活塞-活塞環-氣缸系統的摩擦測量研究

【德】 M.Plettenberg D.Henaux B.Hammermüller

試 驗 研 究

活塞-活塞環-氣缸系統的摩擦測量研究

【德】 M.Plettenberg D.Henaux B.Hammermüller

FEV公司開發出了1種特殊的測量技術，可同步探測活塞環的軸向和徑向運動，以及整個活塞環組件的動態壓力特性[1]。與此同時，還可研究活塞環的動態變形特性。該測量研究是在1臺V6汽油機的整個運行圖譜上進行的，可以用于分析和深入理解活塞環組件的動力學特性的影響[2]。并展示了已記錄的測量數據精選。

摩擦測量 機械效率 仿真 定位

0 前言

降低燃油耗和相關排放物是現代內燃機開發所面臨的主要課題之一。對于所有的發動機而言，都可通過降低發動機摩擦來減少機械損耗，從而提高機械效率，降低燃油耗。圖1所示為典型發動機在拖動工況下，摩擦平均有效壓力占比整個發動機轉速范圍的典型分布。

圖1 摩擦平均有效壓力占比在發動機轉速范圍的典型分布[3]

從圖1可以明顯看出，活塞組的摩擦損失占相當大的比例，超過30%，在其他運行點上高達50%[4]。而且，活塞組是機油的主要消耗源，它在碳氫化合物(HC)的排放中占有不容忽視的份額。這表明，對活塞-活塞環-氣缸系統的優化可對效率的提高，以及燃油耗、排放物的降低起到重要的作用。但是，需要確保活塞-活塞環-氣缸系統的摩擦力減少量不會對機油耗和竄油量的功能值產生負面影響。由于活塞環的正切向力有變低的趨勢，可能引起故障、磨損增加甚至發動機損壞。這些情況都顯示出進一步研究與開發(尤其在摩擦系統領域內)的重要性[5-7]。

為了使優化系統在開發過程中更省時、省成本，復雜的仿真模型越來越多地被應用于代替在發動機試驗臺架上進行的研究[8-10]。這些工具的仿真質量和預測準確度不僅依賴于所使用數學及物理模型的細化程度，也取決于對系統邊界條件的準確認知，后者可通過在試驗臺架上采用現代測量技術來確定。只有通過仿真和試驗相結合，才能對復雜系統進行切實的描述，因而才能在這一領域實現以目標為導向的問題解決。

FEV公司開發出了1種能在轎車發動機的整個運行圖譜區間，快速測量活塞環區域的動力學特性的測量技術。它可測量第一道和第二道壓縮環的軸向運動特性，以及第二道活塞環相對于活塞的徑向運動特性。第二道活塞環上的徑向運動測量允許同時對第一道活塞環直到第二階變形的變形工況進行分析，并通過一種新的評價方法對活塞環開口間隙的定位進行分析，并且，還可研究從氣缸壓力到活塞環之后和活塞環之間的壓力，再到氣缸曲軸箱壓力的整個壓力傳遞路徑。此外，在活塞和氣缸套區域內進行了溫度測量。由于動態摩擦學系統對邊界條件的變化反應極為敏感，所有標明的測量值都同步確定并記錄下來，以便清楚地識別交叉影響。借助于專門為高速汽油機設計的機械式輕量化連桿系統，運動活塞中傳感器的輸出信號通過電線進行傳遞。

本文所使用的試驗發動機是1臺典型的自然吸氣汽油機。在試驗臺架研究期間，這些發動機在高發動機轉速和低發動機負荷下顯示出特有的竄油特性[8]。這一特性只能歸因于活塞環組件區域中的動態過程。常見的測量研究無法清楚地解釋這一現象。

采用特殊測量技術進行先進的測量研究，覆蓋了整個發動機運行圖譜，將提高對摩擦學系統中過程和關聯性的基本理解。因此，所進行的測量可識別出對試驗發動機上活塞環的功能性不利的工況。由此得出的探測機理通常可以轉移到其他的轎車發動機上。通過確定中間活塞環的壓力，可以獲知對于磨損和摩擦學設計而言重要的負荷。通過對摩擦系統的動力學特性和影響進行分析，可檢驗對不同邊界條件進行簡化和忽略是否可以接受，如活塞環開口間隙位置，從而縮短現有仿真模型的仿真時間。在測量研究之后，所確定的結果可以用于仿真模型的延伸和精修，從而使這些模型更可靠地應用于開發過程中。

