大功率柴油機活塞連桿組機械損失分析

張利敏， 高峰， 李京， 張忠偉， 劉玉婷， 吳永興

(1. 中國北方發動機研究所(天津)， 天津 300400； 2. 北方通用動力集團第616廠， 山西 大同 037036；3. 海軍駐興平地區軍事代表室， 陜西 興平 713102； 4. 裝甲兵駐616廠軍事代表室， 山西 大同 037036)

大功率柴油機活塞連桿組機械損失分析

張利敏1， 高峰2， 李京3， 張忠偉1， 劉玉婷1， 吳永興4

(1. 中國北方發動機研究所(天津)， 天津 300400； 2. 北方通用動力集團第616廠， 山西 大同 037036；3. 海軍駐興平地區軍事代表室， 陜西 興平 713102； 4. 裝甲兵駐616廠軍事代表室， 山西 大同 037036)

某大功率柴油機的整機機械損失試驗研究表明，活塞連桿組機械損失占比最大，后續著重開展該組件機械損失研究。考慮到整機試驗難以考察活塞連桿組各摩擦副機械損失，因此借助仿真方法開展其機械損失分配研究，并通過各分項機械損失之和與修正試驗數據對比驗證模型有效性。在此基礎上，進一步研究了活塞連桿組機械損失隨最高燃燒壓力和轉速的變化規律，為該柴油機未來強化和機械效率提升提供依據。

機械損失； 活塞連桿組； 大功率柴油機

隨著柴油機強化程度的不斷提高，柴油機機械損失也急劇增大，主要包括活塞連桿組機械損失、配氣機構的機械損失、傳動系統及附屬機構的機械損失以及泵氣損失。前人研究表明[1-4]，活塞連桿組在整機機械損失中占比最高。在當前環境和能源消耗矛盾凸顯的情況下，降低活塞連桿組機械損失已成為傳統發動機節能減排的重要手段，國內外對此開展了大量研究。Daimler公司[5]針對SLK350所使用的V6汽油機，采用倒拖法測得活塞連桿組摩擦損失占總摩擦損失比值為61%；杜家益[6]等人針對SOFIM 8140柴油機，通過倒拖試驗方法測試得到同類摩擦損失占比為50%；張春豐[7]等人采用類似方法測試6105ZLQ柴油機，發現活塞連桿組摩擦損失占總摩擦損失比值為57.3%。綜上可知，由于發動機結構差異，不同發動機間活塞連桿組機械損失占比不同，但總體分布在50%～60%之間。曹杰等[8]針對某大功率柴油機，采用倒拖法測量得到活塞連桿組摩擦損失占總摩擦損失比值，該值遠高于其他發動機，因此有必要針對該機開展活塞連桿組各摩擦副間機械損失占比分析，研究載荷、轉速等因素對機械效率的影響規律，摸清該柴油機機械效率提升的潛力。

國外同行在研究活塞連桿組摩擦副機械損失時，一般首先開展性能參數對機械損失的影響規律研究。例如Mahle[9]公司針對某活塞組開展了潤滑油對機械損失的差異性影響研究，以及不同最高燃燒壓力和轉速下的機械損失分布規律，為降低活塞組機械損失提供了依據。Miba[10]公司通過仿真與試驗的方法，針對某軸瓦開展了軸頸直徑、軸瓦寬度、潤滑油溫度和類型對滑動軸承減摩的影響規律研究。

本研究在借鑒國內外研究方法的基礎上，針對某大功率柴油機活塞連桿組，研究不同摩擦副機械損失占比，以及性能邊界對摩擦副機械損失的影響規律，為該柴油機進一步強化和機械效率提升提供依據。

1 機械損失試驗

為了獲得整機各系統機械損失以及占比，采用倒拖法開展了柴油機整機機械損失測量試驗。試驗采用SKAF511電力測功機，其最大倒拖轉速為3 000 r/min，最大倒拖功率515 kW。采用溫控系統控制潤滑油和冷卻水溫度。在進行柴油機各系統機械損失測量時，整機倒拖試驗控制發動機回水溫度(75±5)℃、潤滑油進油溫度(90±5)℃。

