表面織構活塞環與CuO納米潤滑油協同潤滑特性數值研究

朱世新，葉曉明，姜羽澤，徐繼旺，聶富成

(1.華中科技大學中歐清潔與可再生能源學院，湖北 武漢 430074；2.華中科技大學能源與動力工程學院，湖北 武漢 430074)

國家節能減排措施的深入推進對內燃機性能和排放標準提出了更高要求。活塞環-缸套是內燃機中最重要的摩擦副，其摩擦損失占整個內燃機摩擦損失的50%～60%[1]。對于活塞環-缸套而言，潤滑性能受潤滑油流變特性、摩擦副表面形貌及工況參數等影響，其中尤以前兩者最為重要。本研究通過引入納米潤滑油及活塞環表面織構為提高活塞環-缸套摩擦潤滑性能提供新的思路。

對于摩擦副而言，普遍認為摩擦表面越光滑越好，通常采取拋光、添加耐磨涂層等方法來減少摩擦磨損。而大量的理論研究和試驗數據表明，表面織構能有效提高摩擦副表面摩擦學性能。Ronen等[2]首次將表面織構應用于活塞環-缸套摩擦副，使摩擦力減小了30%。Kligerman等[3]在對活塞環表面織構的研究中發現，部分織構活塞環相比全織構活塞環平均摩擦力可降低30%～55%。隨后Ryk[4]對部分織構活塞環進行試驗研究，得到了類似試驗結果。錢雙慶等[5]對不同面積率和深度的織構活塞環進行試驗，結果表明，適當的織構能有效降低摩擦系數，達到減摩抗磨作用。Vladescu等[6]試驗研究表明，織構在不同潤滑狀態下對油膜厚度變化產生不同的影響。Meng等[7]研究表明，混合潤滑狀態下表面織構相比于無織構活塞環能有效減小摩擦損失。Shen等[8]試驗研究表明，織構面積率和深度是影響活塞環摩擦性能的主要因素。

在潤滑油改性方面，研究發現在潤滑油中添加一定比例的納米顆粒(如Al2O3，CuO，Fe3O4等)可增加潤滑油黏度，強化傳熱性能，起到減摩抗磨作用。Hu等[9]對納米流體采用分子動力學方法進行研究，發現納米流體能提高潤滑油的承載能力。曹恒[10]采用CFD方法對納米潤滑油的傳熱和摩擦性能進行研究，結果表明納米潤滑油能夠降低摩擦阻力系數，減少摩擦副之間摩擦磨損。Wu等[11]使用CuO，TiO2和納米金剛石作為潤滑油納米添加劑，試驗結果表明，相比于TiO2和納米金剛石，CuO納米顆粒的減摩抗磨效果最好。MKA Ali等[12]將Al2O3按一定質量分數加入基礎潤滑油，研究發現納米潤滑油能夠使摩擦系數減小48%～50%。

綜上可知，通過改變活塞環表面形貌和潤滑油流變特性能有效提高活塞環-缸套潤滑性能，減小摩擦損失，降低磨損，對提高內燃機效率，延長使用壽命均具有重要的意義。但現有研究只針對納米潤滑油或織構活塞環單獨開展了相關研究工作，并沒有考慮兩者之間的協同作用。本研究通過建立活塞環-缸套流體潤滑數值模型，首次針對表面織構和納米潤滑油對第一道活塞環的協同潤滑機理開展相關數值研究，為改善活塞環摩擦性能、降低內燃機摩擦損失提供理論依據。

1 數值建模

1.1 表面織構活塞環幾何模型

為研究表面織構對活塞環摩擦性能的影響，建立了表面織構活塞環幾何模型(見圖1)。織構為球形凹坑，沿活塞環軸向及圓周方向呈陣列分布。為計算方便，根據對稱性選取其中一列進行分析。其中，y軸為活塞環圓周方向；x軸為活塞環軸向，指向燃燒室；b為活塞環軸向有效高度；l為單列織構沿活塞環圓周方向長度。

圖1 部分織構活塞環三維模型

1.2 流體潤滑控制方程

為考慮潤滑表面粗糙度對流體動壓潤滑性能的影響，本研究采用平均Reynolds方程[13]。

(1)

1.3 膜厚方程

對于桶面形活塞環而言，其軸向剖面為一對稱拋物線形(見圖2a)。活塞環桶面沿軸向不同位置處油膜厚度hring(x,y)可表示為

(2)

