發動機氣缸套磨損狀態的預測*

李正守，郭立新

(東北大學機械工程與自動化學院，沈陽 110004)

前言

氣缸套是內燃機中的重要零件。內燃機高速運轉時，氣缸套和活塞環是在高溫、高壓、交變載荷和腐蝕的環境下工作的一對摩擦副。長期工作在復雜多變的環境會造成氣缸套磨損變形，壽命縮短。延長氣缸套的使用壽命，也就是延長內燃機的使用壽命。探討氣缸套的磨損規律必須與活塞環聯系在一起［1］。

長期以來，在氣缸套定性研究方面做得較多，而定量研究較少，這是因為氣缸套的磨損是個非常緩慢而細微的過程，計算與測量都比較困難。隨著研究的逐步深入，對氣缸套磨損進行必要的精確計算和精密測量變得日益重要［2］。

理論分析與試驗研究［3－5］表明，活塞環與氣缸套在工作中處于交變的混合潤滑狀態，即在一個工作循環內，摩擦副有規律地處于邊界—混合—流體潤滑狀態之間變化，其油膜厚度在10～15μm之間變化［6］。

在現代內燃機活塞-活塞環-氣缸套組的設計研究與開發中，活塞環-氣缸套摩擦副組件工作過程的數值模擬已成為一種必不可少的研究手段。它既能在設計開發之前對系統的性能進行預測，又能為改進現有內燃機的綜合性能提供優化方案［7－9］。本文中以直徑128mm的某活塞為例，利用AVL_EXCITE模擬分析軟件，模擬了活塞-活塞環-氣缸套運動副組件的運動特性和活塞環-氣缸套摩擦副組件之間接觸力的變化特性，并根據這些模擬結果分析預測了氣缸套表面的磨損狀態。

1 活塞環動力學模型

活塞環動力特性對內燃機運行狀態包括氣體泄漏、機油消耗和活塞環組件的摩擦損失有顯著影響。活塞環動力學模型考慮了慣性、摩擦力與力矩和從燃燒室通過活塞環內部空間進入曲軸箱氣體的流量，以及活塞2階運動對活塞環動力學特性的影響［9］。

1.1 假設條件

活塞環動力學模型的假設條件為［9］:(1)活塞在次推力面與主推力面間運動;(2)忽略活塞環的徑向慣性力;(3)僅計算活塞環是否離開氣缸套表面;(4)活塞環側面與活塞環槽之間的徑向摩擦力依據Stribeck摩擦函數計算;(5)軸向阻尼力依據雷諾方程結合粗糙表面的接觸來計算;(6)氣體流動和壓力根據燃燒室與節流系統內的準靜態方法計算，流動過程為等溫;(7)節流點上的最大流速不超過音速;(8)沿側面的壓降梯度與其間隙有關，間隙越小，負壓降梯度越高。

1.2 動力學方程

(1)活塞環的軸向運動

活塞環上的受力如圖1所示。

活塞環與活塞環槽間的接觸力為

當 Fcontact，ax＞0時，活塞環與活塞一起運動，有xring=xpiston。

當Fcontact，ax≤0時，活塞環離開活塞環槽側面，活塞環的軸向運動滿足如下動態力平衡條件:

式中:Fmass，ax為質量力;mR、分別為活塞環的質量和加速度;Ffric，ax為氣缸套與活塞環面間的摩擦力;Fgas，ax為氣體壓力 pabove和 pbelow的合力;Fhydr，ax為活塞環槽內油膜引起的阻尼力;Fbend為活塞環主推力與次推力面之間的彎曲互相作用所引起的軸向力。

(2)活塞環的徑向運動

氣缸套與活塞環表面間的接觸力為

式中:Ftension為活塞環的彈性力;Fgas，rad為氣體壓力ppehind的合力;Ffric，rad為活塞環與活塞環槽間的摩擦力;Fhydr，rad為氣缸套與活塞環表面間隙中的油膜流體動壓力(包括徑向阻尼力)。

