活塞組件-缸套摩擦副潤滑研究綜述

劉廣勝，孫 軍

（合肥工業(yè)大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，合肥 230009）

內(nèi)燃機(jī)是汽車、船舶和工程機(jī)械等領(lǐng)域應(yīng)用最廣泛的動(dòng)力裝置。內(nèi)燃機(jī)運(yùn)行時(shí)，燃料在氣缸內(nèi)燃燒，推動(dòng)活塞組做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，并驅(qū)動(dòng)曲軸旋轉(zhuǎn)輸出動(dòng)力。活塞組件-缸套是內(nèi)燃機(jī)最重要的摩擦副之一，其工作狀況直接影響內(nèi)燃機(jī)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、可靠性和耐久性等，摩擦損耗約占內(nèi)燃機(jī)總耗能的6%。潤滑研究是活塞組件-缸套摩擦副研究的重要方面，有利于減小摩擦功耗，提高內(nèi)燃機(jī)的綜合性能[1]。為此，國內(nèi)外學(xué)者開展了大量活塞組件-缸套摩擦副潤滑方面的研究工作。本文基于國內(nèi)外研究成果，針對(duì)內(nèi)燃機(jī)活塞組件-缸套摩擦副的兩個(gè)主要組成部分（活塞環(huán)-缸套摩擦副和活塞裙-缸套摩擦副），論述其潤滑研究的現(xiàn)狀，討論和展望有待深入研究的問題。

1 活塞環(huán)-缸套摩擦副潤滑的研究

1.1 基本方程

活塞環(huán)-缸套摩擦副潤滑分析的基本方程為Reynolds方程。在活塞行程中部，擠壓效應(yīng)較弱，可忽略，此時(shí)僅考慮動(dòng)壓效應(yīng)，假定活塞環(huán)圓周方向潤滑狀況相同，可以應(yīng)用簡(jiǎn)化一維Reynolds方程式（1）進(jìn)行活塞環(huán)-缸套摩擦副潤滑分析[2]。

但是，在活塞上、下止點(diǎn)附近，活塞環(huán)速度接近于0，動(dòng)壓效應(yīng)減弱，但是受燃燒室壓力和活塞環(huán)彈力等的作用，擠壓效應(yīng)明顯，因此，應(yīng)考慮動(dòng)壓效應(yīng)和擠壓效應(yīng)的綜合影響，即：

由于制造安裝工藝、高溫、高壓和磨損等因素的影響，活塞環(huán)圓周方向潤滑狀況存在差異，應(yīng)采用二維Reynolds方程：

實(shí)際加工的活塞環(huán)和缸套表面不光滑，表面形貌在油膜厚度較小時(shí)對(duì)活塞環(huán)-缸套摩擦副的潤滑有重要影響。適用于粗糙表面摩擦副潤滑分析的平均Reynolds方程為[3]：

平均Reynolds方程目前在活塞環(huán)-缸套摩擦副潤滑分析中得到普遍應(yīng)用[4-8]。

1.2 Reynolds方程求解及邊界條件

Reynolds方程一般采用數(shù)值方法求解，有限差分法是一種常用方法，其通過將Reynolds方程差分離散，轉(zhuǎn)換成線性代數(shù)方程，迭代求解。

邊界條件是數(shù)值方法求解Reynolds方程的關(guān)鍵，目前常用的邊界條件為Reynolds邊界條件和質(zhì)量守恒邊界條件。

Reynolds邊界條件為：

質(zhì)量守恒邊界條件也稱JFO邊界條件，認(rèn)為油膜壓力變化過程中油膜產(chǎn)生氣穴，潤滑分析時(shí)需要考慮氣穴引起的油膜破裂和再生成[7-8]。滿足質(zhì)量守恒的空穴區(qū)邊界可以描述為：

油膜再生成條件為：

1.3 實(shí)際影響因素研究

對(duì)活塞環(huán)-缸套摩擦副潤滑產(chǎn)生實(shí)際影響的因素很多，主要包括結(jié)構(gòu)特征、物理屬性、工作條件和潤滑油特性等。

