柴油機缸內機油消耗量的仿真計算及影響因素分析

張俊紅，張桂昌，林杰威，劉 海，何振鵬

(天津大學內燃機燃燒學國家重點實驗室，天津 300072)

柴油機的機油消耗不但影響柴油機的工作性能，也影響柴油機的使用壽命和使用成本．竄入氣缸中的機油在高溫下不易燒掉而結焦，在活塞頂面形成積碳，影響活塞本身傳熱，使柴油機活塞有開裂的危險．活塞環岸部積碳又會加劇氣缸套磨損，環槽積碳易使活塞環卡死并導致折斷．燃燒室中的積碳使噴油嘴噴孔堵塞，柴油機的燃油耗升高，冒黑煙，經濟性和動力性下降．

國內外學者的大量研究成果[1-3]表明，機油消耗率對柴油機的顆粒排放有著顯著的影響，機油竄入燃燒室后，將引起柴油機排放顆粒的增加，柴油機的顆粒排放中由機油產生的部分所占比例與柴油機結構型式、運行工況及機油理化特性有關．為了限制柴油機的顆粒排放，降低柴油機對環境的污染，貫徹實施當今越來越嚴格的排放法規，在柴油機的產品開發設計和使用中，降低柴油機機油消耗率是一個重要的研究課題．

柴油機中機油消耗出現的位置眾多，影響因素復雜，如缸內、氣門導管、油氣分離器、增壓器等處．在正常狀態下，無論是從機油消耗的質量還是對顆粒排放造成的影響來說，缸內的機油消耗都起著主導作用，有實驗表明能占到總消耗量的90%左右[4]．由于機油成分、柴油機機體、缸套活塞環組件結構以及運行工況等對機油消耗都有較大影響，因此缸內機油消耗機理較為復雜，目前的研究多數停留在實驗階段，需花費較大成本．筆者對缸內機油消耗的機理進行了總結，并以此為依據計算了某柴油機的缸內機油消耗量，而且分析了活塞環參數對缸內機油消耗的影響機理，與實驗結果進行了對比．結果表明，計算結果具有良好精度，對發動機設計具有一定指導意義．

1 缸內機油消耗機理

1.1 從缸壁蒸發的機油

缸壁上機油的消耗是由于燃氣介質的紊流引起相變產生的．如圖1 所示，油膜表面暴露在高溫燃氣中，機油被燃氣帶走或在燃氣中燃燒．通過描述燃氣中隨流速的蒸發過程模擬機油從缸壁的蒸發．蒸發速率可用穩態對流質量傳遞來模擬[5]，即

式中：β 為材料傳輸系數；Rf為機油蒸氣的氣體常數；Tf為油膜溫度；pf為油膜壓力；p 為燃氣壓力；Dd為擴散系數；r 為氣缸半徑；em˙ 為通過缸壁表面的質量流量．蒸發速率主要受溫度、壓力和燃氣溫度的影響，擴散系數和機油蒸發層密度由機油的表面溫度決定．

圖1 機油從缸壁蒸發Fig.1 Evaporation of lubricating ail from liner

1.2 頂環甩出的機油

活塞環槽側和運動表面的機油質量決定了頂環上部堆積的油量．機油的甩出受活塞向上的加速度影響，甩出的油量由慣性力的數量級來決定，且受頂環上部堆積的最大油量限制．同時，機油的流動也影響堆積油量的多少．堆積的機油主要來源于以下3 個部分[6-7]．

(1) 頂環的刮油．如圖2 所示，刮油量由向下的沖程和向上的沖程中殘余油膜厚度的差異來決定[6]，即

(2) 活塞環和環槽側的機油流動．如圖2 所示，活塞環背部到頂面機油的流動一方面是由于環與環槽相對運動時對油的擠壓引起的，另一方面是由作用在頂環上的壓力梯度引起的，油量

(3) 機油通過頂環開口流入第2環岸．由于受壓力的影響，堆積在頂環上的機油會流入第2環岸，油量

3 部分的總油量為

這些機油流動的總和導致了活塞火力岸和缸壁的振蕩波動，甩到燃燒室的機油呈網狀流動．如圖3所示，所有的振蕩波分成不連續的層，對每一層都假定一個連續的加速度，牛頓黏性定律可用來定義剪切力．利用每一層力的平衡，可以定義每一層的

圖2 頂環刮油及環側機油流動Fig.2 Scraped oil volume for downward and upward stroke and oil flow at ring sides

圖3 頂岸邊緣甩油的層狀模型Fig.3 Layer model for oil throw off at top piston edge

1.3 通過頂環開口間隙竄入的機油

假如在頂環上有負的壓力梯度(燃燒室壓力小于第1 內環區壓力)，機油就會通過開口間隙竄入燃燒室，圖4 為頂環開口竄油示意．假定竄入的機油量是瞬時的機油損失而且沒有慣性力的作用，則有[6]

