活塞缸套摩擦副（精选4篇）
活塞缸套摩擦副 篇1
0前言
活塞 (环) -缸套是内燃机中最重要的摩擦副之一, 其润滑性能的好坏直接影响到内燃机的工作可靠性、耐久性和经济性等运行性能。在保证对燃烧室气体密封的前提下, 润滑性能好, 活塞环-缸套摩擦力小, 摩擦功耗也就小, 反之会造成相当大的摩擦功耗, 还会导致活塞环和缸套的过度磨损, 降低其使用寿命。近年来随着对内燃机动力性和可靠性要求的不断提高, 保证活塞 (环) -缸套摩擦副良好的润滑性能更具意义。
在活塞 (环) -缸套摩擦副的润滑分析中, 需要结合分析的实际问题采用合适的压力等边界条件。如何确定油膜压力的起点和终点是非常复杂的问题, 润滑油膜在收缩段形成油膜压力, 压力分布具有一定的规律, 但是扩散段情况极为复杂, 如何确定在哪一点产生油膜破裂或者油膜压力终止存在一定的困难。边界条件是数学模型和实际情况的结合点, 其合理性直接关系到润滑分析结果的正确性, 因此活塞 (环) -缸套摩擦副润滑分析中非常有必要提出合理的边界条件。
我们主要论述了国内外在活塞 (环) -缸套摩擦副润滑分析中的各种边界条件算法, 对存在的问题进行了讨论并展望了边界条件应用中需要进一步解决的问题。
1 典型的边界条件
在摩擦副润滑分析研究进程中, 最具代表性的边界条件有四种[1,2,3,4,5,6,7]。
1.1 Sommerfeld边界条件
该边界条件认为油膜腔内充满润滑油, 润滑油膜是连续的。这个假设与实际情况相差较大, 因为油膜腔扩散段中会产生负压, 使油膜破裂, 所以假设油膜连续是不可能的[1]。
1.2 Gumbel边界条件
该边界条件认为油膜不连续, 压力分布也不连续, 只在油膜腔内收缩段 (即从最大膜厚hmax到最小膜厚hmin) 形成连续油膜并产生连续压力分布, 在扩散段 (即从hmin到hmax) 油膜破裂, 不存在油膜压力。虽然该边界条件与客观实际尚有差距, 但由于便于数学处理, 因此在以往的计算中常被采用[8]。
1.3 Reynolds边界条件
该边界条件认为油膜不连续, 油膜压力的终止点是一种自然破裂现象, 即在经过最小膜厚hmin之后的扩散段一处破裂。该边界条件与实际情况比较接近, 但是计算相对较为复杂, 不容易确定终止点[1]。
1.4 质量守恒边界条件
该边界条件由Jakobsson、Floberg和Olsson提出, 其建立在油膜破裂和再形成边界处质量守恒的基础上, 认为整个润滑区域可分为油膜完整区和空穴区两部分。在油膜完整区使用Reynolds边界条件。JFO边界理论是对Reynolds边界条件的一种提高[9], 它不仅提供了油膜破裂条件, 而且提供了油膜再形成条件, 很好地处理了在油膜破裂和油膜重整时的气穴现象。
JFO理论的油膜破裂条件:
JFO理论的油膜再形成条件:
式中, n为法向, v为油膜速度, θ为油膜所占的体积比。
由于JFO理论的复杂性, JFO边界条件的数值实现比较困难, 它需要跟踪动态油膜边界, 为此许多学者对JFO边界理论的数值实现进行了研究。
Elord等在1974年提出了一种算法[10]。1981年Elrod又通过引入一个新的变量和一个开关函数g对该算法进行了进一步的改进[11], 将描述油膜完整区和空穴区的方程统一为通用方程, 在数值计算过程中自动确定边界条件。
其后, Brewe[12]和Vijayaraghavan[13]等分别对Elord算法进行了改进。Kumer在1991年提出了基于质量守恒条件的有限元空穴算法[14,15], 认为润滑油是不可压缩的, 在空穴区是油和空气 (蒸汽) 的两相混合物, 混合物的粘度和密度是变化的, 满足以下公式:
整个润滑区域分为两部分:完整油膜区和空穴区, 完整油膜区又根据密度的变化率划分为两个亚区, 第一个区域内润滑油密度不变, 第二个区域内润滑油密度有变小的趋势, 即开始向空穴区过渡。
其中完整区b可以认为是完整区a与空穴区之间的临界区, 虽然油膜仍然是完整的, 但润滑油密度的变化率已由等于零变化为小于零。
随后, Bayada[16]等人又提出了变分与有限元相结合的空穴计算方法, 并考察了与Reynolds边界条件的差别, 表明了JFO边界条件更接近实际工况。
2 不同边界条件的应用
Yu[17]对早期研究活塞环使用的边界条件进行了总结, 研究早期的边界条件不考虑气穴现象, 也不用半Sommerfeld边界条件, 而是使用Sommerfeld边界条件, 虽然使用简单, 但是违背了质量守恒边界条件。Yu提出了一种应用了质量守恒边界条件的解析方法求解活塞环润滑模型, 其中考虑了完整气穴和破裂气穴两种情况。在油膜破裂表面, 应用Reynolds边界条件, 在油膜重整表面应用质量守恒边界条件。结果表明除了活塞油环的下端面, 活塞组的其它润滑区域都处于相对贫油润滑状态, 活塞油环的下端润滑情况对整个活塞环组工作性能有显著影响。如果通过措施改善其润滑状况, 可以减少功耗损失, 同时提高润滑油的向上输送量, 改善了整个活塞环组的润滑状况。
Dowson[18]在分析单个活塞环润滑问题时, 应用了Reynolds边界条件和Swift-Stieber边界条件, 结果显示气穴区域开始于压力梯度下降的地方。Jeng[19]也应用Reynolds边界条件研究了活塞环的润滑状况, 结果和Dowson的一致, 但是研究都没有得到气穴区域的结束点。