1 所研究的試驗發動機

在測量研究期間，試驗使用1臺60°夾角V型6缸自然吸氣式直噴汽油機。升功率為60 kW。試驗發動機具有高性能自然吸氣汽油機的典型特征。

在開發過程中，在有關摩擦降低的諸多領域對所研究發動機進行了優化。開式水套設計的壓鑄鋁曲軸箱采用壓模層狀石墨鑄鐵(GJL)粗鑄缸套，并采用特殊的精細珩磨工藝進行加工。鋁活塞壓縮高度設計得非常低，以減輕其質量。在潤滑方面，使用了粘度等級為SAE 5W30的合成潤滑油。活塞環組件通過特殊的活塞環設計，并降低正切力，起到了減少摩擦功率的作用。圖2所示為試驗發動機活塞環的圓周和橫截面幾何形狀。

圖2 試驗發動機活塞環的幾何形狀

第一道壓縮環是1個由氮化鋼制成的凸面矩形環。第二道壓縮環是1個內環外形較為特殊的所謂的“FO環”(環高隨圓周而變化)，在安裝之后專門控制活塞環和氣缸之間實際的接觸壓力分布。此活塞環為具有減摩涂層的澆鑄錐面鼻形環。采用帶推力彈簧的3件式鋼帶環作為刮油環。活塞環高度和寬度是專門用于試驗發動機的，也在其他汽油機的范圍內。

除了摩擦功率的降低，機油耗函數值和竄氣量相較前一代發動機已有所改善。然而，在一些工況點，發動機表現出特有的竄氣特性，應該是活塞環區域中動態過程的結果，在發動機開發期間采用的仿真模型也沒有準確地探測到。為了更詳細地分析這一工況的成因、提高對動態活塞環工況的總體認識，為仿真模型的驗證提供詳盡的數據庫，開發出下文中所述的測量方法并應用于試驗發動機。

2 試驗發動機上采用的測量方法

圖3所示為試驗發動機的活塞上采用的傳感器及其位置、殼體設計。在進行測量研究時，采用了電渦流原理工作的感應式距離傳感器。用于探測活塞環軸向運動的電渦流傳感器構造較特別，測量線圈軸向對齊并集成在金屬殼體中，活塞在機加工之后，可以從外部徑向插入活塞的鉆孔中。活塞環槽側壁上開制機加工活塞環槽，再由傳感器殼體完全封閉， 由此活塞環槽的幾何結構并未改變。就活塞環的軸向運動，以及密封性對環槽側壁的最小影響而言十分重要。測量線圈在其安裝位置上時完全被活塞環表面覆蓋，即使在活塞和活塞環之間發生徑向相對運動時也是如此。由于上述原因，徑向運動對軸向運動信號的影響可以排除在外。第一和第二道壓縮環的傳感器都位于2個活塞環之間的活塞環岸上。它們都裝在推力和反推力側與第二平面旋轉15°的平面上。采用這種傳感器布置，可以確定第一道和第二道壓縮環的軸向運動特性，還可以探測到推力和反推力側的局部運動偏移。

圖3 試驗發動機活塞上的傳感器

第二道活塞環上的徑向距離傳感器是裝在陶瓷殼體中的標準電渦流傳感器。這些傳感器從活塞的內側插入孔中，逐漸通向活塞環的背面。4個傳感器正好位于活塞的第二和第三平面中。在定位這些傳感器時，需要確保傳感器的位置離活塞環的背面足夠近，不超出對應的測量范圍，同時又需要有足夠距離，不會限制活塞環的運動特性。通過這種傳感器的布置，活塞和第二道壓縮環之間的徑向相對運動及活塞環的變形可確定為第二變形順序。

