燃油稀釋低黏度機油對柴油機缸套活塞環潤滑性能的影響

徐 波，尹必峰※，賈和坤，魏明亮，石坤鵬

（1.江蘇大學汽車與交通工程學院，鎮江 212013；2.中國一拖集團有限公司拖拉機動力系統國家重點實驗室，洛陽471000）

0 引 言

高效節能、綠色環保已成為發動機設計開發的必然趨勢，當前內燃機排放要求正向 US10、歐Ⅵ及以上超低排放法規過渡[1]，對其二氧化碳排放提出了更高要求。一方面通過使用低黏度潤滑油可以降低內燃機摩擦功耗，從而提高經濟性[2-3]；另一方面為改善內燃機燃燒過程，燃油霧化與油氣混合過程的重要性逐漸凸顯，各種先進的燃油噴射技術[4-5]，如高壓噴射，早噴、晚噴等不斷應用，這些技術已然成為內燃機排放機內控制的主流手段[6-7]。

然而，隨著噴射壓力的提高以及噴油正時過早、過遲噴射策略的運用，缸內可能會產生燃油濕壁現象，即燃油噴射至缸套壁面，并且該現象發生機率不斷增加[8]。Luijten等[9]研究了噴射正時對油束濕壁程度的影響規律，結果表明在較寬噴霧錐角下，隨著噴射正時進一步提前，燃油碰壁程度呈上升趨勢，在噴油正時為上止點前60 °CA時，碰壁率高達 70%。Bozic等[10]以可視化輕型單缸柴油機為對象探究晚噴正時對濕壁量的影響規律，發現噴射正時為上止點后80 °CA時，燃油碰壁量已到不容忽視程度。因此，Yu等[11]認為燃油濕壁現象是均質壓燃（Homogeneous Charge Compression Ignition, HCCI）燃燒模式應用中的一大阻礙。

因油束撞擊氣缸壁面時會稀釋壁面上吸附的潤滑油，當燃油濕壁率達到一定程度時會給潤滑油的理化特性帶來不利影響，特別是對黏度的影響[12]。而潤滑油的黏度變化將導致缸套-活塞環摩擦副之間潤滑油膜厚度和承載能力的變化，從而影響該摩擦副的潤滑摩擦性能[13]。例如柴油機遠后噴的過程中，膨脹行程的中后期活塞遠離上止點，缸內溫度與壓力不利于燃油噴霧的快速蒸發，此時噴霧油束會發生著壁現象，導致柴油附著在缸壁上，凝聚后經過缸套活塞環組件進入到油底殼里的潤滑油中，隨著發動機運行時間的增加，累積的柴油會逐漸稀釋潤滑油，并導致潤滑油黏度非正常下降[14]。Hamatake等[15]研究了單級和多級潤滑油的黏度影響，發現黏度過低將導致在膨脹沖程初期邊界摩擦增加。Oinuma等[16]利用浮動缸套裝置檢測了燃油推遲噴射的影響，發現靠近氣缸上止點的潤滑油膜立即被后噴射的燃油稀釋，缸套活塞的潤滑性能惡化超過了預期。

據估計，大約有40%～55%的發動機整機摩擦損失來自于缸套活塞環組[17-18]，而低黏度潤滑油的應用使其對燃油濕壁現象更為敏感。因此，闡明燃油稀釋低黏度潤滑油對缸套-活塞環潤滑摩擦性能的影響頗為重要，并有助于進一步確定低黏度潤滑油的稀釋界限。本研究通過改變柴油摻入低黏度潤滑油的比例，測量稀釋后潤滑油黏度的變化，并基于農用柴油機，將黏度試驗結果導入缸套-活塞環混合潤滑理論模型，考察該摩擦副的潤滑摩擦性能隨潤滑油稀釋的變化情況，以期為低黏度潤滑油在發動機中的實際應用提供指導。

