減小發動機摩擦的新型活塞裙部型線

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0 前言

沿滑動方向的活塞裙部形狀通常以單曲率型線為特征，如圖1所示的中凸型型線。設計成這種形狀的目的是，當沿潤滑表面滑動時，活塞裙部會產生能夠平衡外部側向作用力的流體動壓力[1-2]。

圖1 冷態條件下推力側中心裙部橫截面型線實例

一些研究已經證實了活塞裙部型線對發動機性能的影響。與柴油機研究結果一致，通過改變標準中凸型型線的曲率，即改變活塞裙底部或頂部的間隙，利于改善活塞的摩擦平均有效壓力(FMEP)[3]。此外，在采用相同活塞型線的條件下，也證明了安裝間隙會對摩擦損失產生影響。對汽油機的研究已經表明，通過增大安裝間隙，發動機摩擦損失會減少[4]。

這些結論中沒有對多曲率型線的影響進行研究。從研究性質來說，提出的型線是標準中凸型型線，但是在裙部的底端和頂端添加了兩個特征，旨在改善裙部與潤滑油之間的接觸，以及外部作用力的作用方式。

如圖2所示，這兩個特征的主要作用是通過收集和引導較小間隙區域的機油流向裙部中心從而產生較大的流體動壓力。頂端特征在向下行程中發揮作用，而底端特征在向上行程中發揮作用。

圖2 特征的功能示意圖

這兩個特征還有助于減小裙部與缸套之間的相互應力。在相同的標稱直徑條件下，熱態條件下基準型型線產生的間隙比優化活塞在工作溫度下的間隙稍大(圖3)。間隙稍大會導致活塞的水平位移增大，這樣會防止活塞同時從裙部的兩端與缸套接觸。

圖3 熱態條件下裙部相對推力側中心缸套的間隙實例

特征的另一個影響是減小活塞的傾斜運動。實際上，假設采用新型型線及特征位置，當與缸套作用時，裙部上產生的壓力會導致很大的杠桿作用以平衡外部作用力(圖4)，從而保證傾斜運動更加可控和穩定。

圖4 與缸套作用時兩種設計之間的杠桿作用差異優化型線(a)和中凸型型線(b)

1 新型型線定義

在幾何結構上，這兩個特征在軸向上具有相同的橫截面型線(圖5)，而特征中心的位置通過1個二維設計定義在圓周上(圖6)。

為了確保型線特征與原始型線間實現平滑過渡，采用高斯類曲線表征橫截面。曲線的高度和寬度定義了標稱厚度和尺寸，對于型線優化至關重要。

定義完橫截面后，通過定義橫截面的二維結構確定橫截面在裙部表面的擴展情況是非常必要的。

最后，將特征型線與原始型線重疊(圖7(b))。需要注意的是，必須對得到的型線進行轉化，使其能夠與原始活塞的標稱直徑相匹配(圖8)。

圖5 特征的橫截面型線及其變量參數

圖6 改變曲率和豎直位置特征的二維結構(特征的功能示意圖)

2 模型結果

為了優化特征的所有幾何結構特性，采用了內部開發的活塞二階運動模型[5-8]。模型內的可用數據考慮了活塞的熱變形、冷態變形和動態變形(與缸套的機械作用導致的變形)。更為重要的是，該模型還計算了在裙部、倒角和缸套各步驟區域的機油輸送。

該模型是根據浮式缸套發動機創建的，計劃用于測量成型后優化活塞的實際FMEP減小量。表1所示為該發動機的技術規格。

表1 發動機主要技術規格

表1列出的工況條件為轉速2 000 r/min，IMEP為0.4 MPa，該工況代表的是車輛處于巡航速度下的發動機運行情況。

2.1 與基準設計的比較

圖7 重疊特征型線與基準型線

圖8 型線優化示意圖

在活塞優化過程中最具影響的結果是摩擦力和摩擦功率損失。表2列出了裙部FMEP比較結果，圖9和圖10比較了基準和優化活塞的模擬結果。

表2 裙部FMEP的比較

圖9 基準與優化設計的摩擦力比較

圖10 基準與優化設計的摩擦功率損失比較

這些結果表明，在進氣、壓縮，尤其是作功行程中，優化設計的摩擦力和摩擦功率損失計算結果相對較小，但是在排氣行程的計算結果類似。這些改善主要歸功于這兩種設計與潤滑油和缸套的作用方式不同。為了分辨這些差異，必須觀察能夠平衡作用于活塞的側向作用力(圖11)的流體動壓力(圖12)和實體接觸法向力在活塞裙部上的作用方式(圖13)。