式中：δ為活塞環桶面高度。

根據圖2b、圖2c可知，活塞環表面織構引起的油膜厚度htex(x,y)可表示為

(3)

(4)

式中：hm為織構凹坑最大深度；r為凹坑球面半徑；R為織構凹坑半徑；Ω為織構所在區域。

圖2 單列織構活塞環油膜厚度組成

綜合上述可知，單列織構活塞環油膜厚度h(x,y)分布(見圖3)可表示為

h(x,y)=h0+hring(x,y)+htex(x,y)。

(5)

圖3 單列織構活塞環油膜厚度

1.4 邊界條件

求解Reynolds方程需要給定合理邊界條件。根據對稱性，在活塞環圓周方向上采用周期性邊界條件，可表示為

(6)

(7)

入口和出口邊界分別是燃燒室氣體壓力和活塞環間氣體壓力。隨著活塞環往復運動，入口和出口邊界也發生變化。當活塞環向燃燒室方向運動時，其進出口邊界條件可表示為

(8)

(9)

式中：p1為活塞環間氣體壓力；p2為燃燒室氣體壓力。

潤滑油在發散區會出現負壓，產生氣蝕時采用Reynolds出口邊界條件來考慮氣蝕影響。Reynolds邊界條件可表示為

(10)

1.5 潤滑油物性參數

1.5.1潤滑油黏度方程

考慮溫度和壓力對潤滑油黏度的影響，采用Roelands提出的黏度模型[14]：

(11)

式中：T0為參考溫度；μ0為大氣壓下，溫度為T0時的黏度；μR為Roelands參考黏度；pR為Roelands參考壓力；TR為Roelands參考溫度；Z為黏壓指數；S0為黏溫指數。

考慮納米顆粒加入對潤滑油黏度的影響，采用Chen黏度修正模型[15]：

(12)

式中：μnf為納米流體黏度；aa，a分別為納米聚集體和納米顆粒的等效半徑；D為不規則指數；[μ]為特性黏度；φ為納米顆粒濃度；φm為最大顆粒濃度。φm，[μ]，D分別取值0.5，2.5和1.7，考慮到活塞環潤滑油剪切率較高，φm取0.605。

1.5.2潤滑油密度方程

潤滑油密度與壓力和溫度相關，其控制方程為[16]

(13)

式中：ρ0為大氣壓下，溫度為T0時的密度；CA，CB和Dt為試驗參數。

考慮納米顆粒加入對潤滑油密度的影響，納米流體密度采用Pak和Chou[17]提出的模型：

ρnf=ρpφ+ρ(1-φ)。

(14)

式中：ρnf為納米流體密度；ρp為納米顆粒密度。

1.6 粗糙接觸模型

在內燃機工作循環過程中存在混合潤滑區域，必須考慮活塞環與缸套之間的粗糙接觸作用。本研究采用由Greenwood和Tripp提出的粗糙接觸模型[18]：

(15)

Ac=π2(ηβσ)2AF2(H)。

(16)

式中：pasp為粗糙微凸體接觸壓力；Ac為粗糙表面實際接觸面積；A為名義接觸面積；η和β為接觸參數；E′為接觸表面綜合彈性模量；F2.5(H)和F2(H)取值可參見文獻[18]；H為膜厚比，H=h/σ。

1.7 摩擦力和摩擦損失

活塞環-缸套摩擦副表面摩擦力F由潤滑油產生的黏性剪切力Ft、粗糙表面微凸體接觸剪切力FA以及流體水平方向壓力Fx三部分組成。

F=Ft+FA+Fx，

(17)

Ft=τ0Ac，

(18)

FA=Aα0pasp，

(19)

(20)

式中：τ0和α0為常數；φf和φfs可參見文獻[19]。

本研究采用平均有效摩擦壓力(FMEP)這一參數來評定一個循環內平均摩擦損失，其表達式為

(21)

式中：l為活塞行程；Vs為發動機排量。

此外，在發動機工作過程中活塞環磨損是不可忽略的。為了評定磨損量，D.Gulwadi[20]提出了磨損載荷WL：

(22)

式中：T為發動機循環周期。

1.8 計算流程

采用有限差分法求解平均Reynolds方程。為使計算結果具有一定的收斂精度，采用如下收斂性準則。

(23)