1 燃油稀釋潤滑油試驗

1.1 試驗裝置和方法

潤滑油黏度試驗測試裝置如圖1所示，由轉子式黏度計、液體容器和溫度傳感器組成。試驗用低黏度潤滑油牌號為 0W-20（殼牌），100 ℃下動力黏度約為 9.8 mPa·s，該溫度下 0#柴油的動力黏度約為 1.0 mPa·s。定義稀釋率為摻入潤滑油的柴油質量與混合液總質量之比，調整柴油加入量，稀釋率分別為0，1%，3%、5%，10%，15%，20%和30%，以模擬實際發動機中燃油稀釋低黏度潤滑油的不同程度。測量黏度時，首先使柴油和潤滑油在燒杯內進行充分混合，然后對混合液進行加熱并攪拌維持溫度均勻，測量過程中保持混合液溫度為（100±0.5）℃，每組重復測量 3次取平均值。完成一組黏度測量后，改變稀釋比，依次完成0%～30%稀釋率的黏度測量。

1.2 黏度試驗結果

不同稀釋率對潤滑油動力黏度的影響規律如圖2所示。隨著稀釋率的不斷增加，即混入潤滑油中的柴油越多，混合液動力黏度呈現先急劇下降后緩慢下降的變化規律。和 100 ℃下純潤滑油的黏度相比，當稀釋率從 0增加到10%，混合液動力黏度降幅達44.9%；而當稀釋率從10%增加到30%，動力黏度降低 38.8%。這表明少量柴油摻入潤滑油中即可對混合液的黏度造成巨大影響，但當柴油摻混比例到達一定程度后，這一影響作用變弱。這一現象的可能原因在于潤滑油黏度和柴油黏度的差異。起初摻入少量柴油勢必造成混合液黏度急劇下降，但隨著柴油的不斷摻入，混合液黏度與柴油黏度差值越來越小，致使混合液黏度隨稀釋率繼續增加而下降緩慢。

2 柴油機缸套-活塞環潤滑模型

2.1 控制方程

對于缸套-活塞環摩擦副，一個工作循環中主要存在流體潤滑和混合潤滑狀態?；旌蠞櫥瑫r需同時考慮摩擦副表面的油膜壓力和微凸體壓力。本文建立的缸套-活塞環混合潤滑理論模型基于雷諾方程，包含油膜厚度方程、載荷平衡方程以及Greenwood等[19]提出的微凸體接觸方程。通過添加壓力和剪切流量因子[20]考慮滑動表面粗糙度對潤滑性能的影響，得到不可壓縮流體等溫條件下的平均雷諾方程。對各方程進行無量綱化處理，采用有限差分方法離散偏微分方程并應用多重網格法求解雷諾方程，利用MATLAB軟件編程求解。模型的詳細介紹可參考文獻[21-22]。

2.2 幾何模型

圖3為缸套-活塞環摩擦副的幾何模型示意圖。

摩擦副之間油膜厚度為

最小膜厚比定義如下：

式中σ為表面綜合粗糙度，，其中σ1和σ2分別為缸套和活塞環的表面粗糙度，μm。當最小膜厚比H>4時，缸套-活塞環摩擦副處于流體動壓潤滑狀態且無微凸體接觸，活塞環的外載荷主要由油膜壓力承擔；當H≤4時，摩擦副處于混合潤滑狀態，油膜壓力和微凸體壓力共同承擔活塞環外載荷[23-24]。

2.3 輸入參數

試驗樣機為一款四缸農用柴油機，主要技術參數如表1所示。缸內氣體壓力數據采集系統主要包括壓力傳感器和光電編碼器，由于壓力傳感器的安裝位置穿過冷卻水道，為保證傳感器的正常使用，先在缸蓋上安裝銅套，本方案中銅套安裝在樣機的電熱塞安裝孔位置，然后將傳感器安裝在銅套內，根據光電編碼器發出的曲軸轉角信號觸發缸內氣體壓力數據采集，數據采集設定為150個循環。燃油噴射采用后噴控制策略，噴射正時為壓縮行程上止點后35 °CA。圖4為壓力傳感器安裝方案和樣機在1 450 r/min、50%負荷率下缸內氣體壓力隨曲軸轉角的變化。由圖可知，缸內氣體壓力最大值出現在壓縮行程上止點后4 °CA。