Stanley[20]建立了一个简化的模型来研究活塞环组和裙部的摩擦润滑, 活塞环模型考虑了混合润滑和流体动力润滑, 活塞裙部模型只考虑流体动力润滑, 在两个模型中都用Reynolds方程求解流体动力润滑。应用的边界条件如下:油膜入口和出口处 (也就是油膜压力开始和结束处) 的压力等于大气压力;循环结束时相关点处的圆周压力与开始点的圆周压力相等。结果表明:活塞裙部以动压润滑为主, 裙部的摩擦力随着转速和润滑油粘度的变化呈线性变化;活塞环处于贫油状态, 可能会导致摩擦力增加25%。
叶晓明等[21]建立了活塞环-缸套三维动压混合润滑模型, 以平均Reynolds方程和表面微凸体接触方程为基础, 并考虑了燃烧室燃气泄露和表面粗糙度等因素的影响。应用的边界条件如下:
a.入口和出口处:假设活塞环被润滑油充分润滑, 油膜起始位置在活塞环的入口端面上;油膜起点和终点处的油膜压力等于该处的气体压力;当活塞环出口处发生油膜破裂时, 采用Reynolds边界条件。
b.活塞环间隙处:油膜压力等于该处的气体压力, 且从活塞环入口端到出口端按照线性变化。结果表明:在充分润滑情况下, 整个循环的绝大部分时间内活塞环为动压润滑, 在上下止点附件为混合润滑状态;分析活塞环-气缸套润滑性能时, 考虑气缸套圆周方向的变形及两表面粗糙度对润滑性能的影响是非常必要的。
Shah[22]研究了考虑流体弹性动力润滑的活塞二阶运动, 应用Reynolds方程描述活塞裙部-缸套表面的润滑。Dirichlet[23]边界条件被应用在活塞裙部的边缘处, 应用SOR迭代算法求解Reynolds方程[24], 为了使结果尽可能准确, 同时也应用了气穴边界条件。结果表明:润滑油膜的存在能够显著减小微凸体接触力, 活塞销的偏移值对接触力和摩擦力有较大的影响。
Hronza[25]应用Navier-Stokes方程研究了活塞环组的流体动力润滑、润滑油流动和径向动力学三者之间的相互影响, 分析中考虑了表面张力。把缸套表面分为完全浸润区域和不完全浸润区域, 对于不同的区域, 使用了不同的边界条件。结果表明:缸套表面的润滑油供给量会影响活塞环-缸套间的间隙大小;下行程时, 第一道环上的润滑油膜厚度受到其它两道环余留在缸套上的润滑油量的影响。
周龙等[26]应用耦合分析法研究了内燃机活塞环-缸套传热润滑摩擦问题, 把缸内燃气、活塞、活塞环、润滑油膜、气缸套和冷却介质作为一个耦合体, 考虑各部件间及相应物理场间的耦合关系, 建立了活塞环-缸套的三维非稳态热混合润滑摩擦模型。应用平均Reynolds方程, 求解的边界条件如下:活塞环油膜起始位置在活塞环的入口端面上, 油膜起点和终点处的压力等于该处的气体压力, 出口处油膜破裂采用Reynolds边界条件处理。结果显示:随着曲轴转角、活塞和活塞环周向位置的不同, 最小油膜厚度都有较大的波动;在活塞环圆周上, 最小油膜厚度随活塞环弹力的减小而增大;活塞在上止点附近, 摩擦力最大, 摩擦热最大;活塞环和气缸套的温度场对润滑油膜的温度场有很大影响;黏度随温度升高而减小, 黏度越小, 油膜厚度越小, 油膜剪切力产生的摩擦力也越小。但油膜厚度减小, 容易造成混合润滑和边界润滑, 从而增大凸峰接触摩擦力。
尹会迎等[27]结合动力学方程和流体动压润滑方程, 对中凸型活塞裙部的流体动力润滑进行了分析, 应用Reynolds边界条件求解。与直线型活塞裙部比较表明, 中凸型线活塞裙部可以有效提高活塞的运行性能。
郭朋等[28]对内燃机活塞-缸套系统的流体动力润滑与动力学行为进行了耦合分析, 在考虑活塞二阶运动的基础上建立了活塞裙部润滑的数值模型。运用龙格-库塔方法求解二阶运动模型, 结合Reynolds边界条件采用有限元方法求解裙部润滑的平均Reynolds方程。结果表明:活塞销孔向主推力侧偏置可以有效改善活塞的二阶运动状况, 消减活塞对气缸的拍击;活塞裙部以中凸椭圆型面代替直筒面可以有效改善润滑油膜的分布, 使活塞裙部处于良好的动压润滑状态;润滑油的粘度大小对油膜作用在裙部的摩擦力有较大的影响, 而润滑油粘压特性对裙部润滑影响不大。
戴旭东等[29]建立了内燃机缸套活塞系统油膜润滑与动力学行为的耦合分析模型, 分析中同时考虑了活塞二阶运动和缸体振动对缸套-活塞间油膜润滑的影响。缸体结构振动响应用有限元法计算, 缸套和活塞间的流体润滑计算应用Reynolds边界条件通过有限差分法求解平均Reynolds方程进行, 其中考虑了微凸体接触的作用。结果表明, 缸体振动对摩擦润滑性能的影响非常大。
杨俊伟等[30]建立了结合活塞动力学方程和缸套-活塞裙部间流体动压润滑方程的活塞润滑模型, 采用改进的数值分析方法来研究活塞裙部的摩擦功率及二阶运动和活塞设计参数之间的关系, 分析了活塞的一些参数对活塞润滑性能的影响, 并对活塞结构参数的设计进行了研究。求解流体动压润滑方程应用Reynolds边界条件。结果表明, 活塞的一些参数对活塞的摩擦功耗和二阶运动有很大影响, 通过润滑分析可以选取适当的参数以降低摩擦, 减小横向运动, 提高活塞的工作性能;在活塞的参数设计时, 考虑到各个参数对活塞裙部摩擦功耗和横向运动有不同影响, 应该首先确定对两者有明显影响的参数, 如配缸间隙, 然后选择其余参数。
