基于GT-Suite的活塞环-缸套摩擦特性研究

刘建敏，康琦，王普凯，刘艳斌，何盼攀

(陆军装甲兵学院车辆工程系，北京 100072)

活塞环是柴油机工作条件最为苛刻的零件之一，它不仅承受高温、高压气体的作用，而且在缸套中作高速往复滑动，限制了重型柴油机向高功率、高密度方向发展。活塞环-缸套摩擦副是柴油机的典型摩擦副，直接影响整机的工作性能。因此，研究活塞环-缸套摩擦特性对于提高柴油机的可靠性和使用寿命具有指导意义。国内外学者[1-8]对活塞环-缸套的摩擦、磨损和润滑方面进行了深入研究，分析模型中涵盖了动力学、摩擦、结构参数、摩擦副表面形貌、润滑油、非轴对称性等因素。

本研究综合考虑了缸套和活塞环的变形、接触面表面粗糙度和活塞环燃气泄漏等因素，利用GT-Suite软件建立了活塞环-缸套摩擦模型，将摩擦、润滑和动力学行为耦合起来。通过建立精确模型来研究标定工况下活塞环-缸套摩擦特性规律，并进一步分析了油温、转速对其摩擦特性的影响规律。

1 理论分析

1.1 活塞环动力学分析

1.1.1活塞环力平衡分析

忽略活塞环与环槽之间的摩擦力，则活塞环径向受力[4]见图1。

图1 活塞环受力示意

由于活塞环的径向位移可忽略不计，则活塞环径向受力平衡方程式为

(1)

式中：Wr为活塞环自身弹力；p1为活塞环侧方气体作用力；Wf为油膜反力；WA为峰元载荷。

轴向受力平衡方程式为

FA+FH=R。

(2)

式中：FA为峰元摩擦力；FH为流体摩擦力；R为活塞环与环槽间的作用力。

1.1.2活塞环力矩平衡分析

活塞环截面在工作期间可能会经历高达0.5°～1.0°的环形扭曲，这改变了环面的“有效”轮廓，对活塞环-缸套间的油膜厚度和摩擦产生影响。为了描述此状况，通过活塞环截面上力矩平衡来计算活塞环扭曲，活塞环受到的力矩[8]见图2。

图2 活塞环力矩示意

(3)

1.2 活塞环-缸套间流体动力润滑分析

对于活塞环与缸套间表面峰元的相互作用，采用Patir和Cheng提出的二维平均Reynolds方程平均流量理论[9]，在活塞环轴向长度上利用有限差分法，求得流体摩擦力FH。

活塞与缸套两粗糙表面间的流体动压作用力为

(4)

式中：ph为平均流体压力；σ为两粗糙表面综合粗糙度；U为活塞轴向运动速度；h为名义油膜厚度；hT为实际油膜厚度；Φx和Φy为压力流量因子；μ为动力黏度；t为时间；Φs为剪切流量因子。

其中，润滑油的动力黏度μ采用Sloote黏-温方程来确定：

(5)

式中：t为润滑油温度；ρ为润滑油密度。

流体动压作用引起的剪切力τ和流体动力摩擦力F为

(6)

Fh=R∬Aτ(θ,y)cosθdθdy。

(7)

式中：φf，φfs和φfp为剪切压力因子；τ(θ,y)为活塞轴向和周向剪应力函数。

1.3 微凸体弹性接触分析

由于粗糙接触面总是存在着一层薄剪切油膜，采用Greenwood和Trip提出的粗糙表面接触理论[10]，求得峰元摩擦力FA。

假定表面高度为高斯分布，则在弹性变形条件下，活塞环-缸套单位圆周上的峰元载荷为

(8)

(9)

式中：η为粗糙表面峰元密度；β为峰元峰顶曲率半径；Aa为名义接触面积；d为两表面距离(名义油膜厚度)；E′为两表面的综合弹性模量；F5/2和F2为Fn方程型。

当活塞环与缸套表面发生接触时，峰元剪切力τα和峰元摩擦力FA为

τα=τ0+αpα,

(10)