1.3.1 結(jié)構(gòu)特征

1.3.1.1 表面形貌

表面形貌包括表面粗糙度和表面織構(gòu)，使摩擦副表面間微觀距離發(fā)生變化，影響潤滑油流動(dòng)和油膜厚度。當(dāng)摩擦副表面間距離足夠小，微觀凸峰接觸，潤滑油膜不連續(xù)，磨損加劇，功耗上升。

表面粗糙度增大使活塞環(huán)-缸套間最小油膜厚度減小。將微凸體接觸模型[9]：

和平均Reynolds方程運(yùn)用于活塞環(huán)-缸套摩擦副，可以分析摩擦副表面金屬接觸和潤滑狀況。

內(nèi)燃機(jī)運(yùn)行一段時(shí)間后，活塞-缸套摩擦副表面微觀高度一般呈非高斯分布，可以通過對(duì)表面特征的統(tǒng)計(jì)分析，得到適用于磨合后潤滑分析的平均Reynolds方程[4]：

考慮表面粗糙度的影響，活塞上止點(diǎn)附近區(qū)域的活塞-缸套摩擦副潤滑狀態(tài)為部分彈流潤滑[10]。

活塞環(huán)-缸套摩擦副的表面織構(gòu)有利于潤滑油流動(dòng)和壓力傳遞，潤滑油充足時(shí)，局部可以形成微小的動(dòng)壓軸承，改善潤滑；貧油時(shí)儲(chǔ)存潤滑油[11]。表面織構(gòu)對(duì)活塞環(huán)-缸套摩擦副潤滑的影響，因尺寸量級(jí)不同而區(qū)別于表面粗糙度，二者采用不同數(shù)學(xué)模型進(jìn)行描述[12]。不同型式和尺寸的表面織構(gòu)，提升潤滑性能的程度不同。在缸套表面用激光加工出微球面凹坑結(jié)構(gòu)，即使摩擦副表面間平行也能產(chǎn)生流體動(dòng)壓潤滑，選擇適當(dāng)?shù)陌伎映叽绫戎担ㄖ睆?深度）和凹坑布置方式可以獲得最佳潤滑效果[13-15]。恰當(dāng)?shù)谋砻婵棙?gòu)可以改善潤滑，不合理的織構(gòu)型式有反作用。如果織構(gòu)溝槽垂直于活塞運(yùn)動(dòng)方向，在邊界潤滑或混合潤滑條件下改善潤滑，在流體潤滑條件下影響不明顯；如果紋理溝槽和活塞運(yùn)動(dòng)方向平行，潤滑惡化，低速時(shí)油膜破裂，潤滑失效[14-15]。

1.3.1.2 活塞環(huán)結(jié)構(gòu)尺寸

桶面環(huán)的桶面高度過大，活塞環(huán)-缸套摩擦副潤滑狀況變差；桶面高度減小，活塞上、下止點(diǎn)附近的最小油膜厚度顯著增加。改變活塞環(huán)軸向?qū)挾龋ず癖劝l(fā)生變化，加大活塞環(huán)的軸向?qū)挾瓤梢允棺钚∮湍ず穸仍黾樱湍ぜ羟邢脑龃螅虼耍钊h(huán)軸向?qū)挾茸兓瘜?duì)潤滑效果的影響不明顯[16-18]。在斷面對(duì)稱、等黏度潤滑油、定載和正弦運(yùn)動(dòng)規(guī)律下，活塞環(huán)存在一個(gè)使最小油膜厚度最大的拋物線斷面型線[19]。活塞環(huán)開口對(duì)潤滑油流動(dòng)有引導(dǎo)作用，開口位置及大小影響潤滑油的消耗和活塞環(huán)-缸套摩擦副的潤滑，當(dāng)各活塞環(huán)的開口位置靠近或接近直線布置時(shí)，潤滑油消耗顯著上升，活塞環(huán)潤滑性能變差。頂環(huán)開口間隙增大，竄入燃燒室的機(jī)油量隨之增大，適當(dāng)減小活塞環(huán)開口間隙，可有效降低漏氣量與機(jī)油消耗，但如果開口間隙過小，易導(dǎo)致活塞環(huán)頂口[20]。

