基于聯(lián)合仿真的柴油機缸套-活塞環(huán)磨損計算分析*

(1.上饒師范學院物理與電子信息學院 江西上饒 334001；2.江西省電動汽車部件智能化工程研究中心 江西上饒 334001)

缸套-活塞環(huán)磨損程度對柴油機性能發(fā)揮和使用壽命影響巨大，采用實車不解體檢測方法分析柴油機缸內潤滑與磨損狀況異常困難，也無法實現(xiàn)柴油機缸套-活塞環(huán)磨損載荷參數(shù)(微凸體載荷、滑動速度、壁面溫度)的實車測試，促使了柴油機缸套-活塞環(huán)磨損仿真計算的不斷發(fā)展。

目前，柴油機工作過程仿真計算、缸套-活塞環(huán)潤滑分析以及摩擦副磨損計算等研究工作取得很大的進展，如李婷等人[1]采用有限元法研究活塞-缸套-冷卻水系統(tǒng)固流耦合傳熱；楊曉京[2]深入研究了固體顆粒對活塞環(huán)-缸套潤滑、磨損影響機制；何星等人[3]開展了缸套-活塞環(huán)動載荷磨損機制分析與計算建模。然而，目前面向柴油機實際使用狀況的缸套-活塞環(huán)磨損邊界條件仿真建模研究較少，不能有效分析柴油機實際工作環(huán)境與使用工況對缸套-活塞環(huán)磨損影響規(guī)律。本文作者從某12150型柴油機實際工作過程出發(fā)，采用柴油機性能仿真軟件(GT-power和AVL)同MatLab自編寫程序相結合的方法，建立柴油機缸套-活塞環(huán)磨損聯(lián)合仿真計算方法，對缸套表面磨損狀況進行計算分析并開展試驗驗證。

1 缸套-活塞環(huán)磨損邊界條件建模

1.1 缸套-活塞環(huán)磨損熱力學仿真建模

采用缸內工作過程與輔助系統(tǒng)直接耦合方法，建立缸套-活塞環(huán)磨損熱力學邊界條件仿真模型，計算過程中將柴油機缸內進氣流動、燃油噴霧、混合氣體燃燒、缸內傳熱模型與進排氣系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)、燃油噴射系統(tǒng)以及潤滑系統(tǒng)全部耦合[4]，進行整體仿真計算。仿真模型結構及邊界條件如圖1所示。

圖1 缸套-活塞環(huán)磨損熱力學仿真模型結構框圖

在圖1所建的仿真模型計算過程中，柴油機缸內工作過程采用顯式算法，能對缸內氣體流動和燃油噴射系統(tǒng)的壓力波動做出很好的計算。輔助系統(tǒng)計算則采用隱式模式求解，便于對所有離散體積和邊界條件進行大規(guī)模的數(shù)值計算，提高速度[5]。

1.2 缸套-活塞環(huán)磨損動力學仿真建模

(1)缸套-活塞環(huán)受力分析

圖2所示為缸套與活塞環(huán)接觸面潤滑與受力狀況，缸套徑向受力可分為微凸體載荷和油膜接觸載荷，前者是造成缸套磨損的主要原因，活塞環(huán)的徑向受力平衡方程式為

Wten-Wasp-Whyd+p2l1so-p1lbso=0

(1)

式中：Wasp為微凸體接觸載荷；Whyd為油膜接觸載荷；Wten為活塞環(huán)彈力產(chǎn)生的接觸力；p2為活塞環(huán)上側承受的氣體壓力；p1為活塞環(huán)下側承受的氣體壓力。

圖2 缸套-活塞環(huán)潤滑與受力分析示意圖

(2)缸套-活塞環(huán)潤滑分析

柴油機缸套-活塞環(huán)摩擦副表面粗糙度較大，引起接觸面各處的潤滑油膜厚度分布狀況不同，通常是多種潤滑狀況并存，其潤滑計算采用PATIR和CHENG提出的二維Reynolds方程[6]，其計算式為

??x)φxh312μ?p?x)+ ??y)φyh312μ?p?y)=U1+U22 ?hT?x+U1-U22σ?φs?x+ ?hT?t

(2)

式中：p為平均流體壓力；μ為潤滑油黏度；U為活塞運動速度；h為實際油膜厚度的均值；φx和φy為壓力流量因子，表示粗糙表面平均壓力流量與光滑表面的平均壓力流量間的差異；φs為剪切流量因子，為在潤滑區(qū)域流動而產(chǎn)生的附加流量。