(11)

式中：τ0和α为与润滑剂有关的常数；pα为微凸体间接接触压力。

1.4 活塞环弹力分析

活塞环弹力在实际工作过程中受到活塞环和缸套变形、油膜厚度、位置等因素的影响，为了得到更准确的活塞环-缸套摩擦特性，需要得到活塞环的瞬时弹力。

Tr=T0+K(R0+ΔRtex-Rb-
ΔRbd(Xr)+h0(t)),

(12)

(13)

Xr(t)=Xp(t)+Xrp。

(14)

式中：Tr为活塞环瞬时弹力；R0为活塞环参考半径；T0为活塞环半径为R0时弹力；K为活塞环刚度；Rb为缸套参考半径；ΔRtex为活塞环热变形量；ΔRbd(Xr)缸套热变形量；h0(t)为活塞环-缸套瞬时最小油膜厚度；Rf为活塞环自由半径；Xr(t)为活塞环实时位置;Xp(t)为活塞销位置；Xrp活塞环在活塞上的位置。

2 模型建立

本研究针对柴油机活塞环-缸套摩擦特性进行分析研究，建立的模型主要包括柴油机工作过程模型和单缸活塞环-缸套摩擦模型，柴油机工作过程模型为摩擦模型提供边界条件。

2.1 柴油机工作过程模型

应用GT-Power软件建立了某柴油机一侧气缸排的工作过程模型，计算得到缸内燃气压力和缸套内壁温度分布情况，以此作为摩擦模型边界条件。该柴油机的主要结构参数和部分性能指标见表1。

表1 柴油机结构参数及性能指标

2.2 活塞环-缸套摩擦模型

活塞环-缸套摩擦模型为三环设计，其中两个气环一个油环。利用GT-Power软件建立了柴油机单缸活塞环-缸套摩擦模型。

柴油机单缸活塞环-缸套结构参数和部分性能指标见表2。

表2 活塞环-缸套结构参数及性能指标

活塞环-缸套摩擦模型边界条件为缸内燃气压力、缸套内壁温度分布，通过GT-Power软件计算得到标定工况下缸内燃气压力和缸套内壁温度分布。参考相关文献[4]活塞环组漏气分析法，第一环气体压力为缸内燃气压力；在活塞环开口间隙节流作用下，第一环和第二环间气体压力为缸内燃气压力1/5左右，且最高压力值所处位置发生了推迟；经过两道气环密封之后，第二环和油环间的漏气量较小，其气体压力不予考虑。活塞环-缸套摩擦模型的边界条件见图3和图4。

图3 活塞环处气体压力

图4 气缸内壁温度分布

3 计算结果及分析

通过GT-Suite软件对标定工况下润滑油温为80 ℃时活塞环-缸套摩擦特性进行仿真分析，分别得到3道活塞环的摩擦特性。

3.1 油膜压力和厚度

3道活塞环处最大油膜压力、油膜厚度见图5和图6。

图5 活塞环处油膜最大压力变化规律

从图5可以看出，活塞环最大油膜压力一般比活塞环间气体压力大，这是由于油膜的收敛作用，导致收敛区内油膜压力升高；第一环和第二环的最大油膜压力较大且变化梯度较大，最大值出现在压缩上止点附近，而油环最大油膜压力较小且呈较为平均的周期性变化，这是由于第一环和第二环间的气体压力对油膜压力起主要作用，经过前两道活塞环密封后油环间的气体压力急剧变小，油环的弹力和运动规律对油膜压力起主要作用。

