船用發(fā)電機(jī)活塞環(huán)外工作面受力與潤滑仿真

閆芳碩，孔祥雨，孟憲松，段樹林

(1. 大連海事大學(xué) 輪機(jī)工程學(xué)院，遼寧 大連 116026；2. 大連船用柴油機(jī)有限公司，遼寧 大連 116021)

0 引 言

船用發(fā)電柴油機(jī)作為船上電能主要來源，連續(xù)運(yùn)行時(shí)間超長，其正常管理與運(yùn)行、故障的及時(shí)發(fā)現(xiàn)與維修是保障船舶航行可靠性和穩(wěn)定性的必要條件，也是降低航行油耗、節(jié)約成本的保證[1]。

內(nèi)燃機(jī)活塞環(huán)主要起到密封、導(dǎo)熱、布油、刮油的作用[2],自CASTLEMAN[3]利用簡化一維雷諾方程證實(shí)活塞環(huán)－缸套間可以形成流體動(dòng)壓潤滑以來，學(xué)者們對該摩擦副的各種數(shù)值計(jì)算方法進(jìn)行了廣泛的研究。湯春球等[4]基于Avl－excite對不同規(guī)格潤滑油潤滑下的發(fā)動(dòng)機(jī)活塞油膜厚度及活塞摩擦損耗進(jìn)行仿真分析,得到了潤滑油對發(fā)動(dòng)機(jī)活塞環(huán)油膜厚度及整車油耗的影響；周龍等[5]用耦合分析法研究內(nèi)燃機(jī)活塞環(huán)—?dú)飧滋讉鳠釢櫥Σ羻栴}；孫軍等[6]研究了進(jìn)口潤滑條件對活塞環(huán)-缸套摩擦副潤滑性能的影響。以上這些研究針對的都是轉(zhuǎn)速在2 000 r/min及以上的內(nèi)燃機(jī)，船用發(fā)電柴油機(jī)運(yùn)行過程中轉(zhuǎn)速慢、扭矩大，行程長，活塞環(huán)外工作面的受力和潤滑情況與其有較大差異。

本文針對船用發(fā)電柴油機(jī)的特點(diǎn)，通過臺(tái)架試驗(yàn)測量并計(jì)算得到了4L20船用發(fā)電柴油機(jī)在1 000 r/min不同負(fù)荷狀態(tài)下的運(yùn)行數(shù)據(jù)，以此為依據(jù)在Excitepr軟件中建立活塞環(huán)-缸套動(dòng)力學(xué)潤滑仿真模型，對活塞環(huán)外工作面的受力與潤滑情況進(jìn)行分析研究，得出更為直觀的活塞環(huán)-缸套摩擦副運(yùn)行過程中的數(shù)據(jù)，為船用發(fā)電柴油機(jī)的運(yùn)行管理和相關(guān)研究提供參考依據(jù)。

1 基本理論與方程

1.1 活塞環(huán)徑向受力

如圖1所示，在徑向方向上活塞環(huán)外工作面受到的氣體壓力、油膜接觸壓力、微凸體接觸壓力的影響，背面受氣體壓力的影響[7]。氣體壓力為燃燒室內(nèi)氣體膨脹時(shí)對活塞環(huán)作用的力；油膜接觸壓力與微凸體接觸壓力都是活塞環(huán)與缸套接觸時(shí)產(chǎn)生的壓力，與活塞環(huán)-缸套接觸面的粗糙度、潤滑油分布情況有關(guān)；徑向彈力由活塞環(huán)本身的彈性決定。

圖1 活塞環(huán)在徑向方向上受力示意圖Fig. 1 The schematic diagram of the forces exerted on the piston ring in the radial direction

活塞環(huán)外工作面受到的3個(gè)力的合力與環(huán)背面受到的氣體壓力、環(huán)本身的徑向彈力形成平衡[8]。

1.2 活塞環(huán)-缸套潤滑狀態(tài)