表1 樣機主要技術參數Table 1 Main technical specifications of prototype engine

3 結果與分析

3.1 燃油稀釋率對油膜厚度影響

圖5為不同燃油稀釋率下缸套-活塞環之間最小膜厚比的變化情況。在一個工作循環中，缸套-活塞環之間的油膜厚度隨曲軸轉角不斷變化，潤滑狀態也隨之改變。以最小膜厚比特征值H=4（圖5a中灰色虛線標出）判別是否處于混合潤滑或流體動壓潤滑狀態。隨著稀釋率從0增加到3%，5%，10%，20%和30%，任意曲軸轉角位置的最小膜厚比依次減小，這意味著缸套-活塞環之間的潤滑油膜厚度隨著稀釋增加而變薄。在 0°～180°范圍的膨脹行程中，與稀釋率為0的情況相比，30%稀釋率下的最小膜厚比最大降幅達38.8%。這是由于燃油稀釋潤滑油導致黏度降低，缸套活塞環之間的流體動壓效應減弱，潤滑油膜厚度和承載能力下降。如圖5b所示，隨著稀釋率的增加，計算所得的一個工作循環中缸套-活塞環摩擦副的流體動壓潤滑區域不斷縮小，而混合潤滑區域不斷擴大。特別是30%稀釋率下，缸套-活塞環摩擦副之間的油膜厚度過薄，全程都處于混合潤滑狀態，潤滑不夠充分。這表明燃油稀釋潤滑油將導致缸套活塞環潤滑條件的惡化，且隨著稀釋率的增大而加劇。

3.2 油膜壓力和微凸體壓力影響

圖6為模擬計算所得的不同稀釋率下油膜壓力隨曲軸轉角的變化情況。

受工作循環缸壓對活塞環作用力的影響，流體壓力在進氣和排氣行程中很小，且各稀釋率下的差異不大。這是因為活塞環外載荷很小，缸套-活塞環之間以流體動壓潤滑為主，即使潤滑介質的黏度較低，一定厚度的油膜也足以承擔外載荷。而在壓縮行程和膨脹行程中，活塞環外載荷很大，且油膜厚度較薄，缸套-活塞環之間以混合潤滑為主，油膜壓力已無法完全承擔外載荷。如圖6b所示，在壓縮行程中油膜壓力先逐漸增大，隨后在行程上止點前急劇下降至谷值，在這之后的膨脹行程中油膜壓力呈現與之相反的變化趨勢。在?60～60 °CA范圍內，隨著稀釋率從0增加到30%，油膜壓力呈依次減小的趨勢。

在壓縮行程上止點附近，缸內氣體壓力很高且缸套-活塞環的潤滑不佳，以混合潤滑為主。因此，著重考察潤滑最差的上止點前后60 °CA范圍內的微凸體壓力變化情況。模擬計算結果如圖7a所示，在?60～60 °CA范圍內，微凸體壓力先迅速增加，在壓縮行程上止點處達到峰值，后又迅速下降。這是由于隨著曲軸轉角逐漸向壓縮行程上止點逼近，缸套-活塞環之間的油膜厚度減小，導致微凸體直接接觸面積增大，此時活塞環的外載荷主要由微凸體支撐力承擔而非油膜壓力。當稀釋率不斷增加，各曲軸轉角位置處的微凸體壓力呈增大趨勢：在壓縮行程上止點處，稀釋率3%，5%，10%，20%和30%的微凸體壓力峰值相比無燃油稀釋情況下分別增大約6.4%，9.1%，14.1%，16.1%和 19.3%；且在外載荷最大位置曲軸轉角4 °CA處，當稀釋率從0增加到30%，微凸體壓力承擔外載荷的比例從30.5%增大到了43.0%。這是因為隨著稀釋率增大，缸套-活塞環之間的油膜厚度減小且油膜承載能力降低，導致微凸體接觸增多。