圖4 頂環開口竄油示意Fig.4 Oil blow through ring end gap

1.4 活塞頂岸的刮油

如圖5 所示，發動機運轉時火力岸的間隙較小，火力岸的積碳和側向運動導致了活塞與缸套的接觸．向上的行程中，火力岸沿缸套刮油直到上止點．通過考慮活塞的橫向平動和傾斜運動以及幾何條件計算活塞頂邊緣的刮油量[7]．

圖5 活塞頂岸刮油Fig.5 Oil scraping of piston top land

2 仿真分析

以某直列6 缸柴油機為例進行了仿真計算，仿真模型基于上述機油消耗原理建立．柴油機主要技術參數見表1，使用的機油型號為SAE15W-40．為表述方便，文中涉及的機油消耗均為單缸消耗，而非6 缸總消耗，不再一一說明．該柴油機采用3 道活塞環結構，與缸套接觸表面型線如圖6 所示，關于活塞環磨合效應，認為正常磨合只是除去活塞環加工過程中的產生的加工痕跡、毛刺等，因此活塞環型線以設計型線為準，不考慮后期磨損．計算過程中考慮了柴油機在每個工況下活塞及缸套的熱態型線，以更好地逼近實際工作狀態．熱態型線是在冷態型線的基礎上，根據熱膨脹系數和GT-POWER 軟件得出的缸內缸套上各個位置的溫度計算得到，即

式中：Rcold、Rhot分別為冷、熱態的半徑；α為熱膨脹系數；ΔT 為冷熱態的溫度差．冷熱態型線的不同主要導致了油膜厚度的不同，從而對各部分機油耗產生影響．

表1 柴油機主要技術參數Tab.1 Major technical parameters of diesel engine

2.1 不同運行工況對機油消耗量的影響

保持發動機原配置，選取其外特性上800,r/min、1 200,r/min、1 500,r/min、1 800,r/min、2 200,r/min 5 個實驗工況進行仿真計算．計算所需的重要邊界條件包括缸內氣體壓力、溫度和熱傳遞系數．其中氣體壓力是實測的，然后用GT-POWER 進行發動機工作過程模擬，得到氣體壓力，通過與實測值的對比，進行模型修正，再利用修正后的模型計算缸內氣體溫度和熱傳遞系數(見圖 7)．機油消耗量的計算結果見圖8．可見，缸壁蒸發機油的峰值出現在上止點后30°CA 左右，因為此時缸內壓力、溫度等影響蒸發率的因素達到最大值；并且，缸壁蒸發量會隨著功率的增大而增大．頂環開口竄入機油主要發生在排氣和吸氣行程，此時缸內壓力較小，當小于第2 環岸氣壓時，就會形成氣體 “逆流”，攜帶機油從開口竄入．頂環甩油發生在排氣行程的上止點，此時活塞環隨同活塞換向下行，頂環上累積的機油在慣性力的作用下被甩入燃燒室．隨著轉速的增加，活塞環運行速度、加速度都變大，所以甩油量增多．活塞頂岸刮油發生在進氣和排氣行程上止點，并且也是隨著轉速的增加刮油量增多，機理與活塞環甩油類似．

圖9為4 種模式在不同工況下每循環的平均機油消耗率對比．結果表明，800,r/min 時，由于缸內壓力、溫度都較低，所以蒸發率小，而氣體 “逆流” 比較嚴重，因此從頂環開口竄入的機油量最大．其余幾個工況下缸壁蒸發量都占了主導地位，另外3 種模式消耗量較少，且隨工況變化呈現出不同的比例關系．

為進一步考察缸內壓力、溫度對各種機油消耗模式的影響，保持大扭矩轉速(1,500,r/min)不變，依次變化負荷率為100%、75%、50%、25%，得到平均機油消耗率如圖10 所示．缸壁蒸發量隨負荷的增大而增大，其余3 種機油消耗模式跟負荷變化無關．

圖7 不同工況下的邊界條件Fig.7 Boundary conditions in different cases

2.2 活塞環參數對機油消耗量的影響

柴油機活塞環起著密封、刮油、導熱等作用，它直接與機油接觸，對缸內機油消耗量有著很顯著的影響．眾多學者對活塞環的環高、面壓、徑向厚度、閉口間隙、斷面形狀、順應性等與機油消耗量的關系進行了研究[8-12]．

圖8 不同工況下4種模式的機油消耗量Fig.8 Four modes of oil consumption in different cases

圖9 不同工況下每循環的平均機油消耗率對比Fig.9 Average oil consumptions rate of every cycle in different cases

圖10 1,500,r/min不同負荷率每循環平均機油消耗率對比Fig.10 Average oil consumption rate of every cycle in different load cases under 1 500,r/min