通過分解各系統部件進行機械損失分配試驗，在整機基礎上逐步拆除燃油泵、活塞連桿組、配氣機構進行試驗，將倒拖機械損失逐項相減得到各部分機械損失數值，詳細試驗過程及數據可參考文獻[8]，整機倒拖功試驗臺架布置見圖1。圖2示出整機倒拖扭矩隨轉速及潤滑油溫度的變化。由圖2可知，潤滑油溫度對機械損失影響較大，隨著潤滑油溫度上升，潤滑油黏度降低，流動性增強，摩擦副間潤滑油內摩擦阻力減小，導致各摩擦副機械損失隨之減小；同一潤滑油溫度下，倒拖扭矩隨著轉速升高而大幅增加。此外，還分析了各系統對于整個機械損失的影響，圖3示出了不同轉速下各系統平均機械損失占比情況。圖3表明活塞連桿組機械損失(包括活塞環組、活塞裙、活塞銷軸承和連桿軸承摩擦功)占總機械損失比值高達63.3%～75.4%，在柴油機總機械損失中占比非常大，因此后續重點針對該部件系統開展詳細的摩擦損失分配研究，并分析性能邊界對該部件各摩擦副機械損失的影響規律。

圖1 整機倒拖功試驗臺架布置示意

圖2 不同轉速不同溫度下的倒拖扭矩

圖3 各系統平均機械損失占比

2 活塞連桿組機械損失分析

2.1 活塞連桿組機械損失分析模型

活塞環組摩擦分析模型包括活塞、缸套、2個氣環、油環、活塞銷和連桿。其中活塞剛度矩陣通過有限元分析得到，通過冷態分析與倒拖試驗進行對比驗證，進行性能影響研究時在冷態分析的基礎上借助有限元分析補充缸套熱變形數據，溫度場結果參考其單缸機測溫數據，各零件幾何參數與實際圖紙要求一致。分析模型及各活塞環工作面型線見圖4。

圖4 活塞環組模型及活塞環工作面型線

圖5示出活塞裙部分析模型，包括活塞、活塞銷、缸套和連桿。活塞裙部在氣缸內起著導向、承受側推力和傳熱等作用，在工作條件下由于溫度和載荷的耦合影響，活塞裙部將發生變形，其與氣缸壁之間可能會出現局部間隙過小現象，引起較大摩擦。活塞裙部分析方法與活塞環組分析類似。活塞缸套采用EHL連接副，活塞和缸套剛度采用有限元方法獲得；柴油機活塞的裙部截面通常設計為變橢圓度的桶型面，垂直于活塞體中心線截面的橢圓長軸指向為主、副推力側，橢圓短軸指向活塞銷軸線方向。

圖6示出了連桿小頭軸承分析模型，包括活塞、活塞銷和連桿，其中連桿小頭以及活塞銷座采用EHD連接副。

圖7示出連桿大頭與主軸承仿真模型，包括機體、曲軸、連桿等，全部主軸承接觸以及第12缸連桿大頭軸承接觸采用EHD模型。該模型可同時計算連桿大頭軸承和主軸承機械損失，雖然本文未涉及主軸承損失，但該部分仍可為整機損失計算提供依據。

圖5 活塞裙部機械損失分析模型

圖6 連桿小頭軸承機械損失分析模型

圖7 連桿大頭與主軸承機械損失仿真模型

2.2 活塞連桿組機械損失分配占比

借助上述模型，分別對連桿瓦、活塞銷軸承、活塞裙部和活塞環組進行機械損失分析。圖8示出潤滑油溫度為90 ℃時活塞連桿組總機械損失在不同轉速下試驗修正值與仿真結果的對比，其中倒拖試驗數據通過Chen-Flynn模型[11]進行修正，得到爆壓修正后的平均機械損失功率[8]。由圖8可看出，隨著轉速的增加，總機械損失增加，各摩擦副機械損失增加，仿真與試驗結果變化趨勢一致，但仿真結果整體偏大。這是由于仿真分析未能考慮摩擦副表面處理、試驗磨合等影響，導致分析過程部分時刻出現較大的粗糙接觸功率損失，與實際使用情況存在差異。然而，就數值而言，二者誤差均在10%以內，仍然可間接驗證各仿真模型的有效性。在此基礎上，可進一步研究活塞連桿組各摩擦副機械損失分配占比情況(見圖9)。由圖9可知，不同轉速下活塞環組機械損失占比最大，但隨著轉速的增加，活塞環組在總機械損失的占比卻在降低，而其余摩擦副機械損失在總機械損失占比均隨之小幅增加，由此表明活塞環組隨著轉速的增加其增長率不及活塞裙部及連桿大頭。