雷諾方程[9]可以用來表述流體動(dòng)力潤滑中流體壓力、油膜厚度、潤滑油粘度、運(yùn)動(dòng)速度等因素的關(guān)系。

計(jì)算油膜厚度時(shí)可將潤滑油考慮成不可壓縮的液體，方程可變形為：

名義油膜厚度[10]計(jì)算公式為：

考慮到活塞與缸套粗糙度的影響，實(shí)際油膜厚度可表示為：

總粗糙度標(biāo)準(zhǔn)差為：

活塞環(huán)與缸套之間的潤滑狀態(tài)由名義油膜厚度與缸套和活塞環(huán)總粗糙度標(biāo)準(zhǔn)差的比值（）決定，分別是邊界潤滑混合潤滑和流體潤滑邊界潤滑時(shí)，接觸面表面微凸體接觸，無油膜形成，摩擦因數(shù)最大；混合潤滑時(shí)，潤滑油油膜與一部分微凸體共同作用，摩擦因數(shù)較邊界摩擦小；流體潤滑時(shí)，接觸表面被油膜完全分開，摩擦完全由潤滑油分子間的內(nèi)摩擦引起，摩擦因數(shù)最小。

摩擦損失功耗滿足關(guān)系式：

2 建立活塞環(huán)-缸套動(dòng)力學(xué)潤滑仿真模型

在Excite pr中建立活塞環(huán)-缸套動(dòng)力學(xué)潤滑仿真模型，主要包括缸套、活塞、第1道氣環(huán)、第2道氣環(huán)、油環(huán)、活塞銷和連桿。其中活塞、活塞環(huán)為彈性體單元，活塞環(huán)與缸套間為油膜潤滑。

2.1 柴油機(jī)主要參數(shù)

本文以4L20船用發(fā)電柴油機(jī)為研究對象，其主要參數(shù)如表1所示。

表1 4L20船用發(fā)電柴油機(jī)主要參數(shù)Tab. 1 Main parameters of 4L20 marine diesel generator

2.2 活塞環(huán)型線與參數(shù)

第1道環(huán)槽的深度為9 mm，高度為4.09 mm；第2道環(huán)槽的深度為9 mm，高度為4.08 mm；油環(huán)環(huán)槽的深度為8 mm，高度為6.08 mm。2道氣環(huán)為形狀參數(shù)相同的桶面環(huán)，油環(huán)為組合油環(huán)，氣環(huán)桶面與油環(huán)刮油刃桶面型線使用指數(shù)函數(shù)擬合，活塞環(huán)型線與參數(shù)如圖2和圖3以及表2和表3所示。

2.3 缸內(nèi)壓力

通過臺(tái)架試驗(yàn)測量并計(jì)算得到1 000 r/min時(shí)各負(fù)荷狀態(tài)下4L20船用發(fā)電柴油機(jī)的缸內(nèi)壓力曲線，本文使用25%和100%負(fù)荷下的數(shù)據(jù)進(jìn)行比較，圖4為2種負(fù)荷下缸內(nèi)壓力曲線。

3 計(jì)算結(jié)果及分析

3.1 100%負(fù)荷下活塞環(huán)徑向受力

如圖5所示,第1道氣環(huán)受燃燒室內(nèi)氣體力影響最大，環(huán)背面受到的氣體壓力遠(yuǎn)大于徑向彈力（1 181 N），在壓縮行程末期，隨著缸內(nèi)氣體的壓縮，活塞環(huán)受到的氣體力增大，膨脹行程初期，缸內(nèi)氣體燃燒，第1道氣環(huán)背面受到的氣體壓力達(dá)到峰值，外工作面受到的壓力也達(dá)到了最大值，油膜接觸壓力在7 °時(shí)達(dá)到最大值17 516 N；微凸體接觸壓力在1 °時(shí)達(dá)到最大值18 617 N；氣體壓力在11 °時(shí)達(dá)到最大值13 487 N，其余時(shí)間第1道氣環(huán)外工作面徑向受力相對較低。

圖2 氣環(huán)型線Fig. 2 The profile of gas ring

圖3 油環(huán)型線Fig. 3 The profile of oil ring

表2 氣環(huán)參數(shù)Tab. 2 The parameters of gas ring

表3 油環(huán)參數(shù)Tab. 3 The parameters of oil ring

圖4 25%和100%負(fù)荷下缸內(nèi)壓力曲線Fig. 4 The curves of the pressures in the cylinder under 25% and 100% loads

圖5 100%負(fù)荷下第1道氣環(huán)徑向受力Fig. 5 Radial forces exerted on the first gas ring under 100% load