(3)缸套-活塞環(huán)微凸體接觸載荷模型

缸套壁面上止點附近的油膜厚度較薄，摩擦副經(jīng)常處于邊界潤滑或者混合潤滑狀態(tài)下，由于受摩擦副表面粗糙度的影響，當摩擦副接觸面的油膜厚度小于一定值時，兩表面的峰元會發(fā)生接觸產(chǎn)生峰元載荷，采用GREENWOOD和TRIPP提出微凸體接觸載荷模型，在彈性接觸條件下微凸體接觸載荷與真實接觸面積計算式為

pa=π(ηβσ)2E′(σβ)1/2∫l1-lbF5/2(dσ)dx

(3)

Ar=π2(ηβσ)2AaF2(dσ)

(4)

式中：η為接觸面微凸體分布密度；β為接觸面微凸體峰頂?shù)那拾霃剑籄a為名義接觸面積；d為兩接觸間的距離；E′為接觸面材料的綜合彈性模量。

(4)磨損動力學物理模型

在AVL軟件平臺下通過聯(lián)合求解柴油機缸套-活塞環(huán)流體平均雷諾方程、微凸體接觸載荷方程、載荷平衡方程及膜厚方程等，不考慮柴油機曲軸旋轉速度不均勻性以及活塞環(huán)在活塞環(huán)槽內偏擺的影響，忽略缸內氣體泄漏對燃燒室溫度及壓力的影響[7]，建立缸套-活塞環(huán)磨損動力學的物理模型，如圖3所示。

圖3 缸套-活塞環(huán)磨損動力學物理模型

如圖3所示，物理模型各參數(shù)設置依據(jù)實際零部件尺寸設定，主要輸入?yún)?shù)為轉速、缸壓分布、缸溫分布、傳熱系數(shù)、缸套溫度分布、表面粗糙度等。通過仿真計算，可得到摩擦副接觸面壓力、微凸體載荷、相對滑動速度、油膜厚度等磨損動力學參數(shù)。

(5)動力學邊界條件仿真計算流程

物理模型參數(shù)設置是依據(jù)零部件實際尺寸設定，輸入?yún)?shù)為轉速n、缸壓分布Fgas、缸溫分布Tgas、傳熱系數(shù)hgas、缸套溫度分布Tcl、表面粗糙度σs等。通過仿真計算，可得到摩擦副接觸面壓力WTotal、微凸體載荷Wasp、相對滑動速度U、油膜厚度h等參數(shù)，其動力學邊界條件計算流程如圖4所示。

如圖4所示，開展?jié)櫥治鲞^程中，首先確定二元積分函數(shù)P(x,t)，此時提供一個初始的最小油膜厚度h0(t)，計算得到在此油膜厚度下的峰元載荷Wa(h0(t))，計算過程中(若h/σ>4時，則Wa=0)存在一個h0′(t)，滿足活塞環(huán)徑向受力平衡方程，通過步進法求出t+Δt時的最小油膜厚度值h0(t+Δt)，其計算式為h0(t+Δt)=h0(t)+Δt·h0′(t)。計算得到h0(t+Δt)后，則可得到下一時刻的峰元載荷Wa(h0(t+Δt))，通過重復迭代計算直到滿足收斂條件|h0(t+Δt)-h0(t)|≤ε|h0(t)|，此時可最終確定出摩擦副壁面的最小油膜厚度。當此循環(huán)最小油膜厚度確定之后，分析活塞環(huán)流體承載力(Wp)N-1是否滿足收斂，若滿足(Wp)N≈(0.98～1.02)·(Wp)N-1條件時，則此次仿真計算結束；否則，利用潤滑油的黏溫計算式，確定黏度變化進行循環(huán)求解。

圖4 仿真計算程序流程圖

1.3 動載荷磨損計算建模

缸套-活塞環(huán)動載荷磨損建模是以Archard磨損模型為基礎，針對滑動面接觸的摩擦副，假設摩擦副表面微凸體黏著節(jié)點為半球狀并沿球面發(fā)生破壞，其作用效果如圖5所示。

圖5 黏著磨損作用效果示意圖

對于整個滑動接觸面，磨損體積V計算表達式為

V=W·L=KapHL

(5)

式中：p為壓力；L為滑動總行程；H為材料硬度；Ka為黏著磨損系數(shù)，該系數(shù)會隨著磨損過程中載荷參數(shù)和材料表面形貌特征而不斷變化，由此體現(xiàn)出動載荷磨損的特征，具體建模過程見文獻[3，8-9]。