1.3.2 工作狀態(tài)和物理屬性

1.3.2.1 活塞環(huán)工作狀態(tài)

活塞環(huán)在環(huán)槽中的偏擺、扭轉(zhuǎn)和變形等對(duì)活塞環(huán)-缸套間潤滑油膜厚度和油膜承載能力有一定影響。環(huán)的偏擺使磨損嚴(yán)重，竄氣現(xiàn)象加劇，潤滑惡化[21]。活塞環(huán)的傾斜和扭轉(zhuǎn)使其工作特性及環(huán)-缸套間的油膜厚度在上、下行程不對(duì)稱[22]。桶面偏移使環(huán)-缸套間油膜厚度增大，但同時(shí)增加了活塞環(huán)與潤滑油的接觸面積，流體剪切對(duì)潤滑產(chǎn)生的負(fù)作用增強(qiáng)[16]。活塞環(huán)發(fā)生變形時(shí)，活塞環(huán)與缸套接觸方式改變，應(yīng)力增加明顯，燃燒室密封困難，最小油膜厚度減小，潤滑狀況變差[23]。

1.3.2.2 活塞環(huán)彈力和彈性

活塞環(huán)周向的油膜厚度隨活塞環(huán)彈力的減小而增大。彈性較好的活塞環(huán)可以減少潤滑油軸向流動(dòng)。活塞環(huán)剛度增大會(huì)加劇潤滑油軸向流動(dòng)，最大油膜壓力和承載能力下降，最小油膜厚度減小[24]。

1.3.2.3 缸套變形和磨損

活塞環(huán)和缸套理論上貼合，缸套變形使活塞環(huán)-缸套的貼合變差，潤滑油消耗增加，潤滑特性惡化。缸套變形或失圓時(shí)，最小油膜厚度明顯減小，活塞上、下止點(diǎn)附近微凸體接觸現(xiàn)象明顯，活塞環(huán)在一定曲軸轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)處于貧油潤滑狀態(tài)，油膜壓力周向分布不規(guī)則，受氣缸壓力變化影響較大[10，25-27]。

缸套軸向和周向磨損對(duì)活塞環(huán)-缸套摩擦副潤滑特性的影響不同。徑向磨損使最小油膜厚度減小，潤滑性能降低；軸向磨損有利于上行程中油膜的形成，但不利于下行程的潤滑[28]。

1.3.3 工作條件

內(nèi)燃機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，活塞環(huán)-缸套摩擦副在大范圍變速和變載荷條件下工作，每個(gè)行程中重復(fù)出現(xiàn)流體潤滑、混合潤滑和邊界潤滑。

1.3.3.1 內(nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速

活塞速度是影響油膜厚度最重要的因素，在活塞上、下止點(diǎn)處活塞速度接近或等于0，油膜厚度最小，在行程中間部潤滑最好[17]。內(nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速增加，活塞平均速度增大，平均油膜厚度增加。對(duì)于高速重載內(nèi)燃機(jī)，轉(zhuǎn)速過高容易使活塞環(huán)工作不穩(wěn)定，引起竄氣和潤滑不良[21]。

1.3.3.2 內(nèi)燃機(jī)負(fù)荷

內(nèi)燃機(jī)負(fù)荷增大，氣缸壓力增加，在活塞行程上止點(diǎn)處的油膜厚度減小。各行程中氣缸壓力的變化對(duì)潤滑油膜厚度沒有顯著影響，壓縮行程的氣缸壓力高于吸氣行程，但活塞環(huán)-氣缸間的潤滑油膜厚度差別不明顯[29-34]。

1.3.3.3 內(nèi)燃機(jī)溫度

在轉(zhuǎn)速和負(fù)荷等參數(shù)相同的前提下，內(nèi)燃機(jī)溫度高，活塞環(huán)-缸套間的油膜厚度小，承載能力差。在壓縮行程向做功行程轉(zhuǎn)換時(shí)刻附近，活塞環(huán)溫度高且速度低，油膜厚度最小，活塞環(huán)-缸套摩擦副一般處于邊界潤滑狀態(tài)。考慮熱效應(yīng)分析的活塞環(huán)-缸套間油膜厚度小于定溫情況[34-35]。