為了測量活塞環區域的壓力動力學特性，采用壓阻微型壓力傳感器，傳感器集成在外徑各不相同的圓柱形金屬殼體中。從活塞的內側插入鉆孔中，盡可能遠地通向適合的測量位置。在必要之處，從外部到測量位置的壓力供給孔集成在活塞中。為了保證信號質量，最好將壓力傳感器水平對齊。這些傳感器位于從推力和反推力側與活塞第二平面呈6°、7°和11°的平面中。傳感器可從推力和反推力側測量整個活塞環區域中的壓力。

試驗使用K型微型熱電偶作為溫度傳感器，位于活塞內部幾個測量位置的鉆孔中。測量位置在活塞頂岸上，第一道和第二道壓縮環之間的活塞環岸上及第二道活塞環和機油控制環(推力和反推力側)之間的活塞環岸上，分別在活塞外表面下1 mm處。利用這些溫度測量位置，可得出活塞環區熱工況的大致情況。此外，這些信號還可用于補償鄰近壓力和距離傳感器的由熱引起的信號變化。

對活塞進行高精度機加工，產生不同傳感器的定位孔之后，這些傳感器安裝在對應的測量位置上。由于進行了機加工，傳感器的質量對活塞環的質量沒有明顯影響，因而對活塞環動態特性的影響也可忽略不計。質量為2 600 g的活塞在發動機轉速6 500 r/min時加速度非常高，傳感器位置區域中的高溫達200 ℃，都要求傳感器的固定高度可靠。為此，使用了特殊的環氧膠，最大剪切強度約為25 N/mm2，在最大指示溫度下具有足夠的強度。傳感器電線也用這種高品質膠固定，避免損壞。圖4所示為活塞上加裝的傳感器、電線導槽，以及借助于特殊膠進行的固定。

圖4 試驗發動機活塞上加裝的傳感器

運動活塞中傳感器的信號借助于機械式輕量化連桿系通過電線進行傳輸。選擇在連桿大頭下部，借助于支架，以及氣缸曲軸箱和油底殼之間的組合式轉接器構成的連桿系連接。這是為了在發動機運轉期間，使連桿系接頭的相對角最小，以及使經由連桿作用于活塞上的力的影響最小。上述測量連桿系的構造如圖5所示。可以看出，連桿系設計用于試驗發動機的第5個氣缸上進行測量，并可以在第6個氣缸上采用該測量技術。選擇這些氣缸的原因是出于布置的考慮，但總的來說，如果對連桿系分別設計，該測量技術也可以用于試驗發動機所有其他的氣缸上。關于活塞環動力學特性，并未考慮特定氣缸會發生特殊現象。借助于這一信號傳輸系統，可以實現具有足夠帶寬的大量信號的傳輸。它可在試驗發動機整個運行圖譜上進行測量。在點火運行條件下進行測量研究之前，試驗發動機上應用的所有傳感器必須廣泛標定。需要在進行測量之前進行標定，記錄對傳感器信號的干擾交叉影響，并在測量完成后的信號評價期間補償這些交叉影響。這種復雜的標定確保記錄的測量值具有最高品質和精度。

圖5 連桿系在試驗發動機上的布置

3 試驗臺架研究的示范結果

本章給出了對測得數據的示例及部分概述，可以在整個發動機圖譜中成功記錄所有負荷和發動機轉速時活塞環的動態特性，由此得出評價結果。采用這種測量技術可以實現對活塞-活塞環-氣缸摩擦系統的分析。

圖6給出了發動機在轉速3 650 r/min和平均有效壓力(BMEP)0.8 MPa的工作點上，第二道活塞環上的壓力和軸向動力學特性。

圖6 第二道活塞環的壓力和軸向動力學特性(轉速3 650 r/min，BMEP 0.18 MPa)

在所顯示的工作點上，第一道壓縮環在發動機循環的整個高壓區位于環槽下側，因而具有良好的密封性能。如圖6所示，第二道壓縮環在缸內壓力較高時從活塞環槽中規定的位置多次抬起，這種軸向波動只有在活塞的推力側靠近第二道活塞環的開口間隙處才能看見。在反推力側，軸向運動原理上具有相似的特性，但由于扭曲角較高，則更為溫和一些。