(24)

式中：εh用來判斷整個循環每一曲軸轉角結果是否收斂；εcycle用來判斷整個循環是否收斂。

程序計算流程見圖4。

圖4 計算流程

2 研究對象與計算參數

以某型汽油機為研究對象，針對第一道活塞環開展潤滑性能研究，計算參數如表1所示。燃燒室氣體壓力以及第一道環間氣體壓力如圖5所示。

表1 計算參數

圖5 燃燒室和活塞環間氣體壓力

3 計算結果分析

3.1 織構和納米潤滑油單一因素潤滑特性分析

為研究表面織構和納米潤滑油協同潤滑作用，首先需對比單一因素對活塞環潤滑性能的影響機理，建立如表2所示3種計算模型。

表2 單一因素潤滑模型

標定工況下，由上述3種計算模型所得到的最小膜厚比及變化率隨曲軸轉角變化如圖6和圖7所示。從圖中可知，3種潤滑模型在大多數曲軸轉角下均處于混合潤滑狀態(1

圖7 相對于無織構的油膜厚度變化率

圖8和圖9分別示出不同潤滑模型下粗糙接觸摩擦力和流體摩擦力變化。對于模型2，由于納米顆粒的加入在各曲軸轉角下有效增加了膜厚，導致粗糙接觸摩擦力減小。尤其在潤滑條件比較惡劣的370°曲軸轉角附近，相比基礎潤滑油，CuO納米潤滑油起到了減小摩擦力作用。但同時，由于納米顆粒加入，潤滑油黏度增加，導致上下止點之間的流體摩擦力有所增大。這進一步說明，納米顆粒加入能改善活塞環粗糙接觸摩擦力，但會增加流體黏性剪切力。而對于織構活塞環，由于表面織構的引入，減少了有效接觸面積，導致在上下止點附近油膜承載能力下降，粗糙接觸摩擦力有較大幅度的上升。而在沖程中間位置，由于活塞環運動速度較大，動壓效果明顯，織構的引入能有效增強動壓效應，流體黏性剪切力明顯地降低。

圖8 不同潤滑模型粗糙摩擦力隨曲軸轉角的變化

圖9 不同潤滑模型流體摩擦力隨曲軸轉角的變化

圖10示出了90°曲軸轉角時不同活塞環表面油膜壓力分布對比。圖中將活塞環軸向和圓周方向量綱1化。由圖可知，在相同的邊界條件下，全織構活塞環的最大油膜壓力高于無織構活塞環，織構形成的微凹坑在活塞環表面形成了一個個微小的動壓效應，有利于潤滑油流動，同時改善了潤滑環境。特別是在油膜發散區，織構的存在為活塞環提供一定的油膜承載能力。文獻[21]也得到了相似的結果，說明織構能夠促進動壓潤滑。

圖10 90°曲軸轉角時不同活塞環油膜壓力分布

3種計算模型總摩擦損失以及FMEP結果如圖11和圖12所示。FMEP能更加直觀地反映3種模型對摩擦損失的影響。全織構活塞環FMEP最小，相比于無織構活塞環減少了2.73%。由圖9可知，這主要來自于動壓摩擦損失的減少。由圖8可知，CuO納米潤滑油的加入減小了粗糙接觸摩擦損失，但其動壓摩擦損失有所增大，其FMEP相對于無織構活塞環減少了0.31%。

圖11 不同潤滑模型總摩擦損失隨曲軸轉角的變化

圖12 不同潤滑模型FMEP對比

3.2 織構位置的影響分析

為分析活塞環表面織構布置位置對摩擦性能的影響，研究了如圖13所示的3種織構情況。

圖13 活塞環表面織構不同位置分布

圖14和圖15分別示出活塞環不同織構位置總摩擦損失和FMEP。從圖中可知，中間織構活塞環FMEP最小，能夠有效地減小摩擦損失，相比于無織構活塞環減小了5.17%；次之為全織構活塞環。相比于全織構活塞環，中間織構只在活塞環中間位置布置織構，增加了活塞環和缸套有效接觸面積，活塞環單位面積所受的載荷較小，上下止點附近粗糙接觸摩擦力產生的摩擦損失較小；同時，中間織構在油膜中間位置布置織構，織構的微動壓效應促進流體潤滑，減少了流體黏性剪切力。而兩端織構在活塞環兩端布置織構，其織構的微動壓效應沒有有效地發揮出來，對黏性剪切力的減小沒有起到應有的作用。同時，由于織構的引入，有效接觸面積減少，導致粗糙接觸摩擦力增加。所以，其FMEP值最大，對活塞環潤滑性能不利。

