基于GT-Suite的活塞環-缸套摩擦特性研究

劉建敏，康琦，王普凱，劉艷斌，何盼攀

(陸軍裝甲兵學院車輛工程系，北京 100072)

活塞環是柴油機工作條件最為苛刻的零件之一，它不僅承受高溫、高壓氣體的作用，而且在缸套中作高速往復滑動，限制了重型柴油機向高功率、高密度方向發展。活塞環-缸套摩擦副是柴油機的典型摩擦副，直接影響整機的工作性能。因此，研究活塞環-缸套摩擦特性對于提高柴油機的可靠性和使用壽命具有指導意義。國內外學者[1-8]對活塞環-缸套的摩擦、磨損和潤滑方面進行了深入研究，分析模型中涵蓋了動力學、摩擦、結構參數、摩擦副表面形貌、潤滑油、非軸對稱性等因素。

本研究綜合考慮了缸套和活塞環的變形、接觸面表面粗糙度和活塞環燃氣泄漏等因素，利用GT-Suite軟件建立了活塞環-缸套摩擦模型，將摩擦、潤滑和動力學行為耦合起來。通過建立精確模型來研究標定工況下活塞環-缸套摩擦特性規律，并進一步分析了油溫、轉速對其摩擦特性的影響規律。

1 理論分析

1.1 活塞環動力學分析

1.1.1活塞環力平衡分析

忽略活塞環與環槽之間的摩擦力，則活塞環徑向受力[4]見圖1。

圖1 活塞環受力示意

由于活塞環的徑向位移可忽略不計，則活塞環徑向受力平衡方程式為

(1)

式中：Wr為活塞環自身彈力；p1為活塞環側方氣體作用力；Wf為油膜反力；WA為峰元載荷。

軸向受力平衡方程式為

FA+FH=R。

(2)

式中：FA為峰元摩擦力；FH為流體摩擦力；R為活塞環與環槽間的作用力。

1.1.2活塞環力矩平衡分析

活塞環截面在工作期間可能會經歷高達0.5°～1.0°的環形扭曲，這改變了環面的“有效”輪廓，對活塞環-缸套間的油膜厚度和摩擦產生影響。為了描述此狀況，通過活塞環截面上力矩平衡來計算活塞環扭曲，活塞環受到的力矩[8]見圖2。

圖2 活塞環力矩示意

(3)

1.2 活塞環-缸套間流體動力潤滑分析

對于活塞環與缸套間表面峰元的相互作用，采用Patir和Cheng提出的二維平均Reynolds方程平均流量理論[9]，在活塞環軸向長度上利用有限差分法，求得流體摩擦力FH。

活塞與缸套兩粗糙表面間的流體動壓作用力為

(4)

式中：ph為平均流體壓力；σ為兩粗糙表面綜合粗糙度；U為活塞軸向運動速度；h為名義油膜厚度；hT為實際油膜厚度；Φx和Φy為壓力流量因子；μ為動力黏度；t為時間；Φs為剪切流量因子。

其中，潤滑油的動力黏度μ采用Sloote黏-溫方程來確定：

(5)

式中：t為潤滑油溫度；ρ為潤滑油密度。

流體動壓作用引起的剪切力τ和流體動力摩擦力F為

(6)

Fh=R?Aτ(θ,y)cosθdθdy。

(7)

式中：φf，φfs和φfp為剪切壓力因子；τ(θ,y)為活塞軸向和周向剪應力函數。

1.3 微凸體彈性接觸分析

由于粗糙接觸面總是存在著一層薄剪切油膜，采用Greenwood和Trip提出的粗糙表面接觸理論[10]，求得峰元摩擦力FA。

假定表面高度為高斯分布，則在彈性變形條件下，活塞環-缸套單位圓周上的峰元載荷為

(8)

(9)

式中：η為粗糙表面峰元密度；β為峰元峰頂曲率半徑；Aa為名義接觸面積；d為兩表面距離(名義油膜厚度)；E′為兩表面的綜合彈性模量；F5/2和F2為Fn方程型。

當活塞環與缸套表面發生接觸時，峰元剪切力τα和峰元摩擦力FA為

τα=τ0+αpα,

(10)