靠近活塞環開口間隙處的軸向波動形成了開口截面，使得氣體流從活塞環上岸穿過第二道活塞環，流向第二道和第三道活塞環之間的活塞環下岸。第二道活塞環上方、上止點之后15°CA處的壓降中也可以看到這一點，同時在活塞環內側和下側壓力升高。第二道活塞環在第二方向上的徑向壓扁加劇了這一壓降，徑向壓扁在軸向波動開始后立即發生。徑向壓扁的開始與第二方向上從反推力側朝推力側發生的快速活塞運動同步。這表明，活塞在第二方向上的運動增大了作用于活塞環外側的壓力。

圖7中也顯示了第二道活塞環的壓力和軸向動力學特性，發動機轉速5 000 r/min、BMEP 0.09 MPa。

圖7 第二道活塞環的壓力和軸向動力學特性(轉速5 000 r/min，BMEP 0.09 MPa)

第二道活塞環之上再次出現壓降，并同時在活塞環內側和下側壓力升高，這一次正好出現在上止點處。由于產生壓降時，活塞環在上側的位置比較穩定，因此第二道活塞環的軸向運動沒有給出提示。

為了檢查壓降的起因，活塞環的變形特性也被考慮在內。有關這一點，圖8給出了第二道活塞環在整個發動機循環期間的變形情況。可以清楚地看到，在第二及第三方向上，第二道活塞環在上止點之前大約10°CA處出現徑向壓扁。在第二方向上，活塞環壓扁大約80 μm，在第三方向上大約40 μm。這使氣體可以從活塞環上岸穿過活塞環外側，流到活塞環下岸，帶來壓力的平衡。這種徑向壓扁是由活塞環上方區域和內側區域之間較高的壓差造成的，這種壓差是由于活塞環和環槽上岸之間的持續接觸引起的。隨著徑向壓扁導致的壓差逐漸降低，以及活塞環內側的絕對壓力逐漸增大，恢復到其起始位置，再次形成正常的密封性能。這再次導致壓差增大，出現第二次徑向壓扁，但幅度明顯較小。總而言之，盡管未能辯識出對活塞環的軸向運動影響，但在這一工作點上活塞環出現徑向波動。

圖8 第二道活塞環的相對變形(轉速5 000 r/min，BMEP 0.09 MPa)

活塞環的這一特性會導致竄氣量增加。此外，穿過整個環外側的氣流會導致其出現燃燒痕跡。

被研究的發動機在最高發動機轉速、低負荷下表現出特有的竄氣特性。發動機在6 500 r/min的發動機轉速下，竄氣量隨著發動機負荷的降低而增加，并在BMEP 0.09 MPa時達到最大值。在這一工作點上，盡管氣缸充量非常小，但竄氣量甚至高于氣缸充氣量和缸內壓力最高的全負荷運行工況。考慮到圖9中第一道活塞環的軸向運動，其原因就非常明顯了。由于慣性力的作用，在上止點之前大約50°CA處，活塞環已與上活塞環槽上岸的穩定接觸中。由于缸內壓力逐步增大，活塞約在335°CA環開始朝著的活塞環槽上岸運動，導致第一道活塞環和第二道活塞環之間的活塞環岸上的壓力快速上升。由于壓力信號故障，在發動機循環的某些區域無法記錄下來。第一道活塞環內側壓力劇增表明這種假設是成立的。穿過活塞環的壓差逐步減小，以及由此產生的慣性力和氣體力之間的平衡導致發生軸向波動，正如在第二道活塞環上看到的。這種軸向波動出現在推力側和反推力側。推力側和反推力側的振蕩大約有2°CA的相位移。這大大增加了活塞環的應變，由于運動的偏移，活塞環產生扭曲。通過軸向波動，活塞環的密封性大大降低。在膨脹行程終了時，對于活塞環的反向竄氣特性非常不利。當活塞環下方區域中的氣體流回燃燒室時，第一道活塞環的負壓差會導致HC增加。此外，活塞環從一個環岸運動到另一個環岸的次數增加會導致活塞環岸槽的磨損增大。

圖9 第一道活塞環的壓力和軸向動力學(轉速6 500 r/min，BMEP 0.09 MPa)

