞二阶运动引起的活塞惯性力、惯性力矩和销惯性力；-F为连杆作用在活塞上的力，其方向始终沿连杆长度方向。

由力平衡及力矩平衡经整理后，获得活塞运动的动力学方程：

（1）

式中：mpis、mpin-活塞、活塞销质量；

L—活塞裙部长度；

a—活塞裙顶部至活塞销的距离；

b—活塞裙顶部至活塞重心的距离；

Ipis—活塞绕销的转动惯量；

Fh、Ffh—由流体动压引起的作用在活塞裙部上的压力和摩擦力；

Fc、Ffc—由润滑表面微凸体接触引起的作用在活塞裙部上的压力和摩擦力；

Mh、Mfh—由流体动压引起的压力和油膜切应力对活塞销中心处的力矩；

Mc、Mfc—由润滑表面微凸体接触引起的接触压力和摩擦力对活塞销中心处的力矩；

φ—连杆摆角。

2.2混合润滑模型

考虑到粗糙度对润滑的影响，假设润滑油是不可压的，采用Patir和Cheng提出的平均流量模型[1]计算流体压力，平均雷诺方程如下：

（2）

式中：ph-流体压力；

μ-润滑油动力粘度；

V-活塞往复运动速度；

t -时间；

φx、φy-压力流因子；

φs-剪切流因子；

σ1、σ2—缸套与活塞表面粗糙度均方根值；

h—名义油膜厚度；

ht—实际油膜厚度的均值[2]，忽略气穴作用，这里采用Reynolds边界条件。

当活塞处于任一位置et 、eb时，活塞裙部（y，θ）处油膜厚度可表示为：

（3）

式中：C是缸套与活塞的配缸间隙；f（y, θ)是活塞裙部的轮廓型线；L为活塞裙部长度； a是承载区夹角（如图2）。

图2活塞裙部润滑边界条件示意图

采用J.A.Greenweed和J.H.Tripp提出的粗糙表面接触理论，计算出混合润滑时微凸体接触压力[3]：

（4）

式中：η-峰元密度，个/m2；

β-峰元曲率半径，m ；

E' -复合弹性模量；

E1、E1-活塞裙部和缸套表面材料弹性模量，

v1、v2-活塞裙部和缸套表面材料泊松比。

3算例及结果分析

本文对某实际发动机活塞裙部润滑性能进行了仿真分析，活塞裙部线型为直线，输入参数见表1。

表1输入参数

图3是测得该内燃机一工作循环的气缸压力曲线。

图3气缸压力曲线

图4活塞裙部上、下端偏离中心线的位移

图5油膜压力曲线

图6活塞侧推力曲线

图7微凸体作用压力曲线

图8摩擦功耗曲线

图4给出了一个循环周期下活塞裙部的二阶运动轨迹，在90o~120o范围内活塞出现较大的偏移。

图5和图6分别是活塞裙部油膜承载压力和活塞侧推力，它们趋势基本一致，在360o附近，受燃气压力和惯性力等作用，油膜压力也急剧升高直到最大值。

图7是工作过程中活塞与缸套间微凸体接触压力，可见，只有在90o~120o范围内发生了微凸体接触，这跟二阶运动有很大关系，此时由于活塞偏移较大，主推力侧油膜厚度较小，部分区域小于临界值，发生微凸体接触，对缸壁造成冲击。

图8是活塞裙部与缸套间摩擦功耗曲线，最大值超过了1 200 W。

4结论

本文以活塞裙部和缸套这对摩擦副为研究对象，结合活塞裙部与缸套间的流体动力润滑理论和活塞的力平衡方程建立了活塞裙部混合润滑模型， 采用平均流量方程．考虑表面粗糙度等因素的影响，克服了光滑表面模型的不足，使分析结果更为准确可靠。

活塞的参数设计是一个非常复杂的问题，如何解决结构参数之间的相互协调问题，以及确定一个合理的评价指标都是值得进一步研究的。

参考文献

[1] Patir N, Cheng H S. An Average Flow Model for Determining Effect of Three

Dimensional Roughness On Partial Hydrodynamic Lubrication [ J] . ASMEJLubri

Tech, 1987, 100( 1):12-17.

[2] 程方启. 研究内燃机活塞环一缸套润滑的分析与研究[D]. 济南: 山东大学,

2005.

[3] 杨梭伟. 内燃机活塞裙部的摩擦学研究[D]. 上海:上海交通大学, 2003.

作者简介：陶鑫（1987-），男，助理工程师。主要从事船舶质量检验工作。

林杰（1988-），男，助理工程师。主要从事船舶质量检验工作。

收稿日期：2013-12-25