1.4 柴油機工況檢測儀器設計

(1)檢測參數(shù)體系

柴油機實車檢測參數(shù)較多，為避免眾多傳感器與主機之間連接線的錯綜復雜，提高車載測試系統(tǒng)的抗干擾能力，采用模塊化設計思想，根據(jù)各參數(shù)性質及其對應傳感器的安裝位置[10]，將整個檢測參數(shù)體系分成數(shù)個小測試單元，在各單元模塊內將傳感器信號進行整理、濾波及A/D轉換后，利用通訊總線將數(shù)據(jù)傳輸至主機顯示并存儲，車載測試系統(tǒng)的檢測參數(shù)體系如圖6所示。

圖6 檢測參數(shù)體系

(2)系統(tǒng)硬件結構

以此證明，如果我們把后進生看作是未經(jīng)雕琢的璞玉，那么老師的責任就是把它挖掘出來，琢去那些掩蓋著它原來光輝的雜質，使它重放光芒。

車載測試系統(tǒng)由主機、4個檢測單元、傳感器及連接線等組成，其中4個檢測單元依據(jù)測點的位置及功能分別命名為駕駛艙單元、油品單元和2個動力艙單元，車載測試過程中不需要人員操作而可實時記錄數(shù)據(jù)。系統(tǒng)的部分傳感器型號、測點位置及量程如表1所示，其實車安裝位置如圖7所示。

表1 實車測試參數(shù)及傳感器

圖7 車載測試系統(tǒng)及實車安裝

車載測試系統(tǒng)及實車安裝如圖7所示。系統(tǒng)主機是車載測試系統(tǒng)的核心部分，負責所有數(shù)據(jù)的采集、顯示、整理和存貯； 駕駛艙單元主要通過制作連接線采集車輛儀表面板上的數(shù)據(jù)，主要包括轉速、車速、水溫、油溫、機油壓力、傳動油壓等參數(shù)。動力艙單元的傳感器信號類型主要為電壓(電流)、電阻和熱電偶三大類，采集的信號經(jīng)過A/D轉換，進行數(shù)字濾波后傳給系統(tǒng)主機，進行顯示與存儲。

(3)系統(tǒng)軟件設計

車載監(jiān)測系統(tǒng)軟件程序設計分為系統(tǒng)自檢、狀態(tài)監(jiān)測和數(shù)據(jù)處理3個模塊。系統(tǒng)自檢模塊主要負責在程序啟動時，檢查系統(tǒng)軟硬件自身狀態(tài)，并提示各單元及傳感器信號等出現(xiàn)的問題。狀態(tài)監(jiān)測模塊在系統(tǒng)自檢無誤后，通過數(shù)據(jù)采集卡等硬件設備實時監(jiān)測各技術狀況參數(shù)，將其狀態(tài)監(jiān)測信息顯示在屏幕上。狀態(tài)數(shù)據(jù)處理模塊主要完成數(shù)據(jù)的采集、計算、存儲以及與其他設備的信息交互。

2 柴油機缸套-活塞環(huán)磨損聯(lián)合仿真計算分析

2.1 缸套-活塞環(huán)磨損聯(lián)合仿真計算流程

柴油機穩(wěn)定工況下運行時，缸套磨損邊界條件不變，但摩擦副表面粗糙度、磨損系數(shù)會隨著工作循環(huán)而發(fā)生變化，使得各循環(huán)缸套磨損深度計算值不同；變工況運行時，缸套磨損邊界條件差異較大，引起摩擦副表面粗糙度、磨損系數(shù)劇烈變化，使得柴油機缸套磨損損耗程度加劇。依據(jù)柴油機實際工況檢測結果并按照工作循環(huán)數(shù)進行離散處理，建立多缸柴油機缸套-活塞環(huán)磨損聯(lián)合仿真計算流程，如圖8所示。可知，在開展柴油機缸套-活塞環(huán)磨損聯(lián)合仿真計算過程中，首先需對柴油機工況參數(shù)進行檢測，包括柴油機水溫、油溫、轉速、油耗、氣溫、氣壓等，經(jīng)柴油機缸套磨損熱力學邊界條件仿真計算、缸套磨損動力學邊界條件計算以及缸套動載荷磨損計算，求得柴油機每個工作循環(huán)缸套的磨損深度，經(jīng)各循環(huán)累積得到缸套軸向位置的總磨損深度。

圖8 柴油機缸套-活塞環(huán)磨損聯(lián)合仿真計算流程

2.2 缸套-活塞環(huán)磨損仿真計算與驗證

圖9 柴油機試驗臺架裝置與測控臺

柴油機保險期試驗過程共分為40個獨立階段，每一獨立階段的時間為10 h，各階段試驗規(guī)范及主要工況參數(shù)分布狀況如表2所示。

表2 保險期各階段試驗規(guī)范及工況參數(shù)分布

按照柴油機缸套磨損聯(lián)合仿真計算流程，依據(jù)保險期試驗過程中4個典型工況參數(shù)的實車測試數(shù)據(jù)，計算得到400 h后缸套表面磨損深度三維分布狀況如圖10所示。