Duyar[31]建立了一个综合润滑模型研究活塞的运动和工作中活塞裙部所受微凸体接触力、润滑流体作用力和轴向摩擦力等, 应用计及润滑油输送状况的质量守恒算法求解润滑控制方程。结果显示, 润滑油的供给量对活塞的侧向运动、活塞裙部倾斜和裙部所受摩擦力都有显著影响;活塞裙部和缸套的变形对活塞的二阶运动、侧向运动和摩擦力都会产生影响。
Gulwadi基于质量守恒算法建立了活塞环润滑和润滑油输送混合模型[32], 研究动压润滑与边界润滑的交互作用、润滑油流动和活塞环径向动力学。结果表明, 活塞环表面轮廓直接影响润滑油流动状况, 缸套表面的油膜厚度对活塞环的径向运动和活塞环进口的润滑油量有显著影响;润滑油供给量增加时流量增加, 最大油膜压力随油膜供给厚度的增加而减小, 微凸体作用力、总摩擦力和功耗都随供给量的减小而增加。
3 结束语
综上所述, 内燃机活塞 (环) -缸套摩擦副润滑分析中主要采用的边界条件包括:Sommerfeld边界条件、半Sommerfeld边界条件、Reynolds边界条件和质量守恒边界条件。Sommerfeld边界条件假设摩擦副处于充分润滑, 压力与油膜均连续, 但是负压的产生会使空气混入, 油膜是非连续的, 故存在不合理;活塞 (环) -缸套摩擦副润滑研究早期由于条件限制, 多使用此边界条件。半Sommerfeld边界条件假设油膜及压力均不连续, 从动压油膜形成过程分析, 也存在不合理。Reynolds边界条件假设油膜不连续, 压力连续, 但其不能很好地处理油膜破裂与重整时的气穴现象。质量守恒 (JFO) 边界条件可以很好地处理这油膜破裂与重整时的气穴现象, 其最接近于实际情况, 因此现在被较多应用在活塞 (环) -缸套摩擦副润滑分析中。
随着对内燃机性能要求的不断提高, 活塞 (环) -缸套摩擦副润滑分析日益趋于实际运行情况, 计算中一般应用多维混合润滑模型, 同时对边界条件的合理性要求也在不断提高。虽然现在使用的边界条件 (特别是质量守恒边界条件) 基本可以满足要求, 但是由于内燃机工作中活塞 (环) -缸套摩擦副的实际润滑状况不稳定, 只有根据具体情况才能实现合理地使用边界条件, 保证计算分析的准确性。现有的边界条件直接使用都无法做到实时跟踪活塞 (环) -缸套摩擦副的润滑状态, 这需要分析中考虑润滑油输送流动状况等对于边界条件确定的影响等。因此, 对于内燃机活塞 (环) -缸套摩擦副润滑分析, 有待探索更为贴近实际情况的边界条件和算法。
摘要：论述了内燃机活塞 (环) -缸套摩擦副润滑分析中的几种典型边界条件和不同边界条件算法的应用, 讨论并展望了需要进一步解决的问题。
关键词：内燃机,活塞,缸套,润滑,边界条件
活塞缸套摩擦副 篇2
1 研究现状
1.1 结构参数的影响
叶晓明 [3]等研究了活塞环轴向高度、桶面高度以及桶面偏移率等结构参数对润滑性能的影响。研究以流体润滑理论为基础,提出了一种活塞环流体动压润滑数值分析模型,求解如下的平均Reynolds方程[4,5]进行润滑分析。
结果表明, 增加活塞环轴向高度可以增大最小油膜厚度, 改善润滑状况, 减少活塞环与气缸套间隙表面发生直接接触的可能。活塞环桶面偏移使活塞环上行过程中油膜厚度增加, 摩擦力减小, 但同时增加了活塞环与润滑油流体的接触面积, 使作用在活塞环表面的流体摩擦力随之增加;下行过程中相反。活塞环桶面高度较小时, 在上止点附近可以增加最小油膜厚度, 减小气缸套上下两端处的磨损;活塞环桶面高度较大可以减小摩擦力, 降低功率损失。
1.2 气缸套变形的影响
Ma[6,7,8]等通过对活塞环在三种不同形状气缸套内的润滑性能对比分析,指出气缸套变形对活塞环润滑性能有很大的影响。
叶晓明[9,10]等考虑气缸套圆周方向上的非轴对称等因素, 以弹流润滑理论为基础, 发展了活塞环三维弹性流体动压润滑数值分析理论, 建立椭圆形气缸套模型, 假设活塞环在圆周方向上保持轴对称, 但气缸套为椭圆形, 并且活塞环与气缸套中心在轴向保持相同, 此时油膜厚度在径向方向上的增量为:
式中,R为活塞环半径, θ为活塞环在圆周方向上的角位置,e为椭圆形气缸套长、短半轴之差。
结果显示 , 气缸套径向变形使最小油膜厚度减小, 容易造成油膜压力集中, 从而使油膜压力沿圆周方向发生明显波动 , 最大油膜压力增大 ,油膜厚度及润滑表面的弹性变形沿圆周方向存在很大的波动。
1.3 表面形貌的影响
Sato [11]等通过试验测量了不同表面粗糙度缸套的润滑状况,发现减小缸套表面粗糙度可以有效提高润滑性能。Michai[12,13]等分析了活塞环和气缸套表面粗糙度对润滑油膜厚度的影响,发现粗糙表面的表面方向参数和轮廓偏斜度对油膜厚度存在影响。
朱敏[14]等对表面粗糙度对活塞环与缸套间润滑的影响进行了试验测量与理论分析,表面粗糙度的变化对最小油膜厚度的影响不明显,而对膜厚比的影响很明显。表面综合粗糙度越大,膜厚比小于3的曲轴转角范围越大,峰元摩擦力作用的时间越长,润滑状态变差。