1.3.3.4 潤滑油供給

摩擦副的潤滑油供給量增加，潤滑明顯改善，最小油膜厚度增大，最大油膜壓力、微凸體作用力和摩擦功耗均減小[36]。貧油狀況使油膜厚度和長度減小，潤滑性能下降[37-38]。在壓縮行程中，除油環(huán)外，其它活塞環(huán)一般處于貧油狀態(tài)，存在氣穴形成和油膜破裂現(xiàn)象，油膜承載區(qū)域一般減小至環(huán)軸向?qū)挾鹊?5%～40%[39-40]。活塞上、下止點(diǎn)附近的潤滑油供給與行程中的其它時(shí)刻有差別，分析應(yīng)選擇不同的邊界條件[37-38]。使用不同邊界條件進(jìn)行潤滑分析，油膜壓力和油膜厚度等參數(shù)值差別明顯，假設(shè)活塞環(huán)-缸套摩擦副始終處于某種潤滑狀態(tài)的分析結(jié)果可靠性不高[41]。

1.3.4 潤滑油特性

潤滑油是摩擦副的潤滑介質(zhì)，黏度是潤滑油的主要特性參數(shù)，對(duì)潤滑的影響具有二重性。潤滑油黏度低，液面間剪切阻尼小，摩擦能耗低。但低黏度潤滑油流動(dòng)性高，活塞速度較低時(shí)活塞環(huán)-缸套摩擦副間平均油膜厚度小，易導(dǎo)致混合潤滑或邊界潤滑[5，30]。潤滑油黏度對(duì)溫度變化敏感，活塞與氣缸壁的熱傳遞直接影響摩擦副的溫度場(chǎng)，活塞環(huán)在缸套中位置不同，潤滑油的溫度、黏度和油膜厚度都有一定波動(dòng)[32]。根據(jù)能量守恒分析活塞環(huán)-缸套摩擦副潤滑特性，中低速時(shí)具有良好的一致性[42-43]。

固體顆粒物混入潤滑油將影響活塞環(huán)-缸套間的油膜強(qiáng)度和潤滑。油膜強(qiáng)度和摩擦力隨顆粒直徑的增加而增大，隨顆粒沿軸向速度增大而減小。顆粒物的作用會(huì)改變潤滑油流動(dòng)和活塞環(huán)背壓，顆粒物數(shù)量、位置和作用面積不同，影響潤滑的程度不同[44-46]。

1.4 試驗(yàn)研究

試驗(yàn)是活塞環(huán)-缸套摩擦副潤滑研究的重要方式，是對(duì)潤滑理論分析的驗(yàn)證和延伸。活塞環(huán)-缸套摩擦副潤滑性能的試驗(yàn)研究主要是測(cè)量油膜厚度等標(biāo)志性參數(shù)。根據(jù)試驗(yàn)中傳感信號(hào)的不同，活塞環(huán)-缸套摩擦副潤滑油膜厚度的測(cè)量方法分為電學(xué)方法、光學(xué)方法和聲學(xué)方法。

1.4.1 電學(xué)方法

電學(xué)方法包括電阻法、電感法和電容法，應(yīng)用最廣泛的是電容法，其通過在缸套或活塞環(huán)上安裝電容傳感器，獲取電容大小和電容介質(zhì)（潤滑油）厚度。DHAR等[47-48]應(yīng)用電容法測(cè)量的仿真運(yùn)行內(nèi)燃機(jī)活塞環(huán)-缸套間最小油膜厚度為0.2～8 μm，發(fā)現(xiàn)在上、下行程活塞傾斜方向轉(zhuǎn)換時(shí)油膜厚度變化顯著。HAMILTON等[49-52]使用直徑1.25 mm的電容傳感器測(cè)得小型內(nèi)燃機(jī)活塞環(huán)-缸套間的油膜厚度為0.4～2.5 μm，并對(duì)油膜厚度與內(nèi)燃機(jī)速度、負(fù)荷和潤滑油黏度的變化關(guān)系進(jìn)行了驗(yàn)證。S?CHTING等[30]在Perkins-900系列發(fā)動(dòng)機(jī)上應(yīng)用電容法，使用SAE-20、SAE-50和SAE-5W50三種黏度潤滑油，驗(yàn)證了活塞環(huán)-缸套間的油膜厚度隨潤滑油黏度降低而減小。