圖14 不同表面織構位置總摩擦損失隨曲軸轉角的變化

圖15 不同位置織構FMEP對比

圖16示出無織構活塞環和中間織構活塞環磨損載荷分布。從圖中可知，磨損載荷峰值出現在活塞環軸向中心部分，且呈對稱分布，說明此處潤滑油膜厚度較小，處于混合潤滑狀態，磨損狀況較為嚴重。對比圖中磨損載荷峰值結果可知，相比于無織構活塞環，中間織構活塞環由于織構的引入減小了接觸面積，磨損載荷增加，磨損狀況更加惡劣。

圖16 無織構與中間織構活塞環磨損載荷對比

3.3 織構與納米潤滑油協同潤滑特性

理想的潤滑狀態是在減小摩擦損失的同時也能減少活塞環的磨損。根據上述分析可知，中間織構活塞環產生更少的摩擦損失，而納米潤滑油能夠減小摩擦磨損。因此，需在中間織構和納米潤滑油之間找到一個平衡點，促使兩者協同來達到最佳潤滑性能。

分別建立不同體積分數(0.1%，0.5%，1.0%)CuO納米潤滑油與中間織構活塞環潤滑模型，與無織構活塞環對比分析不同潤滑模型摩擦性能。

圖17和圖18分別示出中間織構活塞環和CuO納米潤滑油協同潤滑模型總摩擦損失和FMEP結果。和無織構活塞環相比，織構活塞環和一定體積分數CuO納米潤滑油組合能有效減小FMEP。但是納米顆粒的體積分數并不是越大越好。隨著納米顆粒體積分數增加，FMEP分別減小了4.65%，1.97%和-2.64%。從摩擦損失曲線上可以看出，在沖程中間位置90°，270°及630°附近，隨著納米顆粒體積分數增加摩擦損失不斷增加，這是由于納米顆粒濃度增加導致潤滑油流體黏性剪切力增加，動壓摩擦損失增加。因此，CuO納米顆粒體積分數應該控制在0.5%之內。

圖17 不同協同潤滑模型總摩擦損失隨曲軸轉角的變化

圖18 不同協同潤滑模型FMEP對比

圖19示出無織構活塞環和中間織構活塞環與納米潤滑油協同潤滑模型磨損載荷結果。圖19a、圖19b、圖19c和圖19d磨損載荷的峰值分別為177，197，172，138 MW/m2。由圖18和圖19可知，加入0.1%納米潤滑油能減少摩擦損失，但增加活塞環表面的磨損。加入1.0%納米潤滑油能減小活塞環表面的磨損，但由于流體黏度增加導致摩擦損失增大。而加入0.5%CuO納米潤滑油能同時減小摩擦損失和磨損。因此，中間織構活塞環和0.5%CuO納米潤滑油組成的協同潤滑能達到最佳潤滑性能。

圖19 不同協同潤滑模型磨損載荷結果

4 結論

a) 在潤滑狀態較好的情況下，活塞環織構表面與缸套之間形成的微動壓效應促進了潤滑油的動壓潤滑，有效降低流體黏性剪切力，改善活塞環潤滑條件；但在上下止點附近，由于織構的引入，減少了有效潤滑面積，導致油膜承載能力降低，粗糙接觸摩擦力增加；相比于無織構活塞環，全織構活塞環能減小2.73%的摩擦損失；

b) CuO納米潤滑油的加入增加了各曲軸轉角下膜厚比，減少摩擦副表面粗糙接觸力，減小活塞環表面磨損，但在沖程中間位置，會導致流體黏性剪切力增加；

c) 活塞環表面織構布置位置會影響其摩擦性能，對比發現中間織構活塞環最優，相比于無織構活塞環FMEP減小了5.17%；

d) 表面織構和納米潤滑油之間存在協同潤滑作用，在減小摩擦損失的同時也能減少磨損，采用中間織構活塞環與0.5%CuO納米潤滑油組成的潤滑模型，兩者之間的協同作用最好。