卢熙群 [15]等建立了考虑表面粗糙度的活塞环缸套摩擦副混合润滑模型,即微凸体接触模型,微凸体载荷为:
式中,A为名义接触面积,E' 为两表面综合弹性模量,η,β为微凸体顶部密度和平均曲率半径,σ为两表面综合粗糙度。
分析表明在一定范围内综合表面粗糙度增大时,微凸体间的剪切力显著增大, 同时摩擦损失也增大。
摩擦副表面加工微观形貌以改善摩擦性能始于Hamilton[16] 等的研究,此后活塞环-缸套摩擦副的激光表 面微造型 研究更成 为研究热 点 [17]。Kligerman[18] 等建立分析模型研究表面激光造型以降低活塞环和气缸套之间的摩擦,通过联立求解Reynolds方程以及环径向力平衡方程得到动压分布以及油膜厚度。根据环的宽度和运行条件可以找到最佳的凹坑深度,发现平均摩擦力不受凹坑直径的影响,但是增加凹坑的密度会减小平均摩擦力。Ronen[19] 等研究表明微凹坑表面织构技术可以有效地降低内燃机的摩擦损耗。
符永宏[20,21]等建立了表面具有规则微观抛物面凹腔结构模型。
式中,c(t) 为无造型区域瞬时油膜厚度,hp 为凹腔中心深度,rp 为凹腔半径,Ω为造型区域。
利用变异多重网格法对该模型进行数值求解,分析得到最小油膜厚度随微凹腔半径增大而显著变厚,无量纲平均摩擦力随凹腔半径增大而减小,平均摩擦力在进排气行程中的波动较小,在压缩做功行程中显著减小。
1.4 颗粒物的影响
1.4.1 运动颗粒
孟凡明[22,23]等考虑内燃机在西部地区运行时受风沙的影响,有颗粒物进入气缸,研究了颗粒对活塞环-缸套摩擦副润滑的影响。对于颗粒影响的作用,建立了含有颗粒存在的混合润滑Reynolds方程,跟踪颗粒的运动。利用运动网格技术,分析了颗粒的位置、速度和直径对活塞环润滑特性的影响。结果表明,油膜承载力和活塞环摩擦力随着颗粒在油膜厚度方向上的高度及颗粒直径的增加而增加,随颗粒沿轴向速度的增大而减小;颗粒的直径及其在膜厚方向上高度的增加导致油膜压力场峰值的增加;颗粒轴向速度的增大导致油膜压力场峰值的减小;油膜压力场的形状以及峰值点随着颗粒直径、膜厚方向上的高度和轴向速度的变化而变化。
1.4.2 纳米添加颗粒
王伟[24] 等研究了纳米金刚石颗粒渗入到活塞环-缸套表面从而形成极薄的固体润滑薄膜以阻止摩擦表面的直接接触,称这种情况下的润滑为液固二相流润滑。引入纳米颗粒后的活塞环径向载荷方程为:
式中,Wp 为颗粒的总承载。
式中,Wi 为单个微粒的承载量,N为承载颗粒数目,λ为颗粒质量浓度,h i,l和B分别为颗粒承载区的有效高度、长度和宽度, ρ和ρp分别为润滑油和颗粒的密度,d为颗粒直径,g和gp 分别为缸套和颗粒的泊松比,E和Ep 分别为缸套和颗粒的弹性模量。
研究表明,较大的粒径使颗粒的承载提高,同时在更宽的范围对摩擦力产生影响;在颗粒承载区和非承载区,颗粒浓度的变化对二相流体摩擦力的影响是不同的;在一定浓度范围内,颗粒摩擦力相对于流体摩擦力而言,量值很小。
1.5 润滑油黏度的影响
润滑油通常表现出非牛顿特性,即剪切稀化效应,润滑油的黏度随着剪切速率的提高而减小。Ma等[25] 建立了一种可以表征润滑剂剪切稀化效应的二维润滑模型,这种模型可以正确分析活塞环缸套摩擦副的润滑状况。稠化油的剪切稀化效应和更薄的单级油使用可以降低摩擦损失,但是可能导致气缸套的磨损增加。
刘娜等[26] 基于润滑油的非牛顿效应,根据幂律流体的平均Reynolds方程建立了适用于活塞环缸套摩擦副的润滑模型。结果表明幂律指数不同时 ,油膜压力分布形状以及最大油膜压力出现的位置和变化趋势都一致,但油膜压力的数值随幂律指数的增大而增大;幂律指数越大,油膜承载能力越强。熊春华等 [27]以活塞环-缸套为研究对象,建立了润滑数学模型,研究过程中选用了9种不同黏度的润滑油,分析润滑油黏度对活塞环-缸套润滑性能的影响。转速升高时,流体剪切稀化效应增强,润滑油黏度减小,摩擦系数明显降低;当转速进一步升高时,流体剪切稀化效应导致润滑油黏度更低,摩擦系数随之逐步升高。
Harigaya等 [28]建立了热流体润滑模型,即平均Reynolds方程及非稳态二维能量方程,其中涉及油膜温度和剪切率对多级油黏度的影响。在低负荷条件下,多级油黏度由于温度升高和剪切率而减小,而在高负荷下多级油黏度的减小仅受剪切率影响。对于多级油,使用平均油膜温度和剪切率的黏度估算方法最适合于预测油膜厚度。
1.6 温度传热对活塞环润滑的影响
Liu等[29]建立了三维摩擦热耦合模型, 计算表明该模型可以更加精确地模拟内燃机摩擦副中的热传递, 摩擦热对活塞环-缸套摩擦副温度的影响显著。
周龙等[30]将三维瞬态热传导模型和润滑油膜传热模型引入流体动压润滑分析理论,建立了活塞环-缸套的三维非稳态热混合润滑模型。由于油膜自身摩擦热和外界环境温度的影响,建立和求解润滑油膜传热模型中考虑了各个瞬时与油膜相接触的活塞环和气缸套的温度 ,并以此为边界条件。探讨了表面粗糙度、活塞环平均基准压力对活塞环-缸套摩擦副润滑性能的影响。活塞环平均基准压力增大导致活塞环弹力增大, 油膜厚度变薄,油膜温度增加, 润滑油黏度减小,油膜摩擦热除了上死点附近有所增加, 其余时刻基本上没有变化;表面粗糙度增加,油膜厚度、摩擦热和温度都有所增加,而润滑油黏度相应减小。