图6 活塞环处油膜厚度变化规律

从图6可以看出，在一个活塞行程中，三道活塞环的最小油膜厚度出现在0°，180°，360°和540°附近，这些位置正好对应活塞环运动的上下止点，这是由于此时活塞运动速度很低，导致润滑油黏度较低；在一个活塞行程中，活塞环位于气缸中部时油膜厚度最大，这是由于根据动压润滑理论，速度越高润滑油黏度越高，其油膜厚度也就越厚，此时活塞环速度达到最大值，油膜厚度也到达最大值；在做功行程(0°～180°)和压缩行程的后段(-80°～0°)，上止点油膜厚度最小，说明气体压力对油膜厚度影响较大。从图8还可以看出，最小油膜厚度由小到大依次为第二环、第一环、油环，这是由于第一环和第二环所处位置不利于润滑，在活塞下行时通过油环刮油效能使得两道气环得到润滑，活塞上行时第一环运动在最前面，最先获得润滑油，润滑条件充分，第二环经过第一环的刮油之后获得的润滑油量减少，产生的油膜厚度较小。

3.2 摩擦力和摩擦功耗

3道活塞环处摩擦力以及摩擦功耗见图7至图9。

从图7可以看出，第一环最大摩擦力明显比第二环和油环高，第二环最大摩擦力比油环稍高。对于第一环，最大摩擦力为149.423 N，出现在11.4°处，与最大油膜压力和最小油膜厚度所在的位置相对应，这是由于在压缩冲程和做功冲程时气体压力对其影响较大，在其他冲程活塞环弹力和运动规律对其影响较大；对于第二环，最大摩擦力为17.673 N，出现在56.2°处，最大摩擦力与其他冲程最大摩擦力相当，在整个循环过程呈周期性变化，这是由于第二环处气体压力较小；对于油环，最大摩擦力为7.983 N，在整个循环过程呈周期性变化，4个极点处的摩擦力基本相等，这是由于在整个循环过程中主要受油环弹力和运动规律影响。

图7 活塞环处摩擦力变化规律

图8 活塞环处峰元摩擦力变化规律

从图8可以看出，第一环和第二环的峰元摩擦力主要集中发生在燃烧上止点附近，此时摩擦力的数值明显高于其他时刻；油环的峰元摩擦力在整个循环过程中几乎为0，这是由于油环的润滑状况良好、油膜较厚。

图9 活塞环处摩擦功耗变化规律

从图9可以看出，第一环最大摩擦功耗明显比第二环和油环高，第二环最大摩擦功耗比油环稍高。对于第一环，摩擦功耗最大值为1 096.86 W，出现在69.3°处，与最大摩擦力出现的位置相比稍有滞后，这是摩擦力和速度共同作用的结果，此外，压缩冲程和做功冲程摩擦功耗明显比其他冲程高，排气冲程和进气冲程摩擦功耗相当；对于第二环，最大摩擦功耗为336.13 W，变化规律与摩擦力规律相对应，压缩冲程和做功冲程摩擦功耗比其他冲程稍高，排气冲程和进气冲程摩擦功耗相当；对于油环，最大摩擦功耗为161.21 W，在整个循环过程呈较为均匀的周期性变化。

3.3 活塞环扭曲角

3道活塞环的扭曲角见图10。从图10可以看出，第一环和第二环扭曲角明显比油环大，尤其是在做功冲程，最大扭曲角与缸内气体压力最大时刻相对应，这是由于此阶段缸内气体压力大导致气体力矩变大，进而导致扭曲角变大。第一环和第二环扭曲角在其他3个冲程较为平均，油环的扭曲角在整个循环过程呈周期性变化且较为平均，活塞环的扭曲角方向同活塞运动方向相反；活塞环的扭曲角越大，对应的摩擦力和油膜厚度越小，越不利用润滑，这是由于活塞环扭曲导致活塞环与缸套接触面减少，进而导致压力增大、油膜厚度减小。

图10 活塞环扭曲角变化规律

通过仿真结果还可以看出，第一环工作环境最为恶劣，润滑条件较差、磨损量大、热负荷大，应该在设计时加以重视。

4 油温对摩擦特性的影响

通过对柴油机标定工况下活塞环-缸套摩擦特性的分析研究发现，润滑油的状态对于摩擦特性有很大影响，而在实际工作过程中油温还受到冷却系统的影响。因此，本研究为了进一步了解油温对摩擦特性的影响，分别计算油温为60，70，80， 90，100 ℃时第一环的摩擦特性(见图11至图14)。