電容法的測(cè)量值一般比計(jì)算值小，在供油充分條件下二者非常吻合[53]。電容法需要在摩擦副表面安裝電容傳感器，破壞了摩擦副原有的潤滑狀態(tài)。

1.4.2 光學(xué)方法

光學(xué)方法主要有激光誘導(dǎo)熒光法（LIF）和粒子成像法（PIV）。如圖1所示，激光誘導(dǎo)熒光法（LIF）利用潤滑油中滲入的熒光物質(zhì)對(duì)波長400～500 nm激光的吸收和反射測(cè)量油膜厚度，激光通過透明氣缸套或者在普通氣缸套加裝的透明窗口照射油膜，可以實(shí)現(xiàn)較高精度測(cè)量[54]。粒子成像法（PIV）利用影像技術(shù)記錄油膜速度場(chǎng)分布和流場(chǎng)空間結(jié)構(gòu)。

圖1 LIF和PIV測(cè)量系統(tǒng)

STEVE等[55]通過LIF試驗(yàn)觀測(cè)了活塞環(huán)-缸套間潤滑油的實(shí)時(shí)流動(dòng)狀況，以及活塞速度、載荷和環(huán)的結(jié)構(gòu)變化對(duì)潤滑的影響，發(fā)現(xiàn)潤滑油從活塞向缸套的轉(zhuǎn)移以一種獨(dú)特的流動(dòng)方式進(jìn)行，對(duì)潤滑油消耗和系統(tǒng)潤滑有重要作用。BABA等[56]在石英玻璃缸套型式內(nèi)燃機(jī)上，使用LIF方法測(cè)量了油膜厚度，同時(shí)用PIV方法測(cè)得活塞環(huán)處的油膜速度。

LIF和PIV方法要求缸套透明或表面有透明窗口，所以在生產(chǎn)中難以推廣使用。一般PIV方法需要在潤滑油中加入可追蹤的粒子，測(cè)量過程會(huì)導(dǎo)致活塞和缸套的損壞及潤滑油性能的變化。利用LIF的油膜運(yùn)動(dòng)圖像獲得速度矢量分布圖，可以避免增加可追蹤粒子的影響[57]。

1.4.3 聲學(xué)方法

超聲波方法是一種無損測(cè)量技術(shù)。如圖2所示，將壓電式超聲波傳感器安裝在缸套外表面，向氣缸壁發(fā)射高頻超聲波脈沖，并接收反射回來的超聲波，測(cè)得油膜界面的反射系數(shù)R，通過式（10）計(jì)算獲得油膜厚度。

式中：2ρc為潤滑油密度；c為超聲波在潤滑油中傳播的速度；ω為超聲波的頻率；z為潤滑油膜的聲阻抗。

圖2 超聲波測(cè)量法示意圖

測(cè)量結(jié)果顯示，受傳感器尺寸限制和活塞環(huán)結(jié)構(gòu)影響，超聲波方法測(cè)量的最小油膜厚度大于實(shí)際最小油膜厚度[58]。

2 活塞裙-缸套摩擦副潤滑的研究

2.1 基本方程

平均Reynolds方程式（4）是目前活塞裙-缸套摩擦副潤滑分析中普遍應(yīng)用的基本方程，其中油膜厚度h為：

式中：et和eb分別為活塞裙部上、下兩端的橫向位移，通過活塞二階運(yùn)動(dòng)分析獲得。

活塞二階運(yùn)動(dòng)的動(dòng)力學(xué)模型為[59]：

活塞裙-缸套摩擦副潤滑分析一般通過聯(lián)立求解Reynolds方程式（4）和活塞二階運(yùn)動(dòng)方程式（12）進(jìn)行。

2.2 實(shí)際影響因素研究

結(jié)構(gòu)、物理屬性和工作條件等是影響活塞裙-缸套摩擦副潤滑的重要因素。

2.2.1 結(jié)構(gòu)因素

2.2.1.1 裙部形貌結(jié)構(gòu)