1.7 活塞二阶运动的影响
活塞二阶运动指活塞在气缸内由于力和力矩的作用作微小的平动和转动。Chalhoub等[31]将活塞二阶运动引入三维Reynolds方程,研究了其对摩擦力以及瞬时油膜厚度等参数的影响。Mansouri等[32] 研究了设计参数对活塞二阶运动以及活塞-缸套摩擦副润滑的影响。刘焜等[33]基于活塞运动方程并结合流体润滑理论,研究了结构参数对活塞系统二阶运动和活塞环-缸套摩擦副润滑特性的影响。影响活塞二阶运动的主要参数为活塞裙部与气缸套之间的间隙以及活塞销偏心;在爆发压力附近油膜厚度随间隙无明显变化;活塞销偏心对主推力面和次推力面处油膜厚度的影响都相当明显。
1.8 润滑状况的影响
Brown等 [34]和Moore等 [35]研究发现根据之前的润滑理论,即使在理想的试验条件下测量的油膜厚度也只有计算结果的一半。这是由于活塞环-缸套间入口区域润滑油不完全充满 ,即贫油造成的。对于活塞环组,在第二环和第三环入口处的贫油是必不可免的。通过贫油模型与富油模型对比分析,引入贫油的影响后计算的油膜厚度与试验测得的油膜厚度是基本相吻合的。
Gulwadi等[36]研究了活塞环-缸套摩擦副动压润滑与边界润滑的交互作用以及润滑油流动的影响。结果表明 ,活塞环表面轮廓直接影响润滑油的流动状况,气缸套表面的油膜厚度对活塞环径向运动以及活塞环进口的润滑油量有显著的影响;润滑油供给量增加时润滑油流量增加 ,最大油膜压力减小;润滑油供给量减少时微凸体作用力、总摩擦力和功耗都增加。
朱黄龙等[37]在不同进口油膜供给的情况下,计算分析了活塞环-缸套摩擦副的润滑特性。结果表明,润滑油供给量增加时润滑油流量增加 ,活塞环出口油膜厚度增加 ,活塞环最小油膜厚度增加,最大油膜压力减小,微凸体作用力、总摩擦力和功耗都随润滑油供给量的减少而增加。
2 讨论与展望
上述为目前活塞环-缸套摩擦副润滑影响因素的研究。当前活塞环-缸套摩擦副润滑影响因素研究关注的焦点主要为贫油润滑、激光造型表面微坑的影响和润滑油的改进。此外,内燃机活塞环-缸套摩擦副润滑影响因素的研究还存在需要不断深入探讨的方面。
a. 目前影响因素如结构参数、粘度等的研究基本都是单独进行分析,需要将影响因素耦合到一起综合分析,更加贴近实际润滑状况。
b. 理论上认为桶面环在运动过程中是对称的,但复杂的内燃机工况可能会造成活塞环的扭曲和振动,从而影响润滑。
c. 内燃机在低温环境下启动时,润滑油的黏度较高而流动性比较低,并且随着内燃机运转而改变,因而需要开展内燃机启动工况下的活塞环-缸套摩擦副润滑分析。
d. 内燃机在实际使用中可能出现不正常工况,例如飞车,这些情况下的润滑分析可以提供指导。
e. 活塞环-缸套摩擦副的润滑研究需要进一步将理论分析与试验结合起来。
活塞缸套摩擦副 篇3
缸套/活塞环是内燃机中形状简单而作用十分重要的零件,它密封燃烧室中产生的高压气体以保证内燃机正常工作。由于缸套/活塞环处于内燃机的心脏部位,高速度、高温高压且不断变向的工况环境,致使其润滑非常困难。不良的润滑会给缸套/活塞环带来一系列的不良影响,如功率下降、磨损加剧、机油上窜、耗油量急增等,导致内燃机的动力性、经济性、可靠性等性能全面下降[1]。因此,改善缸套/活塞环摩擦副的摩擦学性能,不仅是增强内燃机生命力、提高内燃机整机性能的有效途径,也是实现当前内燃机高标准节能减排的必然要求。
缸套与活塞环间的润滑研究一直是内燃机界关注的重要领域。自从Eilon将流体润滑理论用于缸套/活塞环的润滑分析以来,国内外研究者对这一对摩擦副的润滑状态及其影响因素做了大量的工作。Sanda和Someya[2]通过实验与理论分析探讨了表面粗糙度对活塞环与缸套间润滑的影响。Patir[3]等人研究了活塞汽缸套间动接触导热及工作过程循环变化对缸内润滑摩擦的影响。国内以桂长林为代表的学者在这些方面也开展了大量研究工作[4]。摩擦表面所处的润滑状态也取决于缸套与活塞环的工作状态与润滑油的粘度等级,适当的润滑油粘度有助于油膜的形成[5],因此润滑油粘度也是影响摩擦副获得良好润滑的关键因素[6]。
本文在已有的润滑摩擦研究工作基础上,进一步分析了润滑油粘度对缸套/活塞环摩擦学性能的影响。以缸套/活塞环副为研究对象建立了润滑模型,并对数值计算的结果进行了分析和讨论,最后提出了适用于缸套活塞环的润滑油粘度指标。
2 润滑模型的建立
由于活塞环在缸套内为轴对称,因此截取其一段进行润滑计算,其简化模型如图1所示。
在流体润滑区,流体动压力满足如下形式的Reynolds方程:
式中,η*为润滑油粘度;ρ为润滑油密度;h为油膜厚度;PL为油膜压力;ue为卷吸速度;x为活塞运动方向坐标;t为时间。其边界条件为:
如果发生接触,则接触区压力由简化Reynolds方程得到:
润滑油的油膜厚度按下式计算:
式中,hmin为最小油膜厚度,hg为活塞环截面轮廓几何函数,v为表面弹性变形。
在每一瞬时,活塞环受到的载荷和速度均是变化的。由润滑接触方程得到的流体压力ph以及接触压力pc,必须和环弹性力pel及环背压力pg保持平衡,即:
式中W为活塞环上的载荷,由活塞环弹性张力和作用于活塞环背部缸压积分确定。活塞环弹性张力按下式计算:
式中Tr为活塞环张力,b为活塞环的厚度,B为缸套的直径。