(11)

式中：τ0和α為與潤滑劑有關的常數；pα為微凸體間接接觸壓力。

1.4 活塞環彈力分析

活塞環彈力在實際工作過程中受到活塞環和缸套變形、油膜厚度、位置等因素的影響，為了得到更準確的活塞環-缸套摩擦特性，需要得到活塞環的瞬時彈力。

Tr=T0+K(R0+ΔRtex-Rb-
ΔRbd(Xr)+h0(t)),

(12)

(13)

Xr(t)=Xp(t)+Xrp。

(14)

式中：Tr為活塞環瞬時彈力；R0為活塞環參考半徑；T0為活塞環半徑為R0時彈力；K為活塞環剛度；Rb為缸套參考半徑；ΔRtex為活塞環熱變形量；ΔRbd(Xr)缸套熱變形量；h0(t)為活塞環-缸套瞬時最小油膜厚度；Rf為活塞環自由半徑；Xr(t)為活塞環實時位置;Xp(t)為活塞銷位置；Xrp活塞環在活塞上的位置。

2 模型建立

本研究針對柴油機活塞環-缸套摩擦特性進行分析研究，建立的模型主要包括柴油機工作過程模型和單缸活塞環-缸套摩擦模型，柴油機工作過程模型為摩擦模型提供邊界條件。

2.1 柴油機工作過程模型

應用GT-Power軟件建立了某柴油機一側氣缸排的工作過程模型，計算得到缸內燃氣壓力和缸套內壁溫度分布情況，以此作為摩擦模型邊界條件。該柴油機的主要結構參數和部分性能指標見表1。

表1 柴油機結構參數及性能指標

2.2 活塞環-缸套摩擦模型

活塞環-缸套摩擦模型為三環設計，其中兩個氣環一個油環。利用GT-Power軟件建立了柴油機單缸活塞環-缸套摩擦模型。

柴油機單缸活塞環-缸套結構參數和部分性能指標見表2。

表2 活塞環-缸套結構參數及性能指標

活塞環-缸套摩擦模型邊界條件為缸內燃氣壓力、缸套內壁溫度分布，通過GT-Power軟件計算得到標定工況下缸內燃氣壓力和缸套內壁溫度分布。參考相關文獻[4]活塞環組漏氣分析法，第一環氣體壓力為缸內燃氣壓力；在活塞環開口間隙節流作用下，第一環和第二環間氣體壓力為缸內燃氣壓力1/5左右，且最高壓力值所處位置發生了推遲；經過兩道氣環密封之后，第二環和油環間的漏氣量較小，其氣體壓力不予考慮。活塞環-缸套摩擦模型的邊界條件見圖3和圖4。

圖3 活塞環處氣體壓力

圖4 氣缸內壁溫度分布

3 計算結果及分析

通過GT-Suite軟件對標定工況下潤滑油溫為80 ℃時活塞環-缸套摩擦特性進行仿真分析，分別得到3道活塞環的摩擦特性。

3.1 油膜壓力和厚度

3道活塞環處最大油膜壓力、油膜厚度見圖5和圖6。

圖5 活塞環處油膜最大壓力變化規律

從圖5可以看出，活塞環最大油膜壓力一般比活塞環間氣體壓力大，這是由于油膜的收斂作用，導致收斂區內油膜壓力升高；第一環和第二環的最大油膜壓力較大且變化梯度較大，最大值出現在壓縮上止點附近，而油環最大油膜壓力較小且呈較為平均的周期性變化，這是由于第一環和第二環間的氣體壓力對油膜壓力起主要作用，經過前兩道活塞環密封后油環間的氣體壓力急劇變小，油環的彈力和運動規律對油膜壓力起主要作用。