在圖6中，膨脹行程前段，缸內(nèi)氣體由燃燒室進(jìn)入第1道氣環(huán)與第2道氣環(huán)的環(huán)間區(qū)域，氣體壓力對第2道活塞環(huán)背面的影響增大，一直到下一次膨脹行程之前，氣體壓力雖有減小但一直存在，且大部分時(shí)間都大于活塞環(huán)自身的彈力（1 181 N），因此與環(huán)背面氣體壓力、徑向彈力平衡的外工作面的徑向受力主要隨著氣體壓力的變化而變化，油膜接觸壓力在69 °時(shí)達(dá)到最大值2 876 N；氣體壓力在59 °時(shí)達(dá)到最大值2 360 N；第2道氣環(huán)的外工作面潤滑油分布比第1道氣環(huán)好，微凸體接觸壓力與油膜厚度有關(guān)，活塞行至上、下止點(diǎn)時(shí)，由于活塞環(huán)相對缸套的運(yùn)行速度為零，油膜難以維持，微凸體接觸壓力達(dá)到最大值2 654 N。

由于2道氣環(huán)的密封作用，油環(huán)受氣體力的影響很小，外工作面受到的壓力主要與活塞環(huán)徑向彈力相平衡。如圖7所示，在行程上、下止點(diǎn)附近時(shí)，活塞運(yùn)動(dòng)速度慢，油膜形成困難，活塞環(huán)與缸套之間潤滑油較少，主要是微凸體接觸壓力，最大為588 N，行程中段，活塞環(huán)與缸套的相對速度快，油膜形成比較簡單，以油膜接觸壓力為主，峰值為438 N。

圖6 100%負(fù)荷下第2道氣環(huán)徑向受力Fig. 6 Radial forces exerted on the second gas ring under 100% load

圖7 100%負(fù)荷下油環(huán)徑向受力Fig. 7 Radial forces exerted on the oil ring under 100% load

3.2 100%負(fù)荷下活塞環(huán)外工作面最小油膜厚度

4L20柴油機(jī)采用飛濺潤滑，潤滑油膜的形成與活塞環(huán)-缸套相對運(yùn)行速度、滑油受到的壓力、滑油的溫度有關(guān)。根據(jù)力的相互作用，滑油在活塞環(huán)側(cè)受到的壓力與活塞環(huán)外工作面受到的油膜接觸壓力大小相同。

第1道氣環(huán)、第2道氣環(huán)、油環(huán)外工作面滑油壓力依次降低（見圖8），油膜厚度依次增大。在行程上、下止點(diǎn)時(shí)，活塞速度為0，3道活塞環(huán)的最小油膜厚度都達(dá)到最小值，其中第1道氣環(huán)由于在膨脹行程初始時(shí)受到燃燒室內(nèi)氣體的影響，外工作面處滑油壓力達(dá)到了最大值，且活塞位于缸套上部，滑油溫度較高，油膜厚度最低，為0.45 μm。第2道氣環(huán)與油環(huán)最小油膜厚度最小值略有增大，分別為0.51 μm和0.63 μm，活塞環(huán)外工作面與缸套內(nèi)壁總粗糙度標(biāo)準(zhǔn)差為0.36 μm，整個(gè)工作循環(huán)內(nèi)，活塞環(huán)與缸套間的油膜厚度在0.45～0.85 μm之間，因此活塞環(huán)都處于混合潤滑狀態(tài)，微凸體接觸摩擦與流體摩擦同時(shí)存在。

圖8 100%負(fù)荷下3道活塞環(huán)外工作面最小油膜厚度Fig. 8 Minimum oil film thicknesses of the outer working faces of the three piston rings under 100 % load

3.3 100%負(fù)荷下活塞環(huán)外工作面軸向摩擦損失

如圖9所示，活塞環(huán)組在行程上、下止點(diǎn)時(shí)，由于軸向速度為0，摩擦損失均為0。在整個(gè)工作循環(huán)中第1道氣環(huán)、第2道氣環(huán)和油環(huán)總摩擦損失依次降低，平均值分別為2.47 kW，1.13 kW和0.76 kW。在圖9（a）中，膨脹行程初始時(shí)第1道氣環(huán)潤滑狀態(tài)最差，流體摩擦損失幾乎為0，微凸體接觸摩擦損失與總摩擦損失共同達(dá)到峰值。整個(gè)工作循環(huán)中粗糙接觸摩擦損失與流體損失平均值分別為1.40 kW和1.07 kW，占總摩擦損失的57%和43%。第2道氣環(huán)和油環(huán)外工作面的油膜厚度比第1道氣環(huán)高，潤滑條件優(yōu)于第1道氣環(huán)。如圖10（b）和圖10（c）所示，第2道氣環(huán)和油環(huán)摩擦損失都以流體摩擦損失為主，且平均值都占總摩擦損失的0.95%，微凸體接觸摩擦損失在整個(gè)工作循環(huán)中占比很低，只有在行程上、下止點(diǎn)時(shí)活塞環(huán)微凸體接觸摩擦力增大，微凸體接觸摩擦損失略有增加。