摩擦力为流体剪切力和微凸体上摩擦力的合力,其求解方程为:
3 润滑油粘度特性分析
研究过程中选用了9种不同粘度的润滑油,以分析润滑油粘度对缸套/活塞环摩擦学性能的影响,其在100℃时的粘度如表1所示。
为了获得9种润滑油在剪切率为1000s-1下粘度随温度的变化(25℃~150℃)以及剪切率对9种润滑油的粘度影响,在TA流变仪(AR 2000ex)上开展了相关实验,结果如图2与图3所示。由图2可知,9种润滑油在高温下(150℃)的粘度基本趋于常数,且9种油的高温粘度相差不大。由图3可知,在剪切率低于1000s-1时粘度不随剪切速率变化,未出现剪切稀化现象,在高于1000s-1时出现有剪切稀化效应。由于发动机高转速情况下缸套活塞环间润滑油受高剪切作用,在实际计算中采用此高剪切率下的测试粘度进行计算。
4 数值计算结果与讨论
4.1 缸内压力与温度分布
缸套活塞环的载荷一部分来源于缸内压力,因此为确定缸套活塞环载荷,需确定缸内气压Pg。通过计算,获得的缸内气压实际值和气缸内表面温度分布如图4所示。从图4中可知,一个工作循环中,缸内的压力呈正态分布,最大压力为2.25×107MPa;缸内的温度呈余弦分布,最高温度为517K。
4.2 油膜厚度与摩擦系数分析
不同粘度的润滑油对接触区平均膜厚随转速的变化如图5所示。在转速较低时,膜厚随转速增大而迅速增大,但当转速进一步增大时膜厚的增加却趋于平缓。这是由于在低转速时,润滑油粘度是影响油膜厚度的主要因素;而在高转速时润滑油承受高剪切率,出现剪切稀化所致,并且常温粘度较大的润滑油(如#5)剪切稀化现象更明显。#9润滑油由于粘度较大,同时粘度随温度变化的程度与其他润滑油不同,因此表现出了最大的油膜厚度。为了分析最小膜厚随转角的变化,对不同粘度的润滑油在一个工作循环内进行了计算,获得的结果如图6所示。由图6可知,在做功冲程油膜厚度均较小,表明9种润滑油均不能使做功冲程完全处于流体润滑状态,这主要缘于9种润滑油存在较大的剪切稀化。但除做功冲程外,在其他三个冲程,随润滑油粘度增大,最小膜厚明显增大。因此为了改善该处的润滑条件,需要减弱润滑油的剪切稀化。
图7给出了一个工作循环中平均摩擦系数随转速的变化。在流体润滑处于低速时由于润滑油剪切稀化效应比较小,流体保持较高的粘度,此时摩擦系数相对较大。随转速升高,流体剪切稀化效应增强,润滑油粘度减小,摩擦系数有明显的降低。但当转速进一步升高时,流体剪切稀化效应导致润滑油粘度更低,摩擦系数随之逐步升高。可见,在一个工作循环过程中,摩擦系数表现出从大到小再逐渐增大的趋势。这主要缘于随着转速的增加,润滑油的粘度不断降低而剪切稀化不断增强,由此导致润滑油的粘滞力与剪切稀化效应对摩擦系数的影响程度不同。因此适当的润滑油粘度才能保证在一个工作循环过程中缸套/活塞间具有较小的摩擦系数。
4.3 润滑油粘度指标的确定
通过以上的分析可知,润滑油的油膜厚度和摩擦系数主要受润滑油粘度以及流体剪切稀化效应的影响。对于目前给定的9种润滑油,可由TA流变仪测得润滑油在150℃下103/s时的粘度η1,由标准流变仪测得润滑油在150℃下106/s时的粘度η2,η1与η2之间的差别必然是剪切稀化效应的结果,由此获得9中润滑油的τ0值如表2所示。
针对缸套/活塞环的工况条件,依据润滑油粘度在考虑压力、温度和剪切稀化时的计算公式:
以及由润滑分析得到的常温常压低剪切率下的粘度、压力、温度和剪切率,可获得在满足最小油膜厚度大于表面综合粗糙度值时润滑油的粘度指标,如表3所示。
5 结论
(1)以缸套/活塞环为研究对象,建立了润滑数学模型,并对缸套活塞环的润滑摩擦进行了计算,得出了润滑油膜厚度和摩擦系数随曲轴转角的变化曲线。
(2)在内燃机循环瞬态工作条件下,由于高速剪切而导致润滑油粘度的变化不可忽视。受流体剪切稀化的影响,油膜厚度在转速较低时随转速的增大而增加,而转速进一步增大时,膜厚的增加趋于平缓;摩擦系数在一个工作循环过程中表现出从大到小再逐渐增大的趋势,适当的润滑油粘度可以保证在一个工作循环过程中缸套与活塞间具有较小的摩擦系数。
(3)通过对计算结果的分析,给出了粘度变化对缸套活塞环润滑状态的影响,确定了适用于缸套活塞环的润滑油粘度指标。
摘要：在内燃机实际运行中,润滑油的粘度直接影响到润滑油膜的状态,因而活塞环在缸套中不同位置时的摩擦、润滑状态各不相同。文中以缸套活塞环为研究对象,建立了润滑计算模型,并运用该模型对缸内压力、温度、油膜厚度和摩擦系数进行了分析。结果表明,润滑油膜厚度和摩擦系数随转速改变而发生变化,而剪切稀化导致润滑油粘度减小是引起该变化的主要原因。最后,通过对计算结果的分析,提出了适用于缸套活塞环的润滑油粘度指标。
关键词：缸套/活塞环,润滑油,粘度,油膜厚度,摩擦系数
参考文献
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[2]SANDA S,SOMEYA T.The effects of surface roughness onlubrication between a piston ring and a cylinder liner[J].ImechE,1987:135-146.