當 Fcontact，rad≤0時，活塞環離開氣缸套。

(3)活塞環的扭轉運動

繞橫截面中心(圖1的點M)的轉矩為

式中:Melastic為活塞環的反作用扭轉力矩;Mpre-twist為預扭角所引起的彈性力矩;Fi為圖1中各集中力;hi為M點到力Fi的垂直距離;ξ為扭角。

1.3 活塞環表面流體動壓及粗糙面接觸模型

活塞環與氣缸套表面間隙中黏性油膜壓力的雷諾方程采用粗糙表面的流體動力潤滑理論［9］，對不可壓縮的流體有

在混合潤滑條件下為分析兩個粗糙表面的相互作用關系可采用Greenwood和Tripp的模型［9］。接觸點處的壓力為

式中:σs為復合高度標準差;β為粗糙頂點半徑;η為每一個表面上面密度峰值;hs為接觸表面間的名義間隙。粗糙表面的彈性特性由材料的復合彈性模量給定，可以表示為

式中:ν1和ν2為兩個接觸表面的泊松比。

2 模擬分析

2.1 氣缸套 活塞組的參數說明

活塞-氣缸套組件的結構參數為:氣缸套直徑128mm，氣缸套的高度256.1mm，從活塞頂面到第1道氣環的距離為20.45mm，從活塞頂面到第2道氣環的距離為34.2mm。

研究表明［10－11］，氣缸工作時活塞環壓向氣缸套的正壓力遠超過活塞環本身的彈力，特別是第1道活塞環處壓力最大，使環與氣缸套間的摩擦力增大。正常情況下，氣缸套最大磨損部位位于活塞處于上止點時的第1道氣環附近。此時活塞對缸壁壓力最大，溫度高，金屬抗磨性降低，磨料積存較多。氣缸中部由于潤滑條件較好，因而磨損均勻而較小。下止點位置處，運動速度逐漸為零，由于速度低油膜不易形成，因而磨損略大于中部。

2.2 活塞環與氣缸套間的壓力分析

為了模擬氣缸套表面的磨損狀態，分析了活塞環對氣缸套作用力及其變化情況。模擬中作用力的正負方向見圖2。圖3為作用在第1道活塞環的后面和工作表面上氣體的徑向力。圖4為活塞環彈性力引起的第1道活塞環對氣缸套的作用力和活塞環-活塞環槽之間的摩擦力。上述4個力的合力就是活塞環對氣缸套的作用力，它的大小和變化情況如圖5所示。

另外，為了得到在氣缸套表面上接觸力的作用位置，模擬了活塞環在活塞環槽里的相對位置，如圖6所示，圖中相對位置0表示活塞環貼靠在環槽底面，100%表示活塞環貼靠在環槽頂面。活塞環與氣缸套之間存在油膜，但是該油膜在曲柄連桿機構工作過程中不是始終存在的。為了了解油膜變化情況，利用模擬結果中的活塞環表面的磨損率得出了油膜破壞所對應的曲軸轉角(即表1所示的接觸時刻)。

3 氣缸套磨損狀態模擬預測

由上述模擬可以得到活塞環與氣缸套之間的接觸力。根據表面磨損與接觸力呈正比的磨損評價原理［12］，利用該接觸力能夠預測評價氣缸套表面的磨損狀態。

表1是第一道活塞環的相對位置和活塞環-氣缸套間直接接觸時的部分模擬計算數據，表2是第一道活塞環對氣缸套壓力的部分模擬計算數據。

根據模擬計算的數據，計算了第一道活塞環和第二道活塞環對氣缸套的合力(如圖7)。此處的合力是指加在氣缸套每一個點上兩道活塞環作用的合力。圖8是按照磨損評價原理模擬出的氣缸套的磨損趨勢預測結果。由圖8可見，磨損曲線有兩個峰值，第一個峰值是活塞在上止點時第一道活塞環位置處產生的，第二個峰值是第二道活塞環位置處產生的。活塞環對氣缸套作用力的位置是由活塞運動模擬數據結果和活塞環在活塞環槽里的運動特性所決定的。圖8中的預測曲線與文獻［10］和文獻［11］中的實驗測試結果比較一致。

表1 第一道活塞環的部分模擬計算數據

表2 第一道活塞環對氣缸套壓力的部分模擬計算數據

4 結論

通過活塞環動力學模擬，計算出了活塞環對氣缸套的作用力和活塞環在活塞環槽里面的運動規律。用這些模擬計算結果，依據磨損評價原理對氣缸套表面的磨損特性進行了數值模擬和預測。模擬結果與某些文獻中的實驗測試結果比較一致。利用該方法可以比較準確地模擬預測出氣缸套在正常使用條件下的磨損狀態。

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