第一道活塞環自身的軸向波動并不能解釋竄氣量的異常增大，由于密封性較好的第二道活塞環應該避免整個活塞環組件出現這種嚴重的氣體竄漏。但對作用于第二道活塞環的壓力進行的評價再一次表明，第二道活塞環下側和內側出現壓力劇增，盡管活塞環在環槽上側的位置較穩定。其原因也可在第二道活塞環的徑向變形中找到(圖10)。

圖10 第二道活塞環的相對變形(轉速6 500 r/min，BMEP 0.09 MPa)

在上止點之前約10°CA處，第二道活塞環的直徑在第二和第三方向上壓扁60～70 μm，這導致發生徑向波動，大量氣流流過活塞環外側面。由于膨脹行程開始時控油環的密封能力相當有限，竄過第一道活塞環的大量氣體，繼續流過活塞環組件，流向發動機的曲軸箱。

4 總結

在試驗發動機上采用這種測量技術，可以詳盡分析點火發動機運行期間活塞環的壓力和運動動力學特性。采用特殊的壓力傳感器、軸向和徑向距離傳感器及溫度傳感器，加上通過連桿系進行信號傳輸，可以在整個發動機運行圖譜中可靠地確定動力學特性。動力學過程的激勵機制以及發生的功能紊亂及其成因都可以獲得解釋。借助于這一測量技術，可驗證活塞環動力學領域中的各種關聯性。發動機在低負荷、高轉速下竄氣量極劇增長，甚至超過了全負荷的竄氣量，迄今無法通過采用標準的測量方法加以解釋。目前，這些現象可以清楚地追溯到第一道壓縮環的軸向波動和第二道壓縮環的徑向波動同步發生。此外，其他詳細的過程，如反向竄氣的增大和相應的機油耗增加，都可以通過這種特殊的測量方法進行解釋。

5 結論

對結果的分析表明，實際的仿真模型必須考慮下列邊界條件：(1)點火發動機運行期間的實際氣缸變形；(2)活塞環旋轉及由此引起的活塞環開口位置隨時間的變化情況；(3)根據活塞環幾何結構、出現的氣缸變形和活塞環開口位置所確定的活塞環在氣缸襯套上的實際接觸壓力；(4)對于橫截面不對稱的活塞環，活塞環扭曲沿圓周變化的情況；(5)根據活塞環扭曲的情況，活塞環外表面的徑向接觸；(6)根據不同的作用力，包括活塞環的扭曲，活塞環沿圓周的可變軸向運動；(7)根據作用力的不同，活塞環的徑向變形；(8)根據可使氣流傳播開啟氣體橫截面，調整整個活塞環區域的壓力動態特性；(9)實際的活塞橫向運動(第二和第三方向)，以及由此引起的活塞和活塞環之間的相對運動。

上述研究表明，簡化仿真模型不可接受，如考慮對稱的半活塞環、忽略活塞的第三方向運動、活塞環旋轉，以及控油環的密封功能，僅考慮氣缸靜態變形，而無運行影響，以及假定活塞環圓周與氣缸襯套的穩定接觸壓力。

所得到的結果為驗證現有的復雜仿真模型和運用這些模型進行活塞環動態特性分析提供了1個大數據庫。未來的目標是進一步改進仿真技術，更準確地描述實際過程并在開發過程中運用這些方法。這將使得優化的活塞環組件開發更為高效，并降低摩擦力。與優化的機油耗和排放物性能相結合，進而可以提高燃油經濟性。

就未來的測量研究而言，由于所開發的測量技術可以靈活地用于幾個傳感器的不同組合，是進一步研究的理想基礎。例如，為了詳細分析在活塞環圓周上的軸向運動，通過在每個活塞環上布置2個以上的傳感器可以測量活塞環的軸向運動。這種測量技術還可用于通過4個以上的徑向距離傳感器來測量刮油環的軸向運動、第一道活塞環的徑向變形，以及對徑向變形進行更高變形階的(如第4階)評價。

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黃 磊 譯自 SAE Paper 2015-01-1776

張然治 校

虞 展 編輯

2016-09-13)