图11 油温对第一环油膜厚度的影响

图12 最小油膜厚度随润滑油温度变化情况

从图11和图12可以看出，不同油温下第一环油膜厚度变化趋势是相似的，油温越高油膜厚度越小，这是由于随温度的升高润滑油黏度明显降低，随着油温升高，最小油膜厚度呈现大幅度的下降，但降幅逐渐减小。油温从80 ℃升到100 ℃，最小油膜厚度减少28.7%，可见油温对于油膜厚度影响较大；同时随着油温升高，最小油膜厚度减小，活塞环-缸套摩擦形式处于混合润滑与边界润滑的概率增加，不利于润滑。

图13 油温对第一环摩擦功耗的影响

图14 摩擦功耗随润滑油温度变化情况

从图13和图14可以看出，不同油温下第一环摩擦功耗变化趋势是相似的，油温越高摩擦功耗越少，这是由于随温度的升高，润滑油黏度降低导致流体摩擦力明显降低。随着油温升高，最大摩擦功耗显著降低，但降幅逐渐减小。油温从80 ℃升到100 ℃，最大摩擦损耗减少41%，平均摩擦损失减少37.3%，可见油温对于摩擦功耗影响是显著的。

从图11至图14可以发现，油温下降虽然有利于活塞环-缸套的润滑，但是会导致摩擦功耗增大，同时油温过高导致油膜厚度减小，影响润滑效果，甚至会出现干摩擦现象。参考相关文献[3]的最小安全油膜厚度计算方法，活塞环处最小安全油膜厚度为3.2 μm。综合考虑油温对油膜厚度和摩擦功耗的影响，润滑油温度为80～90 ℃时活塞环-缸套摩擦特性较为理想。

5 转速对摩擦特性的影响

通过上述分析研究发现，活塞环运动速度对其摩擦特性影响很大，因此，为了进一步研究运动速度对其影响程度，分别计算发动机转速为2 000，1 800，1 600，1 400 r/min时第一环的摩擦特性。

从图15和图16可以看出，不同转速下第一环油膜厚度变化趋势是相似的，转速越高油膜厚度越大，但是影响程度不大，这是由于根据动压润滑理论可知，转速增加导致润滑油黏度提高。

图15 转速对第一环油膜厚度的影响

图16 最小油膜厚度随转速变化情况

从图17和图18可以看出，不同转速下第一环摩擦功耗变化趋势是相似的，转速越高摩擦功耗越多，这是由于单位时间内转速越高活塞环运动距离越长。同时转速变化对压缩冲程和做功冲程的摩擦功耗影响较为显著。

图17 转速对第一环摩擦功耗的影响

图18 摩擦功耗随转速变化情况

6 结论

a) 第一环和第二环的最大油膜压力较大且变化梯度大，最大值都出现在压缩上止点附近，而油环的最大油膜压力较小且相对平均;第一环的摩擦力和摩擦功耗较大且在做功冲程和压缩冲程中变化较大，而第二环和油环的摩擦力和摩擦功耗较小且4个极点处摩擦特性基本相等,因此第一环工作环境最为恶劣,润滑条件较差、磨损高、热负荷大，应该在设计和使用时加以重视;

b) 不同油温条件下，活塞环的摩擦特性的变化趋势是相似的，但对其摩擦特性有显著影响;随着油温的升高，油膜厚度显著减少的同时摩擦功耗显著减少,综合考虑油温对油膜厚度和摩擦功耗影响，认为油温在80～90 ℃范围时最小油膜厚度和摩擦功耗较为理想，这为润滑油冷却系统的匹配提供一定参考;

c) 不同转速条件下，活塞环的摩擦特性的变化趋势是相似的,随着转速的提高，油膜厚度增加，同时摩擦功耗增加，转速对油膜厚度影响较小，对摩擦功耗有显著影响。

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