圖11 作用于活塞的側向作用力(正值表示作用力指向推力側)

圖12 平衡側向作用力的總流體動壓力

圖13 平衡側向作用力的總接觸作用力

原則上，流體動壓力與實體間接觸作用力之和等于側向作用力。但是，實體間接觸比流體動態接觸產生的摩擦損失要多，因此，平衡側向作用力采用的流體動壓力比例越大，產生的摩擦損失越少。

以產生較多損失的作功行程為例，由圖12可以清楚看出，優化的型線設計能夠產生更高的流體動壓力來平衡側向作用力，從而導致實體間接觸和摩擦損失要少得多。這些優點是由不同的活塞形狀導致的，優化的型線設計能夠在裙部上產生高得多的流體動壓力(圖14)。

圖12和圖13表明了平衡側向作用力的大小為活塞推力側法向力減去反推力側法向力得到的差值。盡管如此，由于相互作用的原因，在推力側和反推力側都會產生摩擦損失，在這種情況下尤其會產生與液壓動態摩擦相關的摩擦損失。

為了減小摩擦，理想的情況是僅從活塞裙部一側平衡側向作用力。當活塞兩端都產生作用力時，盡管側向作用力仍由其他兩項作用力之和抵消，但是摩擦力仍會增大。

以進氣行程為例，如圖11和圖12所示，對于這兩種設計，側向作用力幾乎完全由總流體動壓力平衡。圖10顯示了基準設計的摩擦損失要比優化設計大，這是因為基準活塞同時在裙部兩端產生相互作用，見圖15和圖16。

圖15 推力側產生的流體動壓力

圖16 反推力側產生的流體動壓力

如前所述，活塞-缸套之間相互作用的差異是不同水平運動產生的結果。如圖17和圖18所示，優化設計遵循的是具有較大水平位移和較小傾斜角度的運動。這種特性解釋了進氣行程和壓縮行程產生較小摩擦損失的原因。

圖17 活塞相對活塞銷的水平位移(正值表示活塞向推力側運動)

圖18 活塞的傾斜角度(正值表示活塞底部向推力側傾斜)

2.2 與增大間隙實例的比較

之前的研究表明[4]，減小摩擦損失的另一種方式是減小安裝間隙。事實上，較大的間隙會防止活塞兩端同時與缸套發生作用，而這種作用在之前的研究被認為對活塞的性能不利。并且采用這種方式獲得的改善幅度無法與新型設計相比。為了比較增大間隙和優化設計獲得的改善情況，對具有增大間隙的基準設計進行了模擬。模擬采用的間隙增大數值取決于優化設計活塞的水平位移。為了進行連貫性的比較，必須保持不同設計之間的水平位移在極為類似的條件下進行模擬。針對這種具體情況，間隙在徑向上增大了30 μm，如圖19所示，這樣會產生類似的水平位移。

研究重點是摩擦損失，圖20顯示了在不改變活塞形狀的情況下，增大間隙確實能夠改善活塞的性能，但是改善程度與優化設計不同，表3示出了優化前后活塞裙部FMEP的比較。

圖19 活塞相對活塞銷的水平位移(正值表示活塞向推力側運動)

圖20 摩擦功率損失

表3 裙部FMEP的比較

如圖21所示，與基準設計相比，增大間隙會產生更大的流體動壓力來平衡側向作用力。這樣實際上會減少實體間的接觸，尤其在作功行程中。但是，通過分別觀察推力側和反推力側產生的流體動壓力(圖22和圖23)可以發現，總體上活塞仍同時在兩側與缸套相互作用，進而產生比優化設計更大的功率損失。

圖21 平衡側向作用力的總流體動壓力

圖22 推力側活塞裙部產生的流體動壓力

圖23 反推力側活塞裙部產生的流體動壓力

實際上，與基準設計相比，即使水平位移增大，仍會以較高的幅度改善傾斜角度(圖24)，最終導致活塞與缸套的相互作用增多。

圖24 傾斜角度

將所有這些影響考慮在內，增大間隙確實有助于改善性能，但是改善幅度不及優化活塞明顯。實際上，裙部與潤滑油的作用方式與基準設計相同，即使活塞具有較大的水平運動，增大的傾斜角度對摩擦損失仍舊會產生有害影響。優化設計采用的是一種完全不同的作用方式，在不增大傾斜角度的情況下，能夠產生更大的總流體動壓力。