2.2.1 第2 道活塞環閉口間隙對機油消耗量的影響

以發動機大扭矩工況為例，分析了第2 道活塞環閉口間隙對4 種模式下機油消耗量的影響．原柴油機第2 道活塞環閉口間隙為0.575,mm，依次改變為0.300,mm、1.000,mm、2.000,mm.結果如圖11 所示，頂環開口竄入量隨著間隙增大而變小，因為間隙增大使得第2 環岸內的氣體能快速泄掉，因此在吸氣行程時，頂環上下面的壓力差會減小，氣體 “逆流” 量減小，帶入的機油也就變少．同時隨著間隙的變大，漏氣量也會變大，因此需要考慮折中方案．而缸壁蒸發量、頂環甩油量、活塞頂岸刮油量都沒有變化，因為影響它們的因素并不隨間隙的改變而改變．

2.2.2 各活塞環彈力對機油消耗量的影響

以發動機大扭矩工況為例，探討活塞環切向彈力對4 種模式下機油消耗量的影響．原柴油機3 道環的彈力分別為30,N、30,N、75,N(方案A)，依次改變為20,N、20,N、50,N(方案B)，40,N、40,N、100,N(方案C)，50,N、50,N、125,N(方案D) ．結果如圖12 和圖13 所示，頂環甩油量和活塞頂岸刮油量都隨彈力的增大而減小，因為增大活塞環彈力會增大面壓，從而減小缸壁潤滑油膜厚度，使得活塞環和活塞頂的刮油量都減少．缸壁蒸發量沒有改變，即跟剩余油膜厚度無關，說明剩余油膜不會全部被蒸發掉．頂環開口竄油量跟彈力變化無關．但是，彈力增大會顯著增加活塞環與缸套的摩擦，因此需要考慮折中方案．

圖11 不同第2環閉口間隙下4種模式的機油消耗量Fig.11 Four modes of oil consumption in different second ring closed gaps

圖12 不同活塞環彈力下4種模式的機油消耗量Fig.12 Four modes of oil consumption in different ring tangential elastic forces

圖13 不同活塞環彈力下的摩擦力和剩余油膜厚度Fig.13 Friction and left oil film thickness in different ring tangential elastic forces

由于油環對機油消耗的影響最大，單獨考察僅油環彈力依次改變為50,N(方案E)、75,N(方案A)、100,N(方案F)、125,N(方案G)時的機油消耗情況，并與3 道環彈力都變化時的平均機油消耗率進行對比，如圖14 所示，兩種情況下的變化趨勢基本一致，數值上有微小的差別，說明油環彈力變化對機油消耗量的影響起了主導作用．

圖14 僅油環彈力變化與3道環彈力同時變化時平均機油消耗率對比Fig.14 Average oil consumption rate of every cycle with different oil ring tangential elastic forces vs different three rings tangential elastic forces

3 實驗驗證

由于實驗條件的限制，沒有進行4 個模式機油消耗率的分開測量，而是按照GB/T14363《柴油機機油消耗測定方法》進行原柴油機臺架實驗，用稱重法測量總機油消耗量，并根據功率值求得總機油消耗率．實驗與仿真結果對比見表2．可見，計算值普遍比實驗值要小，相對誤差絕對值在14%～20%之間，除了仿真及實驗本身的誤差外，主要原因是實驗所測機油消耗量是總的機油消耗量，其中包含了氣門導管、油氣分離器、增壓器等處的消耗．如引言中所述，這部分約占10%，扣除此部分后，計算值與實驗值相對誤差約在10%以內，因此可認為計算結果是正確有效的．

表2 計算值與實驗值比較Tab.2 Comparisons between simulations and experimental values

4 結 論

(1) 對選用柴油機，在使用某一固定型號機油的情況下，缸內機油消耗的4 種模式中，除低速低負荷工況外，缸壁蒸發量始終占主導地位，其余3 種模式消耗量較少，且隨工況變化呈現出不同的比例關系．

(2) 機油的缸壁蒸發量跟發動機運行工況密切相關，但不隨活塞環參數的改變而改變．表明蒸發率受壓力、溫度等因素影響，與缸壁表面的剩余油膜厚度無關．

(3) 頂環開口竄油主要發生在吸氣行程，由頂環上下環岸的壓力差決定，因此改變第2 道活塞環的閉口間隙，將頂環下環岸的氣體快速卸掉，可減小壓力差，從而降低竄油量．但同時變大的間隙會引起漏氣量的增加．

(4) 頂環甩油和活塞頂岸刮油都與油膜厚度有關．加大活塞環切向彈力特別是油環彈力，可增大活塞環面壓和提高刮油能力，這些都會減少油膜厚度，有利于降低機油消耗量，但同時會增加活塞環與缸套的摩擦，因此需要綜合考慮折中方案．

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