裙部形貌結(jié)構(gòu)包括裙部的表面粗糙度、波度和型線等，它們對(duì)活塞裙-缸套摩擦副潤滑的作用各不相同。裙部表面粗糙度降低，可以有效提高活塞裙部的潤滑性能，磨合使活塞和缸套表面粗糙度減小，有利于潤滑改善[60]。裙部表面粗糙度和波度的影響相互關(guān)聯(lián)，當(dāng)活塞表面光滑，波度小于2.5 μm時(shí)，潤滑較好；當(dāng)波度值超過粗糙度兩倍，粗糙度對(duì)潤滑的影響可以忽略[61]。

裙部型線與缸套之間形成油楔，使活塞裙部處于良好的潤滑狀態(tài)。對(duì)比直線型線裙部，中凸型線裙部可以在整個(gè)活塞行程中都形成流體動(dòng)壓潤滑，減小活塞二階運(yùn)動(dòng)幅度，改善導(dǎo)向性能，降低摩擦功耗。中凸曲率半徑不宜設(shè)計(jì)得過小，避免出現(xiàn)負(fù)壓，采用橫向變橢圓型線和縱向拋物線型線有利于提高活塞裙-缸套摩擦副的潤滑性能[62-65]。

2.2.1.2 裙部長度

適當(dāng)增加活塞裙部長度可以減弱活塞二階運(yùn)動(dòng)，但活塞裙部長度增加將使摩擦功耗增大。在一定范圍內(nèi)縮短活塞裙部長度，可以改善活塞裙部潤滑，減小活塞質(zhì)量，提升內(nèi)燃機(jī)性能[66]。

2.2.1.3 活塞銷偏置

活塞銷偏置影響活塞二階運(yùn)動(dòng)幅度。比較活塞銷偏心距分別為0、0.5、1時(shí)的結(jié)果表明：偏心距為1的活塞二階運(yùn)動(dòng)平動(dòng)最小，偏轉(zhuǎn)最大；偏心距為0時(shí)，裙部與缸套的接觸壓力最小[67]。對(duì)于小間隙高速內(nèi)燃機(jī)，活塞銷偏心距為0時(shí)，活塞二階運(yùn)動(dòng)幅度小于偏心距為+1或-1的活塞；活塞銷偏心距為-1時(shí)，潤滑狀況最差[68]。

2.2.1.4 曲軸偏置

曲軸偏置影響側(cè)向推力大小，活塞裙部潤滑狀況隨之產(chǎn)生變化。轉(zhuǎn)速較低且負(fù)荷較小時(shí)，曲軸向主推力面偏置可以降低活塞側(cè)推力，有利于潤滑改善。采用曲軸偏置改善潤滑，需在壓縮行程上止點(diǎn)提供足夠潤滑油，改善裙部與缸套的接觸條件[69]。

2.2.1.5 活塞與缸套間隙

較小的活塞-缸套間隙可以抑制活塞二階運(yùn)動(dòng)，但是會(huì)導(dǎo)致活塞裙部油膜壓力和摩擦損耗增加。而且，活塞-缸套間隙減小使做功行程中推力面微凸體接觸增加，潤滑條件惡化。當(dāng)最小油膜厚度一定時(shí)，存在一個(gè)最佳配缸間隙使摩擦損失最小[70-71]。

2.2.2 物理屬性

2.2.2.1 變慣量

系統(tǒng)變慣量指活塞和連桿等部件相對(duì)于轉(zhuǎn)動(dòng)軸的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量變化。連桿質(zhì)心位置越靠近連桿大頭，系統(tǒng)慣量越小，潤滑狀況越好，摩擦功耗越少。系統(tǒng)變慣量使?jié)櫥瑢?duì)轉(zhuǎn)速變化敏感，轉(zhuǎn)速越高，活塞二階運(yùn)動(dòng)和摩擦功耗受系統(tǒng)變慣量的影響越大[72-73]。