如圖7b所示，進一步比較?60～60 °CA范圍內的平均微凸體壓力可以發現，隨著稀釋率逐步增加，平均微凸體壓力呈現依次增大的趨勢，30%稀釋率下的平均微凸體壓力相比于無稀釋情況下的增加了近 1倍。這表明當越來越多的柴油混入潤滑油時，往復行程上止點附近缸套-活塞環表面的直接接觸的概率和接觸壓力都在增大，將給摩擦副的表面磨損帶來負面影響。

3.3 摩擦力和摩擦功影響

圖8為模擬計算所得的不同稀釋率下缸套-活塞環無量綱摩擦力的變化。缸套-活塞環往復摩擦力由潤滑油膜的流體摩擦力和微凸體接觸摩擦力組成，在一個工作循環中隨著載荷、速度和潤滑狀態的變化而不斷變動。在流體動壓潤滑主導的各行程中部位置，缸套-活塞環的摩擦力主要為流體摩擦力。

一方面流體摩擦力隨著相對運動的速度增大而增大，其峰值出現在個行程活塞環最大速度位置；另一方面流體摩擦力隨著黏度的降低減小，當稀釋率從 0增大到 30%，流體摩擦力依次降低。但由于流體摩擦力數值很小，其對總缸套-活塞環總摩擦力的影響較小。在混合潤滑主導的各行程止點位置附近，缸套-活塞環的摩擦力主要為微凸體摩擦力，特別是在壓縮行程上止點附近，各稀釋率下的微凸體摩擦力呈現顯著差異。在曲軸轉角?60～60 °CA范圍，隨著稀釋率從0增加到30%，微凸體摩擦力依次增大。且微凸體摩擦力的數值較大，對缸套-活塞環總摩擦力的影響顯著。這是因為微凸體摩擦力與微凸體壓力成正比，在壓縮上止點附近微凸體壓力較大，則微凸體摩擦力較大，且燃油稀釋導致微凸體壓力進一步增大，使得微凸體摩擦力大幅增加。因此，隨著柴油摻入潤滑油的量增多，黏度逐漸降低使得流體摩擦力減小，而微凸體壓力的增大導致微凸體摩擦力大幅增加，從而對總摩擦力造成影響。特別是壓縮行程上止點附近，燃油稀釋潤滑油導致缸套活塞環組摩擦力增大，直接影響整機機械性能和耐久性能。

圖9a所示為模擬計算所得的缸套-活塞環摩擦功率隨稀釋率的變化情況。可以發現，一個工作循環中，不同稀釋率下的缸套-活塞環摩擦功率大小關系隨曲軸轉角不斷變化。在各行程的中部位置，稀釋率較低時摩擦功率較大，而在行程的止點附近，稀釋率較高時摩擦功率較大。這是由于摩擦功率大小受缸套-活塞環總摩擦力變化的影響，在各行程的中部位置油膜厚度和油膜壓力很大，以流體摩擦力為主，稀釋率較低時黏度較大，則流體粘滯力較大導致總摩擦力更大，因此摩擦功率較大；而在止點附近，油膜厚度和油膜壓力很小，以微凸體摩擦力為主，稀釋率較高油膜承載能力降低，微凸體接觸增加導致總摩擦力進一步增大，因此摩擦功率也較大。