圖10 柴油機400 h外特性試驗后缸套主、側推力面磨損深度 計算結果與實測值

由圖10可得，缸套主、側推力面的磨損深度隨著軸向距離的增加而不斷降低并在下止點附近略有增加，主要由于隨著缸套軸向距離的增加，摩擦副表面潤滑油膜厚度增加，摩擦副承受的氣體壓力及之間的微凸體載荷不斷減小，共同作用使得磨損深度變小，而下止點附近由于活塞運動速度降低且發(fā)生方向改變，使得潤滑油膜變薄，磨損深度出現(xiàn)增大。同時，缸套軸向位置上部出現(xiàn)明顯3個極值點，與其對應的是三道活塞環(huán)對缸套磨損的最大深度點。通過對4臺保險期試驗后柴油機48個缸套上止點附近主、側推力面最大磨損深度進行統(tǒng)計得出，磨損深度檢測值服從正態(tài)分布，在置信概率為0.95的均值區(qū)間為[0.045 7，0.052 6]，均值為0.050 3 mm，而缸套最大磨損深度計算值為0.047 9 mm，位于上止點曲柄轉角9°處，距離缸套頂部18.5 mm，與實測結果誤差為4.77%。

2.3 缸套表面磨損狀況計算分析

按照柴油機缸套磨損聯(lián)合仿真計算流程，依據(jù)保險期試驗過程中4個典型工況參數(shù)的實測結果，計算得到400 h后缸套表面磨損深度三維分布狀況如圖11所示。

從圖11中可以得出，缸套內表面磨損深度的三維分布是不均勻的且差異顯著，主要受缸套-活塞環(huán)受力、接觸面油膜厚度以及缸套表面溫度影響而形成的。沿缸套圓周方向磨損深度分布近似呈現(xiàn)橢圓形，主要由于缸套表面溫度沿周向分布不均勻，造成缸套表面硬度不同，在缸套-活塞環(huán)相互滑動過程中，活塞環(huán)承受的缸內氣體的壓力不同，在主、側推力面?zhèn)仁芰ο鄬Ω螅斐筛滋啄p深度相對較大。磨損深度分布沿缸套軸向呈錐體形，且上止點附近磨損深度最大，其次為下止點附近，而中部磨損較小。

圖11 缸套表面磨損深度三維分布圖

依據(jù)表2中各工況參數(shù)的分布狀況，通過柴油機缸套磨損聯(lián)合仿真計算，得到最大扭矩工況點1 350 r/min工作1 h后，柴油機三道活塞環(huán)對缸套主、側推力面間累積磨損深度的分布狀況，如圖12所示。

圖12 1 350 r/min運行1 h缸套主、側推力面軸向磨損深度 計算結果

由圖12可得出，三道活塞環(huán)對缸套軸向的累積磨損深度分布差異顯著，其中第一道活塞環(huán)(梯形環(huán))對缸套的磨損影響最大，第二道環(huán)次之，第三道活塞環(huán)影響最小，主要由于梯形環(huán)對缸內燃燒氣體及潤滑油的密封作用，使得第二、三道活塞環(huán)與缸套表面處于流體潤滑狀況，遠離燃燒室內的高溫、高壓燃氣的作用，其活塞環(huán)背壓及接觸面微凸體載荷相比梯形環(huán)差值很大，使得其在缸套表面的磨損程度相對很小。

3 結論

(1)采用柴油機性能仿真軟件同MatLab自編寫程序相結合的方法，基于柴油機工況檢測、熱力學邊界條件建模、動力學邊界條件建模和動載荷磨損計算建模，建立了柴油機缸套-活塞環(huán)潤滑與磨損聯(lián)合仿真的計算流程。

(2)基于聯(lián)合仿真計算了柴油機保險期工況400 h后缸套表面磨損深度的三維分布狀況，結果表明：缸套表面磨損狀況呈現(xiàn)不均勻分布且差異顯著，磨損分布沿缸套軸向呈錐體形，且上止點附近磨損深度最大，其次為下止點附近，而中部磨損較小；磨損分布沿缸套圓周方向則呈近似橢圓形，其主、側推力面磨損深度最大；缸套徑向最大磨損深度計算值為47.9 μm，位于上止點曲柄轉角9°處，實測均值為50.3 μm，計算誤差為4.77%；其中，第一道活塞環(huán)(梯形環(huán))對缸套的磨損作用最大，第二道環(huán)次之，第三環(huán)作用最小。