2.2.2.2 活塞和缸套變形

研究活塞、缸套的熱變形和機(jī)械變形等對(duì)活塞裙部潤滑的影響，可以為裙部型線、橢圓度、中凸點(diǎn)位置、徑向縮減量、配缸間隙和活塞銷偏置等參數(shù)的確定提供依據(jù)。考慮活塞彈性變形，裙部最大油膜壓力、油膜承載力和摩擦功耗值均大于不考慮變形，使用裙部彈性好的活塞比剛性活塞更能獲得較大的最小油膜厚度[75-76]。彈性活塞-缸套系統(tǒng)活塞二階運(yùn)動(dòng)幅度大于剛性系統(tǒng)[77]。具有彈性活塞-缸套系統(tǒng)的重載柴油機(jī)摩擦功耗明顯低于剛性系統(tǒng)[78]。氣缸套失圓情況下，油膜厚度的周向分布均勻程度不如理想圓形缸套，油膜壓力減小，摩擦功耗增加，失圓越嚴(yán)重，潤滑效果越差[79-80]。

2.2.3 工作條件

2.2.3.1 內(nèi)燃機(jī)工況

內(nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速高，活塞速度大，裙部的流體動(dòng)壓作用強(qiáng)，油膜承載能力好，但是流體剪切摩擦損耗大[81]。內(nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速降低，活塞的橫向平動(dòng)增大，轉(zhuǎn)動(dòng)減弱，裙部最小油膜厚度減小，裙部與缸套的接觸壓力和摩擦功耗增加[82]。內(nèi)燃機(jī)負(fù)荷變化對(duì)活塞裙-缸套摩擦副的潤滑影響很小。

2.2.3.2 氣缸振動(dòng)及活塞二階運(yùn)動(dòng)的耦合影響

氣缸振動(dòng)的振幅增大，活塞行程中部分位置的油膜承載力顯著降低；活塞-缸套間油膜承載力隨氣缸振動(dòng)頻率的變化有明顯波動(dòng)；內(nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速提高，氣缸振動(dòng)的影響增大[83]。

活塞潤滑和活塞二階運(yùn)動(dòng)的耦合作用明顯。考慮潤滑與缸體結(jié)構(gòu)振動(dòng)、活塞二階運(yùn)動(dòng)的耦合作用，活塞-缸套間最小油膜厚度在做功行程減小，其它行程增大[84]。

2.2.4 潤滑油

潤滑油黏度增大，活塞-缸套間油膜厚度增加，油膜剪切作用和摩擦功耗增大。潤滑油黏度降低，活塞二階運(yùn)動(dòng)增強(qiáng)，最小油膜厚度減小[77]。

裙部潤滑油膜溫度場(chǎng)隨曲柄轉(zhuǎn)角變化而變化，從裙部上端到下端，溫度遞減，潤滑油的黏度遞增，裙部下端的潤滑效果最好；相同軸向位置，周向潤滑油溫度和潤滑油黏度基本保持不變[85]。

油膜慣性對(duì)潤滑有一定影響，與不計(jì)油膜慣性比較，計(jì)入油膜慣性的油膜壓力高，裙部變形嚴(yán)重，油膜承載力增加[86]。

3 活塞組件摩擦副整體的潤滑研究

活塞組件各摩擦副在實(shí)際內(nèi)燃機(jī)中以整體方式工作，它們之間存在相互影響，因此活塞組件-缸套摩擦副潤滑研究不僅要分別針對(duì)活塞環(huán)-缸套和活塞裙-缸套摩擦副進(jìn)行，而且需要在整個(gè)活塞長度上同時(shí)確定活塞組件各摩擦副的油膜厚度和壓力的分布及變化規(guī)律。建立活塞組件-缸套摩擦副整體潤滑模型，同時(shí)分析氣環(huán)、油環(huán)、活塞裙和活塞銷等的潤滑性能，以及它們?cè)诓煌D(zhuǎn)速和載荷條件下的差異和相互作用，可以有針對(duì)性地提高活塞組件-缸套摩擦副整體的工作性能。

