活塞环和气缸套表面形貌对润滑性能的影响

孔令春,白书战,李国祥

(山东大学能源与动力工程学院,山东 济南 250061)

柴油机含有多种摩擦副,各个摩擦副的运行情况不仅影响着柴油机的燃油经济性和动力性,也影响着发动机的使用寿命。有研究表明[1-3],活塞-缸套作为发动机中最为重要的摩擦副,所产生的摩擦损失占发动机摩擦损失的30%～35%[4-5],所以降低活塞-缸套摩擦副的摩擦损失对节能减排、提升发动机效率有重要的作用。活塞环组的主要作用是密封和均布缸套表面润滑油,活塞环组在缸套内的运动对最小油膜厚度、润滑油消耗量和摩擦损失都有重要的影响[6-7]。在加工过程中活塞环和缸套表面不可能是绝对光滑的表面[8],活塞环、缸套表面会因为加工方式的不同产生不同的粗糙度方向和大小不一的微凸体,不同粗糙度方向和微凸体的存在会对油膜分布产生影响,进而影响摩擦功耗,同时也会因为微凸体的存在产生窜气的现象[9-11],使柴油机的热效率受到影响。因此,必须针对活塞环和缸套表面形貌对柴油机润滑和密封的影响进行研究,减小摩擦功耗和窜气量。

缸套、活塞环工作环境十分恶劣,需要考虑的因素十分繁杂,润滑状况频繁变化,许多非线性多模型耦合分析逐渐成为研究活塞环、缸套摩擦润滑特性的主要方式[12]。佟德辉[13]等在MATLAB语言环境中研究了缸套表面不同织构密度对活塞环-缸套润滑摩擦特性的影响,并通过试验进行了验证;段京华[14]等通过试验证明表面形貌对柴油机活塞环和缸套摩擦学性能有影响;吴后吉[15]等在MATLAB语言中建立了柴油机活塞环动压润滑计算模型,分析了缸套表面形貌对活塞环润滑性能的影响。

上述研究主要针对缸套内壁面和活塞环表面结构进行单一的分析,且只针对单一工况。为了更加全面地考虑表面形貌、运行工况对发动机润滑特性的影响,基于某4缸柴油机通过AVL EXCITE对活塞环和缸套不同工况进行数值模拟计算,并在此基础上综合考虑缸套内壁面和活塞环表面加工所产生的粗糙度方向及大小的不同对润滑特性的影响,为降低活塞环、缸套摩擦损失提供理论支持。

1 基本理论

1.1 平均Reynolds方程

采用Patir和Cheng[16]提出的平均雷诺方程和动压润滑理论进行计算：

(1)

1.2 活塞环受力分析

活塞环受力分析如图1所示,活塞环受到气体力、摩擦力、油膜施加的压力、活塞环自身弹力等多种力的作用,分别存在径向和轴向两个方向的平衡方程。

活塞环轴向平衡方程：

Fcontac_ax=Fmas_ax+Fgas_ax+Ffric_ax+Fbend。

(2)

式中：Fcontac_ax为活塞环与缸套接触力的轴向分力;Fmas_ax为活塞环质量力;Fgas_ax为气体力的轴向分力;Ffric_ax为环和缸套的轴向摩擦力;Fbend为环自身的弯力。

活塞环径向平衡方程：

Fcontac_rad=Fgas_rad+Ftension+Ffric_rad。

(3)

式中：Fcontac_rad为环和缸套接触力的径向分力;Fgas_rad为气体力的径向分力;Ftension为活塞环自身的弹力;Ffric_rad为活塞环径向摩擦力。

图1 活塞环受力分析

1.3 活塞环-缸套接触模型

以Greenwood和Tripp[17]提出的微凸体接触模型为基础,建立活塞、缸套表面微凸体之间的接触模型：

(4)

(5)