[3]PATIR N,CHENG H S.An average flow model for determiningeffects of three-dimensional roughness on partial hydrodynamiclubrication[J].ASME Trans,1978,100:12-16.
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[5]粟斌,史永刚,陈国需,等.润滑油粘度等级对发动机性能的影响[J].润滑油,2010,25(3):20-25.
活塞缸套摩擦副 篇4
本工作在SRV实验机上模拟活塞环-缸套摩擦副实际工况的动载荷和静载荷环境,将重型车辆发动机实际使用的活塞环和缸套加工成试样,测试了不同条件下摩擦副的摩擦因数和磨损量,并结合磨痕形貌和能谱分析,研究了摩擦副的磨损机制。目的是为改善摩擦副的减摩耐磨性,并为延长材料的使用寿命提供理论和实验依据。
1 实验材料与方法
本实验采用SRV?4高温摩擦磨损实验机。它是最新一代的摩擦学测试系统,可以方便地控制载荷、温度、往复频率、行程,能够较好的模拟活塞环-缸套在静载荷和动载荷条件下往复运动的工作方式,使实验结果更具可比性,从而对实际应用更具指导意义,目前已经广泛应用于活塞环-缸套的摩擦学特性实验中[5,6]。
为了模拟发动机中活塞环-缸套的实际运动方式,本实验采用相对滑动的面接触运动形式(见图1)。由图1可看出,上试样取自实际球面梯形环的一部分,材料为65Mn钢[7],表面电镀Cr。下试样是用实际缸套加工制成的,材料为42MnCr52钢,表面经过珩磨处理,长×宽×高的尺寸为20mm×12mm×5mm。同时设计了符合SRV实验机要求的下卡具,设计的卡具具有便于拆卸,定位准确的优点。实验过程中固定下试样不动,使上试样进行往复运动。试样之间的接触部分采用CD10W/40号机油进行润滑。
通过发动机台架考核实验可知,发动机实际工作过程中,气缸内壁最高温度约为200℃,缸内最大爆发压力约为10MPa,换算成此实验机最大载荷为400N。摩擦学测试条件如表1,2所示。
实验前后,采用无水乙醇对活塞环和缸套试样进行超声波清洗。利用Nova NanoSEM 450/650型高分辨场发射扫描电镜观察观察活塞环、缸套表面摩擦磨损后的微观形貌,采用Feature Max型X射线能谱仪分析表面元素分布情况。用精度为0.1mg的天平称量试样磨损前后的质量,所得质量差为试样的磨损量。
2 实验结果与讨论
2.1 静载荷条件下摩擦副的摩擦学性能
图2为摩擦副在不同静载荷下的摩擦因数图。由图2可见,摩擦副的摩擦因数随载荷的增加而减小。当载荷从50N时增加到170N时,摩擦因数下降的较为明显,而载荷从170N时增加到400N时,摩擦因数下降的较为平缓。与50N相比,载荷为400N时摩擦因数下降了约26%。在摩擦过程中,随着载荷的增加,摩擦表面的微凸体发生变形,导致接触面积增加。由于活塞环表面的Cr电镀层具有较高的硬度和承载能力,导致载荷增加的比例大于剪切强度和接触面积增加比例的乘积,所以摩擦副的摩擦因数随载荷的增加而减小[8,9]。
图3为不同静载荷下摩擦副的磨损总失重量。由图3可见,摩擦副的总失重量随载荷的增加而增加。当载荷为50N和170N时,总失重量增加较为平缓,当载荷超过170N后,随载荷的增加,总失重量增加明显。与50N相比,载荷为400N时摩擦副总失重量增加了约47%。
图4为摩擦副在不同载荷下磨损后的磨痕形貌。当载荷为50N时,活塞环表面由于磨屑的犁削作用,形成轻微的犁沟,与之对磨的缸套表面划痕呈细且浅的长条状存在,活塞环和缸套的磨损机理以磨粒磨损为主(见图4(a),(b))。当载荷增加到400N时,与前几种载荷相比,活塞环表面出现了严重的磨粒磨损,以及摩擦过程中因黏着-摩擦热产生的黏着磨损(见图4(c)),此时活塞环的磨损机理转变为综合的磨粒磨损和黏着磨损,缸套表面犁沟明显增深加宽(见图4(d)),导致磨损失重量继续增加。
从图4(c)可以看出,活塞环表面覆盖着条状深色区域。通过能谱进一步分析(见图(5)),结果表明该区域有一定量来自机油的功能元素:P,Zn,Ca,说明在摩擦过程中,通过摩擦化学反应,在活塞环表面形成摩擦反应膜。这是因为,当载荷增加到一定程度,摩擦副接触面会产生很大的塑性应力和剪切力,产生大量的摩擦热,导致摩擦副接触处摩擦温度升高,在塑性应力和高摩擦温度下很容易产生磨屑的转移从而形成摩擦反应膜[10,11]。摩擦反应膜可以减小摩擦副之间的接触面积,这是摩擦因数会降低的另一个原因。此时,虽然摩擦副之间的接触面积减小了,但是作用在已接触的点上的压力增加较大,再加上一些未形成摩擦反应膜的区域发生了黏着磨损,因此磨损失重量增加较多。
(a)活塞环50N;(b)缸套50N;(c)活塞环400N;(d)缸套400N(a)piston ring 50N;(b)cylinder liner 50N;(c)piston ring 400N;(d)cylinder liner 400N
2.2 动载荷条件下摩擦副的摩擦学性能