圖6 活塞環處油膜厚度變化規律

從圖6可以看出，在一個活塞行程中，三道活塞環的最小油膜厚度出現在0°，180°，360°和540°附近，這些位置正好對應活塞環運動的上下止點，這是由于此時活塞運動速度很低，導致潤滑油黏度較低；在一個活塞行程中，活塞環位于氣缸中部時油膜厚度最大，這是由于根據動壓潤滑理論，速度越高潤滑油黏度越高，其油膜厚度也就越厚，此時活塞環速度達到最大值，油膜厚度也到達最大值；在做功行程(0°～180°)和壓縮行程的后段(-80°～0°)，上止點油膜厚度最小，說明氣體壓力對油膜厚度影響較大。從圖8還可以看出，最小油膜厚度由小到大依次為第二環、第一環、油環，這是由于第一環和第二環所處位置不利于潤滑，在活塞下行時通過油環刮油效能使得兩道氣環得到潤滑，活塞上行時第一環運動在最前面，最先獲得潤滑油，潤滑條件充分，第二環經過第一環的刮油之后獲得的潤滑油量減少，產生的油膜厚度較小。

3.2 摩擦力和摩擦功耗

3道活塞環處摩擦力以及摩擦功耗見圖7至圖9。

從圖7可以看出，第一環最大摩擦力明顯比第二環和油環高，第二環最大摩擦力比油環稍高。對于第一環，最大摩擦力為149.423 N，出現在11.4°處，與最大油膜壓力和最小油膜厚度所在的位置相對應，這是由于在壓縮沖程和做功沖程時氣體壓力對其影響較大，在其他沖程活塞環彈力和運動規律對其影響較大；對于第二環，最大摩擦力為17.673 N，出現在56.2°處，最大摩擦力與其他沖程最大摩擦力相當，在整個循環過程呈周期性變化，這是由于第二環處氣體壓力較小；對于油環，最大摩擦力為7.983 N，在整個循環過程呈周期性變化，4個極點處的摩擦力基本相等，這是由于在整個循環過程中主要受油環彈力和運動規律影響。

圖7 活塞環處摩擦力變化規律

圖8 活塞環處峰元摩擦力變化規律

從圖8可以看出，第一環和第二環的峰元摩擦力主要集中發生在燃燒上止點附近，此時摩擦力的數值明顯高于其他時刻；油環的峰元摩擦力在整個循環過程中幾乎為0，這是由于油環的潤滑狀況良好、油膜較厚。

圖9 活塞環處摩擦功耗變化規律

從圖9可以看出，第一環最大摩擦功耗明顯比第二環和油環高，第二環最大摩擦功耗比油環稍高。對于第一環，摩擦功耗最大值為1 096.86 W，出現在69.3°處，與最大摩擦力出現的位置相比稍有滯后，這是摩擦力和速度共同作用的結果，此外，壓縮沖程和做功沖程摩擦功耗明顯比其他沖程高，排氣沖程和進氣沖程摩擦功耗相當；對于第二環，最大摩擦功耗為336.13 W，變化規律與摩擦力規律相對應，壓縮沖程和做功沖程摩擦功耗比其他沖程稍高，排氣沖程和進氣沖程摩擦功耗相當；對于油環，最大摩擦功耗為161.21 W，在整個循環過程呈較為均勻的周期性變化。

3.3 活塞環扭曲角

3道活塞環的扭曲角見圖10。從圖10可以看出，第一環和第二環扭曲角明顯比油環大，尤其是在做功沖程，最大扭曲角與缸內氣體壓力最大時刻相對應，這是由于此階段缸內氣體壓力大導致氣體力矩變大，進而導致扭曲角變大。第一環和第二環扭曲角在其他3個沖程較為平均，油環的扭曲角在整個循環過程呈周期性變化且較為平均，活塞環的扭曲角方向同活塞運動方向相反；活塞環的扭曲角越大，對應的摩擦力和油膜厚度越小，越不利用潤滑，這是由于活塞環扭曲導致活塞環與缸套接觸面減少，進而導致壓力增大、油膜厚度減小。

圖10 活塞環扭曲角變化規律

通過仿真結果還可以看出，第一環工作環境最為惡劣，潤滑條件較差、磨損量大、熱負荷大，應該在設計時加以重視。

4 油溫對摩擦特性的影響

通過對柴油機標定工況下活塞環-缸套摩擦特性的分析研究發現，潤滑油的狀態對于摩擦特性有很大影響，而在實際工作過程中油溫還受到冷卻系統的影響。因此，本研究為了進一步了解油溫對摩擦特性的影響，分別計算油溫為60，70，80， 90，100 ℃時第一環的摩擦特性(見圖11至圖14)。