式中：Pa为接触面的压力;ηs为微凸体密度;βs为粗糙峰曲率半径;σ为综合粗糙度;E为当量弹性模量;H为膜厚比。

根据Peklenik[8]的观点定义粗糙度的方向：

(6)

式中：λx和λy分别为沿轴向和径向的粗糙度特征长度。

表面粗糙度方向如图2所示[19],γ<1代表粗糙度方向和运动方向垂直,为方便对比,取γ=0.2进行相关研究;γ=1代表材料表面为各向同性的粗糙度方向,取γ=1进行相关研究;γ>1代表粗糙度方向平行于运动方向,取γ=5进行相关研究。

图2 表面粗糙度方向[19]

压力流量系数和剪切流量系数需考虑表面粗糙度方向的影响,压力流量系数具体公式如下：

(7)

式中：φx和φy分别为x和y方向上压力流量系数;C,r均为常数;H为膜厚比。

剪切流量系数公式如下：

(8)

式中：σr和σl分别为活塞环、缸套表面粗糙度;γr和γl分别为活塞环、缸套表面粗糙度方向。Φs计算公式如下：

(9)

式中：A1,A2,a,b,c均为常数。

1.4 漏气模型

活塞环组与缸套漏气通道如图3所示,缸内气体主要通过活塞环与缸套内壁面、活塞环与活塞之间的缝隙逃逸到曲轴箱内。

漏气量、漏气压力的计算使用由张勇等[18]提出的一种串联节流简化模型,此模型将气体在活塞环的流动区域划分为环背、环间两个部分,将环顶面缝隙、环底面缝隙和环表面与缸套内壁面之间的缝隙简化成三个节流阀。

节流模型示意图如图4所示,相邻两个区域之间的气体的质量流量为

(10)

图3 活塞环组与缸套漏气通道

图4 节流模型示意图

2 计算模型的建立与验证

2.1 计算模型的建立

以某4缸柴油机第三缸为研究对象,按照计算建模流程(见图5)对活塞环-缸套建立润滑摩擦仿真模型(见图6),具体步骤如下：

1) 按照实际模型参数在三维建模软件中进行建模,活塞及其相关环、槽部位均按照实际模型进行建造,以保证计算的准确性;

2) 通过一维仿真软件AVL-BOOST根据发动机实际运行参数计算得到缸内压力、传热系数、燃气温度等参数;

3) 将步骤2所得到的参数作为ABAQUS的热边界条件,计算得到活塞-缸套温度分布、缸套热变形和活塞刚度,以上具体计算步骤可参考文献[12];

4) 将发动机工作过程中的转速、润滑油牌号、负荷等参数(见表1)和缸套、活塞、活塞环等结构参数输入AVL-PR软件作为全局参数,再将步骤3得到的缸套径向变形量、缸套温度等作为边界对软件进行设置;

5) 通过调整转速、活塞环-缸套接触面粗糙度方向以及表面粗糙度大小等定性地分析以上变量对活塞环-缸套润滑特性的影响。

图5 计算建模流程

图6 活塞-活塞环-缸套计算模型

表1 柴油机相关参数

2.2 模型验证

受限于现阶段测试技术的不足,通过试验手段验证仿真模型有一定的难度。为了验证计算模型的准确性,取文献[12]中的发动机各项数据,分别用新旧两个模型进行计算,求出各自热变形边界条件,并与活塞-缸套计算模型耦合计算,得到如图 7所示两个模型仿真结果。由图7可知,新建立的模型除上止点、下止点处都展现了良好的拟合性,在上下止点出现较大波动的原因可能是在进行有限元计算确定热变形和活塞-缸套温度场时,由于划分网格以及获取的热边界不能保证完全一致,导致温度场和热变形等条件不能完全相同,所以在润滑条件不好的上止点、下止点处出现波动,但误差控制在8%以内,验证了现有模型的可靠性和准确性。