如圖9b所示，進一步比較不同稀釋率下的缸套-活塞環一個工作循環的平均摩擦功率。隨著燃油稀釋率的不斷增大，缸套-活塞環摩擦副的循環摩擦損失呈現先減小后增大的趨勢：與無燃油稀釋情況相比，當稀釋率增加到3%，5%和10%，平均摩擦功率依次降低，10%稀釋率下的平均摩擦功率相比于無稀釋下的降低7.4%；而當稀釋率繼續增加到20%和30%，平均摩擦功率又呈現快速增大的趨勢。這表明適當降低潤滑介質的黏度有助于減小缸套-活塞環的摩擦損失，從而提高整機機械效率，減小燃油消耗，同時印證了發動機應用低黏度潤滑油在降低油耗方面的效果；但當潤滑介質的黏度過低時，會導致微凸體接觸增多、摩擦力增大以及摩擦損失增加，因此確定潤滑油的稀釋下限具有重要意義，在發動機中的實際應用中應控制低黏度潤滑油稀釋率低于20%。

4 驗證試驗

基于試驗樣機，搭建如圖10a所示的發動機測試臺架。通過在發動機低黏度潤滑油中摻混不同比例的柴油，進行倒拖轉矩測試，驗證其對缸套活塞環組潤滑摩擦性能的影響。因倒拖轉矩包含了發動機缸套活塞環組的摩擦損失、泵氣損失和驅動附屬機構損失，在保持泵氣損失和驅動附屬機構損失一定的情況下，缸套-活塞環摩擦損失與倒拖轉矩成正比，因此模擬計算中缸套-活塞環平均摩擦損失隨稀釋率的變化可以反映在倒拖轉矩的變化上，即倒拖轉矩隨缸套-活塞環摩擦損失的增減而增減。倒拖試驗過程中控制樣機潤滑介質溫度為（100±2）℃，測試轉速為1 450 r/min，和模擬計算采用的樣機常用轉速一致，每組測試重復2次取平均值，倒拖轉矩試驗結果如圖10b所示。當稀釋率從 0增大到30%，倒拖轉矩呈現先減小后增大的趨勢，并且當稀釋率為 10%時倒拖轉矩最小，與模擬計算的摩擦損失變化結果具有一致性。但需要注意，稀釋率為 30%時的倒拖轉矩略低于純潤滑油潤滑時的情況，與模擬計算結果稍有差異。這是因為倒拖試驗中的發動機缸壓要低于其著火時的缸壓，活塞環徑向載荷較小，使得缸套活塞環微凸體摩擦受燃油稀釋潤滑油的影響程度降低，從而倒拖轉矩也較低。

5 結 論

1）隨著柴油對潤滑油稀釋率逐漸增大，混合液的黏度持續降低。和純潤滑油相比，當稀釋率從0增加到10%，混合液動力黏度降幅達44.9%，說明少量柴油摻入到潤滑油中即可對混合液黏度造成較大影響。

2）隨著燃油稀釋率從0增加到30%，缸套-活塞環之間的油膜厚度變薄，最小膜厚比降幅達38.8%，流體動壓潤滑區域不斷縮小，而混合潤滑區域則不斷擴大，導致摩擦副表面微凸體接觸增加，壓力峰值增幅達19.3%，摩擦性能惡化，特別是在壓縮行程上止點附近，缸套-活塞環的摩擦力隨著稀釋率增加而增大。

3）在活塞環往復行程的中部位置，稀釋率較低時摩擦功率較大，而在行程止點附近，稀釋率較低時摩擦功率較小；隨著稀釋率的不斷增大，缸套-活塞環摩擦副的循環摩擦損失呈現先減小后增大的趨勢，稀釋率為 10%時摩擦損失最小，平均摩擦功率相比于無稀釋情況下降低7.4%。并通過搭建發動機測試臺架進行倒拖試驗，驗證了不同燃油稀釋率下倒拖轉矩變化與模擬計算結果具有一致性。因此，在發動機中應用低黏度潤滑油，應控制其稀釋率低于20%。