圖8 活塞連桿組總機械損失試驗與仿真對比

圖9 各摩擦副平均機械損失占比

3 性能邊界對活塞連桿組機械損失影響規律

在上述各摩擦副模型有效性及機械損失占比分析的基礎上，進一步開展轉速和最高燃燒壓力提升對活塞連桿組機械損失的影響研究，可為柴油機進一步強化和機械效率提升提供依據。

3.1 柴油機轉速的影響

柴油機轉速對活塞連桿組機械損失影響較大，圖10示出在最高燃燒壓力為14.5 MPa，潤滑油溫度90 ℃的情況下，柴油機轉速對各摩擦副機械損失的影響規律。考慮到機械損失與摩擦面相對速度成正比，且運動件慣性力載荷與轉速的平方成正比，隨著轉速的提升，摩擦面相對速度以及慣性載荷均大幅增加，導致各摩擦副機械損失隨之增加。其中活塞組(包括活塞環組和活塞裙)摩擦損失最大，而連桿大頭在1 600～2 800 r/min轉速范圍機械損失增幅最大，一定程度上表明連桿大頭軸承機械損失受轉速影響最大。由此，在采用提高轉速強化柴油機時，除需進一步優化活塞組摩擦副接觸面結構，以及采用新型減摩涂層降低摩擦損失之外，還需重點關注連桿大頭在轉速提升后的摩擦磨損問題。

圖10 轉速對各組件機械損失的影響

3.2 柴油機最高燃燒壓力的影響

圖11示出轉速為2 200 r/min，潤滑油溫度90 ℃的情況下，柴油機最高燃燒壓力對各摩擦副機械損失的影響規律。由圖11可知，隨著最高燃燒壓力的提升，各摩擦副機械損失隨之增加，且活塞環組和活塞裙部增加幅度明顯。最高燃燒壓力增大，活塞側向載荷增加，導致活塞環組、活塞裙部機械損失增大，因此增加最高燃燒壓力將首先影響活塞組的機械損失。由此表明，在采用增大最高燃燒壓力強化柴油機時，需采用活塞銷偏置、活塞裙部剛度調整等優化措施降低高最高燃燒壓力的影響。

圖11 最高燃燒壓力對各組件機械損失的影響

4 結論

a) 活塞環組在活塞連桿組機械損失中占比最大，但隨著轉速的增加，活塞環組所占比例呈下降趨勢；

b) 活塞環組、活塞裙部、連桿大頭和活塞銷軸承機械損失隨著轉速、最高燃燒壓力的升高而升高，需針對上述強化手段明確結構優化方向。

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[2] Kouremenos D A,Rakopoulos C D.Development of a detailed friction model to predict mechanical losses at elecated maximum combustion pressures[C]．SAE Paper 2001-01-0333.

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[11] Jan Macek,David Fuente,Miloslav Emrich.A simple physical model of ice mechanical losses[C]．SAE Paper 2011-01-0610.

[編輯： 袁曉燕]

Mechanical Loss Analysis of Piston and Connecting Rod Group for a High Power Diesel Engine

ZHANG Limin1, GAO Feng2, LI Jing3, ZHANG Zhongwei1, LIU Yuting1, WU Yongxing4

(1. China North Engine Research Institute(Tianjin), Tianjin 300400, China;2. The North General Power Group No. 616 Factory, Datong 037036, China;3. Navy Military Affairs Commissary in Xingping, Xingping 713102, China;4. Military Representative Office of Armored Forces in No. 616 Factory, Datong 037036, China)

It was proved by the mechanical loss test of a high power engine that the mechanical loss of piston and connecting rod group took the highest proportion and should be mainly researched. However, their mechanical loss was difficult to conduct through the engine test, and so the simulation method had to be used. Finally, the model was verified by comparing the calculated mechanical loss sum of all frictional pairs to amended test data. In addition, the changing law of mechanical loss with the maximum combustion pressure and speed was further researched, which provides the reference for engine strengthening and mechanical efficiency improving.

mechanical loss; piston and connecting rod group; high power diesel engine

2016-05-16；

2016-10-21

張利敏(1983—)，男，工程師，博士，主要研究方向為內燃機結構優化；tju.zlmwan@aliyun.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.06.004

TK423.32

B

1001-2222(2016)06-0019-04