圖9 100%負(fù)荷下3道活塞環(huán)外工作面軸向摩擦損失Fig. 9 Axial friction loss powers of the outer working faces of the three piston rings under 100% load

3.4 25%和100%負(fù)荷下活塞環(huán)外工作面軸向摩擦損失

柴油機(jī)負(fù)荷的增加主要體現(xiàn)在缸內(nèi)氣體燃燒膨脹時(shí)產(chǎn)生壓力的增大，負(fù)荷由25%增加到100%時(shí)，第1道氣環(huán)受缸內(nèi)氣體壓力的影響最大，第2道氣環(huán)次之，油環(huán)由于位于3道活塞環(huán)的最下方，不受負(fù)荷變化的影響。如圖10（a）和圖10（b）所示，隨著負(fù)荷的增加，第1道氣環(huán)、第2道氣環(huán)背面受到的氣體壓力增大，滑油壓力也隨之增大，油膜變薄，潤滑效果變差，軸向總摩擦損失增大。第1道氣環(huán)在整個(gè)工作循環(huán)中外工作面軸向總摩擦損失平均值由1.96 kW上升到2.47 kW，第2道氣環(huán)由0.94 kW上升到1.13 kW。在膨脹行程初始時(shí)氣體壓力隨負(fù)荷變化最為明顯，第1道氣環(huán)摩擦損失的改變也最大。由于氣環(huán)的封閉作用，負(fù)荷改變帶來的氣體力變化對油環(huán)沒有影響，如圖10（c）所示，油環(huán)的外工作面軸向摩擦損失平均值在25%和100%負(fù)荷時(shí)均為0.76 kW。

圖10 不同負(fù)荷下3道活塞環(huán)外工作面軸向總摩擦損失Fig. 10 Total axial friction loss powers of the outer working faces of the three piston rings under different loads

4 結(jié) 語

針對船用發(fā)電柴油機(jī)的特點(diǎn)，本文以4L20船用發(fā)電柴油機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)測量并計(jì)算得到的數(shù)據(jù)為基礎(chǔ)，在Excite pr中建立活塞環(huán)-缸套動(dòng)力學(xué)潤滑仿真模型，其中活塞、活塞環(huán)為彈性體單元，活塞環(huán)與缸套間為油膜潤滑，潤滑情況使用雷諾方程計(jì)算。仿真結(jié)果如下：

1）第1道氣環(huán)、第2道氣環(huán)、油環(huán)外工作面油膜接觸壓力依次減小，最大值分別為17 516 N，2 876 N，438 N；

2）第1道氣環(huán)、第2道氣環(huán)、油環(huán)外工作面最小油膜厚度最小值依次增大，分別為0.45 μm，0.51 μm，0.63 μm；

3）第1道氣環(huán)、第2道氣環(huán)、油環(huán)外工作面總摩擦損失依次減小，平均值分別為2.47 kW，1.13 kW，0.76 kW，流體摩擦損失分別占總摩擦損失的43%，95%，95%；

4）第1道氣環(huán)和第2道氣環(huán)外工作面摩擦損失隨著負(fù)荷的增加而增大，負(fù)荷由25%增加到100%時(shí)，外工作面軸向摩擦損失平均值分別由1.96 kW，0.94 kW變?yōu)?.47 kW，1.13 kW，油環(huán)外工作面的摩擦損失不受負(fù)荷變化的影響。

該仿真模型更為直觀的顯示出了4L20船用發(fā)電柴油機(jī)運(yùn)行過程中不同曲軸轉(zhuǎn)角下各活塞環(huán)的摩擦與潤滑情況，可以為船用發(fā)電柴油機(jī)的運(yùn)行管理與故障診斷、活塞環(huán)-缸套潤滑條件的改善、活塞環(huán)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。