图7 新旧模型结果对比

3 仿真计算结果和分析

第一道和第二道活塞环主要起到密封的作用,其中以第一道气环为主,第二道气环为辅。第一道活塞环密封效果很大程度上也决定了发动机工作过程中的漏气量,本研究主要就第一道活塞环润滑特性进行分析。

3.1 不同工况下的润滑特性

针对柴油机不同转速进行分析,缸套表面粗糙度σl=0.4 μm,第一道气环的表面粗糙度σr=0.4 μm,活塞环和缸套表面都设置为γ=1。结果如图8所示。伴随着转速的增加,第一道气环的摩擦损失显著增加,除TDC(上止点)外,最小油膜厚度也有一定的增大。当转速增大时,活塞环摩擦副相比低速时油膜剪切速度明显变快,从而导致摩擦损失功增加。在接近上止点位置摩擦损失和最小油膜厚度都经历了较大的变化,究其原因,在TDC位置油膜厚度出现最小值,使得固体壁面出现微凸体接触现象,因此产生较大的摩擦力,摩擦功耗也因此剧烈变化。由于3 000 r/min工况下活塞环组和缸套之间润滑状况较差,因此以下工作都围绕3 000 r/min工况进行。

图8 转速对活塞环润滑特性的影响

3.2 表面粗糙度方向对润滑特性的影响

将发动机转速固定在3 000 r/min,同时保持活塞环和缸套表面粗糙度大小不变,研究粗糙度方向对润滑性能的影响。由于表面粗糙度方向作用效果和表面粗糙度大小有关,为了单独考量粗糙度方向对润滑特性的影响,为活塞环和缸套选取相同的粗糙度,取值为0.4 μm。活塞环和缸套表面粗糙度方向的值分别取0.2,1,5,对不同粗糙度方向组合进行润滑特性分析。具体结果如图9和图10所示。

图9 表面粗糙度方向对窜气量的影响

如图9所示,活塞环为横向粗糙度方向时所产生的窜气量比活塞环为纵向时产生的窜气量要小,这说明在接触表面粗糙度数值相同的情况下,活塞环为横向粗糙度有利于降低窜气量,当与缸套纵向粗糙度相配合时窜气量最小为0.000 1 kg/s。主要是因为横向粗糙度能够使润滑油更有效地附着在活塞环表面,而缸套竖向粗糙度与活塞运动方向一致,使得活塞油环能够更好地起到对缸套表面均布润滑油的作用,对润滑油的流动更加有利,进而达到降低窜气量的效果。

由图10可知,当缸套粗糙度方向为纵向时所产生的摩擦功耗比横向时有明显的降低,这说明缸套粗糙度方向为纵向有利于降低摩擦功耗,当与活塞环横向粗糙度方向配合使用,此时的平均摩擦功耗最小,为85.3 W。这是因为活塞环为横向粗糙度和缸套为纵向粗糙度的组合有利于润滑油的均布,环组表面能够存储更多的润滑油,不至于在接触表面出现贫油润滑现象,从而能够避免增大摩擦功耗。

图10 表面粗糙度方向对摩擦功耗的影响

3.3 表面粗糙度大小对润滑特性的影响

在实际生产过程中,活塞组-缸套表面会产生凹凸峰,而这些凹凸峰在宏观表现为表面粗糙度,其对活塞环-缸套的润滑特性也有很大的影响,因此研究表面粗糙度对活塞组-缸套润滑特性的影响也是十分有必要的。分别选取不同σl和σr组合进行分析对比,来确定不同粗糙度组合对活塞组-缸套之间的润滑特性的影响。

分别进行两组仿真试验：取σl=0.4,σr分别取0.4,0.8,1.0;取σr=0.4,σl分别取0.4,0.8,1.0 。两组试验所采用的活塞环、缸套表面粗糙度方向均为各向同性,具体仿真结果如图11和图12所示。