图6为摩擦副在不同强度动载荷条件下的摩擦因数曲线。由图6(a)可知,载荷为50N和170N交替循环时,摩擦副的摩擦因数随载荷的变化而呈循环变化。当载荷为50N时,摩擦因数约为0.24,当载荷增加到170N时,摩擦因数约为0.19。与50N的静载荷相比,摩擦因数上升了约14%;与170N的静载荷相比,摩擦因数上升了约12%。
由图6(b)可见,与低强度动载荷条件下的情况类似,载荷为170N和290N交替循环时,摩擦副的摩擦因数也随载荷的变化呈循环变化。当载荷为170N时,摩擦因数约为0.19,当载荷增加到290N时,摩擦因数约为0.18。与290N的静载荷相比,摩擦因数上升了约13%;与低强度动载荷条件下相比,摩擦因数有所下降。
如图6(c)所示,与低强度和中等强度动载荷条件下的情况不同,载荷为290N和400N交替循环时,摩擦副的摩擦因数没有太大变化,基本保持在约0.17。与400N的静载荷相比,摩擦因数上升了约13%。与低强度和中等强度动载荷条件下相比,摩擦因数有所下降。由此可见,与静载荷相比,在其他条件不变的情况下,动载荷条件下摩擦副的摩擦因数有所上升。而随着动载荷强度的增加,摩擦因数呈下降趋势。
(a)Cr;(b)P;(c)O;(d)Zn;(e)Ca;(f)C(a)Cr;(b)P;(c)O;(d)Zn;(e)Ca;(f)C
(a)低强度;(b)中等强度;(c)高强度(a)low strength;(b)moderate strength;(c)high strength
图7为摩擦副在不同动载荷下的磨损失重量。由图7可见,摩擦副的总失重量随动载荷强度的增加而增加。与低强度动载荷相比,高强度动载荷条件下摩擦副的总失重量增加了约31%。载荷为50N和170N交替循环时,与50N的静载荷相比,活塞环和缸套的失重量有所上升,但小于170N静载荷时的失重量。载荷为170N和290N,290N和400N交替循环时,与低强度动载荷条件下相似,活塞环和缸套的失重量分别介于静载荷为170N和290N的失重量之间、静载荷为290N和400N的失重量之间。
图8是摩擦副在不同强度动载荷条件下磨损后的磨痕形貌。当载荷为50N和170N交替循环时,活塞环表面存在磨粒的犁削痕迹,犁沟的特征为细且浅的长条状;缸套表面不但存在犁沟,而且局部出现涂抹现象。活塞环和缸套的磨损机理以磨粒磨损为主(见图8(a),(b))。
当载荷增加到170N和290N交替循环时,活塞环表面不但存在犁沟、黏着,同时局部出现材料的剥离(见图8(c))。其原因为,经过中等强度载荷的循环变化,材料表面在磨粒磨损过程中会产生较大的摩擦力,摩擦力对Cr电镀层产生剪切作用,随着磨损的进行,持续的剪切使得Cr电镀层与基体的结合遭到破坏,导致镀层被剥离基体。活塞环的磨损机理是综合的磨粒磨损、黏着磨损。缸套表面存在犁沟、黏着,同时涂抹现象更加明显(见图8(d))。缸套的磨损机理是综合的磨粒磨损、黏着磨损。
当载荷增加到290N和400N交替循环时,活塞环表面发生严重的黏着磨损,局部沿垂直于滑动方向出现裂纹(见图8(e))。出现上述磨损特征的原因,是由于载荷对摩擦副摩擦磨损特性的影响,取决于摩擦副接触面积的大小和变形程度。随着载荷的增加,活塞环和缸套接触表面的实际接触面积增加,微凸体变形程度加剧,引起表面和亚表面的塑性变形,在表层内形成裂纹的成核点。高强度载荷的循环变化导致裂纹扩展到表面,微凸体发生剥离形成大量的磨损粒子。同时,载荷的脉冲变化使得润滑油膜剧烈减薄,致使微凸体接触点焊合在一起,形成黏着(见图8(e))。活塞环的磨损机理是综合的磨粒磨损、黏着磨损、疲劳磨损。缸套表面的原始珩磨纹已经被磨平,表面变得相对平滑,犁沟数量明显增多。高强度载荷的循环变化,会导致缸套产生表层变形,表面最终剥离出大碎片,留下凹坑,致使局部出现点蚀(见图8(f))。缸套的磨损机理是综合的磨粒磨损、黏着磨损。
(a)活塞环50N-170N-50N;(b)缸套50N-170N-50N;(c)活塞环170N-290N-170N;(d)缸套170N-290N-170N;(e)活塞环290N-400N-290N;(f)缸套290N-400N-290N(a)piston ring 50N-170N-50N;(b)cylinder liner 50N-170N-50N;(c)piston ring 170N-290N-170N;(d)cylinder liner 170N-290N-170N;(e)piston ring 290N-400N-290N;(f)cylinder liner 290N-400N-290N
综上所述,随动载荷强度的增加,活塞环和缸套的磨损程度逐渐增加,使得摩擦副的总失重量增加。但是,由于载荷增加的比例大于材料剪切力和接触面积增加比例的乘积,因此摩擦副的摩擦因数随动载荷强度的增加而减小[9,12]。
3 结论
(1)随静载荷的增加,摩擦副的摩擦因数减小,总失重量增加。活塞环和缸套的磨损机理以磨粒磨损为主。在400N条件下,活塞环的磨损机理转变为综合的磨粒磨损和黏着磨损,表面形成摩擦反应膜。
(2)在低强度和中等强度动载荷条件下,载荷交替循环时,摩擦副的摩擦因数随载荷的变化而呈循环变化。在高强度动载荷条件下,摩擦副的摩擦因数保持稳定。摩擦副的总失重量随动载荷强度的增大而增加。