2.3 供油比較

另一個值得關注的研究方向是供油方式對不同設計的影響。在采用的二階運動模型中，每當活塞達到上止點時就向系統供給機油(圖25)，在緊鄰裙部下方的缸套部分添加固定厚度的均勻油膜。本研究中測試了3種不同的供油條件，其均勻油膜厚度分別為50 μm、25 μm和5 μm。

圖25 活塞二階運動模型中的供油示意圖

該測試顯示，不同的供油條件以不同的方式影響設計結果。根據裙部FMEP結果顯示(圖26)，機油供給量減少時，基準設計的摩擦損失增大，但是優化設計的摩擦損失減小。

圖26 不同供油方式下的裙部FMEP結果

當供油減少時，研究與液壓動態接觸和實體間接觸相關的摩擦損失是了解發生變化的有效方式。

圖27 基準設計的流體動壓力摩擦功率損失

如圖27所示，對于基準設計，除了作功行程外，在整個循環中液壓動態損失基本相同。實際上，用于平衡側向作用力的流體動壓力在供油量較少時要小得多，從而導致實體間接觸更為突出(圖28)。

圖28 基準設計的實體-實體摩擦功率損失

與基準設計不同，優化設計的實體間接觸摩擦損失極為類似，但是在供油量較大時，其流體動壓力摩擦損失更大(圖29)。活塞裙部兩端產生的最終流體動壓力仍能平衡大部分側向作用力，如圖30所示，活塞與缸套的同時相互作用減少了。該研究表明，新型設計能夠以更加良好的方式充分利用潤滑油，并且在供油量極低時，仍能通過流體動壓相互作用平衡側向作用力。

圖29 優化設計的實體間的摩擦功率損失

圖30 優化設計的流體動壓力摩擦功率損失

3 試驗結果

利用模型對型線優化模擬完成后，必須在實際發動機上對該新型設計的性能進行測試，得到的數據給出了在不同轉速和負荷下的摩擦測量結果和FMEP結果。需要注意的是，這些結果還包括活塞二階運動模型中未測量的活塞環摩擦[9]。

正如模型預測的那樣，圖31中的數據表明，優化設計使總FMEP大幅下降，平均下降了12%。不僅如此，在較高轉速下FMEP的改善量更大。這表明優化型線具有不同的流體動壓特性，因為只有流體動壓力與轉速有關。

圖31 優化活塞型線的FMEP比較(IMEP分別為0.2 MPa、0.4 MPa條件下)

圖32所示為基準活塞和優化活塞瞬時摩擦的測量結果比較。工況條件為轉速2 000 r/min，IMEP為0.4 MPa。進氣行程和排氣行程中的摩擦相當，在壓縮行程終點略低，在作功行程要低很多。與模型預測的一樣，代表實體間接觸出現在作功行程始點的摩擦峰值幅度更小，持續時間更短。

圖32 摩擦測量結果比較

4 總結

該研究表明，在相同的標稱直徑條件下，在活塞裙部上添加兩個特征能夠減少活塞與缸套之間的接觸和摩擦。此外，由于所提出型線能夠充分利用裙部區域的機油，因此，其對向缸套添加的機油量敏感度更低。另一方面，為了更好理解這種型線的影響，需要進一步進行研究。在試驗方面，為了了解型線與潤滑油相互作用，以及如何產生更大的流體動壓力，利用激光誘導熒光光度法對這種活塞設計進行了測試[10]。在模擬方面，為了了解所提出型線在不同工況條件下的工作情況，可以針對其他發動機對該型線進行調整和優化。

同時，該項目還需要進行深入研究，測試能夠產生更佳性能但與基準型線類似或極為不同的型線。優化后的型線實際很大程度是基于單曲率中凸型型線的形狀，是將其作為初始研究的1個實例。對于優化摩擦的研究，并未將提出的新型型線作為最佳型線。主要目的是想證明活塞型線是能夠減小摩擦損失的極為關鍵的因素，需要以非傳統的理念進一步推動活塞設計的發展。

參 考 文 獻

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