图11 活塞环粗糙度对润滑特性的影响

图12 缸套粗糙度对润滑特性的影响

由图11a所示,当σl固定,摩擦功耗随着σr的增大而增大,其中当σr从0.4增大到0.8时,在上止点处,摩擦功耗增长迅速,而当σr从0.8增大到1.0时,摩擦功耗的增长放缓。这是因为,当接触表面粗糙度逐渐加大后,由于表面凹凸峰密度增大,凹凸峰会破坏已经分布均匀的油膜,导致润滑性能下降,摩擦功耗增加;而当两个表面粗糙度差距继续增大,凹凸峰之间的接触面积减小,间隙增大,使得摩擦功耗增长趋缓。由图11b所示,当σl固定,在上止点附近,漏气量随着σr的增大呈现先增大后减小的趋势。究其原因,当σr和σl相差不大时,凹凸峰缝隙较小,存储润滑油能力不足,在上止点处容易形成空隙,从而使漏气量增大;而当σr增大到一定程度后,与σl相差较大,此时凹凸峰缝隙之中就能存储更多的润滑油,从而在一定程度上提高密封性能,减少漏气。

如图12所示,当活塞环粗糙度为定值时,考察缸套粗糙度对润滑特性的影响。由图12a可知,当缸套粗糙度逐渐增大时,摩擦功耗随着缸套摩擦粗糙度的增加而增加;由图12b可知,当缸套粗糙度逐渐增加时,漏气量的变化趋势是先增大后减少。摩擦功耗和漏气量随缸套粗糙度的变化趋势与前述随活塞环粗糙度的变化趋势一致,原因分析同上。

如图13所示,当接触表面综合粗糙度相等时,最小油膜厚度曲线基本重合,这就意味着接触表面的润滑特性与其综合粗糙度的大小有关。在综合粗糙度一定的情况下,单个表面粗糙度改变不会对接触面的润滑特性有较大的影响;当综合粗糙度增大时,最小油膜厚度也相应有所增加,润滑性能有所提升。

图13 综合粗糙度大小对最小油膜厚度的影响

如图14所示,摩擦功耗会随着综合粗糙度的增大而增大。当接触表面综合粗糙度相等时,相较于缸套表面粗糙度大于活塞环表面粗糙度的组合,缸套表面粗糙度小于活塞环表面粗糙度的组合的摩擦功耗更大。因此,在选择缸套和活塞环组合时,要尽量选择缸套粗糙度大于活塞环粗糙度的组合,这样可以在保证润滑性能相差无几的情况下,损失的摩擦功耗相对较低。

图14 综合粗糙度大小对摩擦功耗的影响

4 结论

a) 当柴油机转速升高时,最小油膜厚度增加,但随着转速升高,剪切油膜速度显著增大,随之带来的是摩擦功耗升高,影响发动机热效率;

b) 当不同粗糙度方向的组合应用到缸套和活塞环表面时,活塞环表面为横向粗糙度时比活塞环为竖向粗糙度时密封效果要好,而缸套粗糙度为竖向较缸套粗糙度为横向时摩擦功耗也有所降低,所以在缸套和活塞环选用时,应选择活塞环为横向粗糙度和缸套为纵向粗糙度的组合,可以达到同时减小窜气量和摩擦功耗的作用;

c) 当表面粗糙度方向为各向同性时,摩擦功耗随着表面粗糙度的增加而增加,但当表面粗糙度增加到一定程度时,摩擦功耗的增长会放缓;而窜气量则会随着表面粗糙度的增加先增大后减小;

d) 当缸套和活塞环接触面综合粗糙度一致时,最小油膜厚度曲线近乎重合,说明润滑性能和接触面的综合粗糙度有关,和缸套活塞环表面各自粗糙度相关性不大;最小油膜厚度随着综合粗糙度的增加而增大,润滑性能有所提升;在相同的综合粗糙度下,当选取缸套粗糙度大于活塞环粗糙度的组合时,此时润滑性能不变,而摩擦功耗有一定程度的降低。