圖11 油溫對第一環油膜厚度的影響

圖12 最小油膜厚度隨潤滑油溫度變化情況

從圖11和圖12可以看出，不同油溫下第一環油膜厚度變化趨勢是相似的，油溫越高油膜厚度越小，這是由于隨溫度的升高潤滑油黏度明顯降低，隨著油溫升高，最小油膜厚度呈現大幅度的下降，但降幅逐漸減小。油溫從80 ℃升到100 ℃，最小油膜厚度減少28.7%，可見油溫對于油膜厚度影響較大；同時隨著油溫升高，最小油膜厚度減小，活塞環-缸套摩擦形式處于混合潤滑與邊界潤滑的概率增加，不利于潤滑。

圖13 油溫對第一環摩擦功耗的影響

圖14 摩擦功耗隨潤滑油溫度變化情況

從圖13和圖14可以看出，不同油溫下第一環摩擦功耗變化趨勢是相似的，油溫越高摩擦功耗越少，這是由于隨溫度的升高，潤滑油黏度降低導致流體摩擦力明顯降低。隨著油溫升高，最大摩擦功耗顯著降低，但降幅逐漸減小。油溫從80 ℃升到100 ℃，最大摩擦損耗減少41%，平均摩擦損失減少37.3%，可見油溫對于摩擦功耗影響是顯著的。

從圖11至圖14可以發現，油溫下降雖然有利于活塞環-缸套的潤滑，但是會導致摩擦功耗增大，同時油溫過高導致油膜厚度減小，影響潤滑效果，甚至會出現干摩擦現象。參考相關文獻[3]的最小安全油膜厚度計算方法，活塞環處最小安全油膜厚度為3.2 μm。綜合考慮油溫對油膜厚度和摩擦功耗的影響，潤滑油溫度為80～90 ℃時活塞環-缸套摩擦特性較為理想。

5 轉速對摩擦特性的影響

通過上述分析研究發現，活塞環運動速度對其摩擦特性影響很大，因此，為了進一步研究運動速度對其影響程度，分別計算發動機轉速為2 000，1 800，1 600，1 400 r/min時第一環的摩擦特性。

從圖15和圖16可以看出，不同轉速下第一環油膜厚度變化趨勢是相似的，轉速越高油膜厚度越大，但是影響程度不大，這是由于根據動壓潤滑理論可知，轉速增加導致潤滑油黏度提高。

圖15 轉速對第一環油膜厚度的影響

圖16 最小油膜厚度隨轉速變化情況

從圖17和圖18可以看出，不同轉速下第一環摩擦功耗變化趨勢是相似的，轉速越高摩擦功耗越多，這是由于單位時間內轉速越高活塞環運動距離越長。同時轉速變化對壓縮沖程和做功沖程的摩擦功耗影響較為顯著。

圖17 轉速對第一環摩擦功耗的影響

圖18 摩擦功耗隨轉速變化情況

6 結論

a) 第一環和第二環的最大油膜壓力較大且變化梯度大，最大值都出現在壓縮上止點附近，而油環的最大油膜壓力較小且相對平均;第一環的摩擦力和摩擦功耗較大且在做功沖程和壓縮沖程中變化較大，而第二環和油環的摩擦力和摩擦功耗較小且4個極點處摩擦特性基本相等,因此第一環工作環境最為惡劣,潤滑條件較差、磨損高、熱負荷大，應該在設計和使用時加以重視;

b) 不同油溫條件下，活塞環的摩擦特性的變化趨勢是相似的，但對其摩擦特性有顯著影響;隨著油溫的升高，油膜厚度顯著減少的同時摩擦功耗顯著減少,綜合考慮油溫對油膜厚度和摩擦功耗影響，認為油溫在80～90 ℃范圍時最小油膜厚度和摩擦功耗較為理想，這為潤滑油冷卻系統的匹配提供一定參考;

c) 不同轉速條件下，活塞環的摩擦特性的變化趨勢是相似的,隨著轉速的提高，油膜厚度增加，同時摩擦功耗增加，轉速對油膜厚度影響較小，對摩擦功耗有顯著影響。

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