LIVANOS等[87]建立了包括活塞環(huán)、活塞裙和活塞銷的活塞整體潤滑模型，獲得了不同轉(zhuǎn)速和負(fù)荷下的油膜厚度分布，以及活塞處于氣缸不同位置時(shí)的空穴大小、潤滑油膜對(duì)活塞環(huán)黏附程度和受擠壓作用。計(jì)及頂部環(huán)岸的活塞潤滑分析結(jié)果顯示，在內(nèi)燃機(jī)啟動(dòng)時(shí)，缸套溫度低且尺寸較小，活塞頂部溫度高且尺寸較大，缸套與活塞頂部間易發(fā)生彈流潤滑；穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)，缸套與活塞頂部的溫度差減小，尺寸差增大，彈流潤滑狀態(tài)逐漸消失[88]。基于活塞系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)和摩擦學(xué)耦合模型，分別以活塞整體和不考慮頂部的活塞為研究對(duì)象，分析并進(jìn)行性能對(duì)比表明，活塞頂部和活塞環(huán)的潤滑對(duì)活塞二階運(yùn)動(dòng)和潤滑有重要影響，不考慮活塞頂部的活塞二階運(yùn)動(dòng)幅度偏大；考慮活塞環(huán)影響時(shí)，在上止點(diǎn)附近活塞對(duì)缸套的撞擊力減弱，油膜厚度增加，活塞裙下部的橫向運(yùn)動(dòng)相對(duì)較小[89]。

4 分析與展望

活塞組件-缸套摩擦副潤滑狀況直接影響內(nèi)燃機(jī)動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、可行性、耐久性和排放等。雖然國內(nèi)外眾多學(xué)者開展了大量的研究工作，取得了許多成果，但是目前使用的活塞組件-缸套摩擦副潤滑理論和方法仍不夠完善，與實(shí)際情況不完全相符，需要進(jìn)一步深入研究探討。

（1）活塞組件作為一個(gè)整體，它與缸套間的油膜為連續(xù)分布，活塞環(huán)和活塞裙部的潤滑存在相互關(guān)聯(lián)。目前的潤滑研究，基本上都是針對(duì)活塞環(huán)-缸套或者活塞裙部-缸套單獨(dú)進(jìn)行的，有必要把活塞環(huán)與活塞裙部等的潤滑之間通過相應(yīng)的輸入-輸出關(guān)系進(jìn)行串聯(lián)，對(duì)活塞組件整體進(jìn)行潤滑分析，獲取活塞組件-缸套摩擦副整體的潤滑特性。

（2）內(nèi)燃機(jī)經(jīng)過一段時(shí)間的運(yùn)行，潤滑油中必然含有炭黑、沙塵和鐵屑等固體，以及其它液體雜質(zhì)，潤滑油將呈多相特征，且具有一定的時(shí)變特性。固體雜質(zhì)影響油膜的承載能力；液體雜質(zhì)不僅改變潤滑油黏度，還會(huì)引起氣穴生成、油膜破裂時(shí)間和位置的改變。因此，多相流體潤滑及其時(shí)變效應(yīng)是活塞組件-缸套摩擦副潤滑研究的重要內(nèi)容。

（3）活塞環(huán)開口處與其它周向位置的潤滑油流動(dòng)狀況有很大差別，使對(duì)應(yīng)前一道環(huán)開口位置附近的后一道環(huán)進(jìn)口潤滑條件明顯不同于其它周向位置。此外，飛濺在缸套表面上的潤滑油周向分布也不均勻。可見，周向潤滑油供給及潤滑狀況的不完全一致是活塞組件-缸套摩擦副潤滑分析需要考慮的實(shí)際因素。

（4）迄今尚沒有完善的活塞組件-缸套間潤滑油膜參數(shù)測(cè)量系統(tǒng)。伴隨傳感器和計(jì)算機(jī)技術(shù)等的發(fā)展應(yīng)用，實(shí)現(xiàn)活塞組件-缸套摩擦副潤滑參數(shù)的精確測(cè)量，使之更加接近實(shí)際情況將成為可能。