和 穆,王憲成,楊 瑩,王云峰
(1.裝甲兵工程學(xué)院 機械工程系,北京 100072;2.武警北京指揮學(xué)院 教研部,北京 100012)
氣缸套-活塞環(huán)是柴油機的關(guān)鍵零件之一,其磨損直接決定了柴油機壽命.然而,由于氣缸套-活塞環(huán)所處工作環(huán)境的復(fù)雜性,以及氣缸套和活塞環(huán)磨損量不解體測量的困難性[1],采用數(shù)值分析方法研究高原地區(qū)柴油機氣缸套-活塞環(huán)磨損成為最為可行的手段.目前,柴油機氣缸套-活塞環(huán)潤滑磨損理論仿真計算得到了長足的發(fā)展.張勇對氣缸套二維磨損進行了數(shù)值計算[2],然而,從環(huán)境影響角度,對氣缸套-活塞環(huán)潤滑磨損的計算研究少有報道.本文針對某型柴油機,通過建立的潤滑磨損模型,研究了不同環(huán)境溫度對氣缸套-活塞環(huán)潤滑磨損的影響.
不計活塞環(huán)周向油膜及壓力的變化;活塞環(huán)不發(fā)生偏擺,并且忽略環(huán)的慣性力和環(huán)與環(huán)槽間的摩擦力;活塞環(huán)采用彈性流體動壓潤滑;忽略活塞環(huán)間氣體泄漏對燃燒室氣壓的影響;氣缸套-活塞環(huán)磨損以黏著磨損為主.
對活塞環(huán)徑向受力進行分析可得如下平衡方程:
式中,F(xiàn)G為作用在活塞環(huán)背部的氣體作用力;FE為活塞環(huán)彈性力;FZ為活塞環(huán)徑向潤滑油膜承載力;WA為微凸體載荷;FR為活塞環(huán)徑向摩擦力.
由于潤滑油黏度受溫度影響較大,需考慮氣缸套-活塞環(huán)溫度分布,通過傳熱分析可知.在任一位置氣缸套內(nèi)壁受熱表面總傳熱量包括3部分:①燃氣以對流、輻射方式直接傳給缸壁的熱量;②燃氣通過活塞傳入缸壁的熱量;③活塞摩擦熱中傳入缸壁的熱量.
根據(jù)氣缸套受熱分析和氣缸套幾何模型,可得氣缸套內(nèi)壁溫度和換熱系數(shù)為[3]
式中:T(l)為l處溫度;g為當(dāng)量循環(huán)平均燃氣溫度.
計及表面粗糙效應(yīng),采用一維平均雷諾方程求解摩擦副表面潤滑油膜厚度為
式中:φx為壓力流量因子;ρ為潤滑油密度;h為名義油膜厚度;μ為潤滑油黏度;p—平均油膜壓力;v為活塞運動速度;h—T為平均油膜厚度;σ為兩接觸面的綜合粗糙度;φs為剪切流量因子.
當(dāng)考慮表面粗糙度時,活塞環(huán)、氣缸套兩表面之間的實際油膜厚度為
式中:h0為活塞環(huán)、氣缸套兩潤滑表面之間的最小油膜厚度;δ0為環(huán)的桶形面突出高度;b為環(huán)高;δ1,δ2分別為氣缸套、活塞環(huán)潤滑表面的隨機粗糙度高度.
對于氣缸套-活塞環(huán)磨損,只有微凸體才能使氣缸套和活塞環(huán)發(fā)生黏著磨損,因此,由改進的Holm-Achard黏著磨損公式,得氣缸套表面的磨損深度為[5]
式中:K為磨損系數(shù);Wa為微凸體載荷;H為氣缸套硬度;Nw為循環(huán)次數(shù).
柴油機實際工況決定了氣缸套-活塞環(huán)所處的力學(xué)環(huán)境和熱平衡狀態(tài),因此潤滑磨損模型邊界條件由熱力學(xué)邊界條件模型和傳熱學(xué)邊界條件模型組成.把柴油機轉(zhuǎn)速、燃油消耗、環(huán)境溫度、水溫、油溫等工況參數(shù)作為輸入量,進行柴油機工作過程計算和熱平衡計算得到缸內(nèi)壓力和氣缸套溫度.基于潤滑磨損公式,建立潤滑磨損計算模型,實現(xiàn)對氣缸套-活塞環(huán)的潤滑磨損計算.計算流程如圖1.
圖1 氣缸套-活塞環(huán)潤滑磨損計算流程Fig.1 Lubricant wear computation mode of the diesel engine
通過柴油機工作過程計算和熱平衡計算,得到缸內(nèi)壓力曲線和氣缸套溫度分布[6].圖2為外特性在轉(zhuǎn)速2 000r·min-1時缸內(nèi)壓力隨環(huán)境溫度變化曲線.由于空氣密度隨環(huán)境溫度升高而減小,則相對于高溫,柴油機在處于低溫工作時,柴油機進氣密度大,進氣量增大,在相同環(huán)境背壓情況下,進氣流量增大致使壓氣機壓比增大,進入氣缸的空氣壓力隨之增大,進氣終了空氣壓力逐漸增大.并且低溫時進氣溫度低,缸內(nèi)混合燃氣到達著火點的時間增長,使得著火延遲期增大,發(fā)動機在滯燃期噴入的燃油量增大,到達混合燃氣著火點后,缸內(nèi)混合燃氣迅速燃燒,最終導(dǎo)致發(fā)動機最高爆發(fā)壓力隨環(huán)境溫度降低而升高,且最高爆發(fā)壓力點對應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角后移.發(fā)動機在高溫工作時,燃料被拖入緩燃期燃燒,使得缸內(nèi)溫度隨環(huán)境溫度升高而上升,最高溫度對應(yīng)轉(zhuǎn)角明顯隨溫度升高后移,將導(dǎo)致氣缸套平均溫度上升,如圖3.
圖2 不同環(huán)境溫度下缸內(nèi)壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化Fig.2 Inner cylinder pressure changes with crank angle at different ambient temperature
圖3 氣缸套平均溫度隨環(huán)境溫度的變化Fig.3 Cylinder average temperature changes with ambient temperature
通過潤滑和磨損模型進行保險期氣缸套-活塞環(huán)潤滑磨損計算,整個保險期分40個獨立階段,按階段試驗規(guī)范,在外特性上轉(zhuǎn)速2 000r·min-1工作1h,轉(zhuǎn)速1 750r·min-1工作7h,轉(zhuǎn)速1 600r·min-1工作100min,轉(zhuǎn)速1 350r·min-1工作20min,模擬保險期磨損試驗數(shù)值計算結(jié)果如圖4.對6臺保險期試驗柴油機氣缸套測量數(shù)據(jù)的分析統(tǒng)計可知,氣缸套最大磨損深度的置信概率為0.95的均值區(qū)間是[0.034 9—0.045 4],均值為0.040 1,服從正態(tài)分布,計算得氣缸套徑向最大磨損深度為41.05μm,與實測值42.00μm(置信概率為0.95)相比,誤差為2.262%,計算得的磨損最大值所在點距上止點1.75 mm,與實測值1.80 mm相比,誤差為2.78%,在0.95置信度區(qū)間內(nèi),最大計算誤差為4.734%.因此,建立的柴油機氣缸套磨損計算模型是比較準(zhǔn)確的.
圖4 氣缸套徑向磨損模型計算值與實測值對比Fig.4 Comparison between the computation value and the actual value
取環(huán)境溫度極限值-43℃和46℃,計算得環(huán)境溫度對柴油機氣缸套潤滑磨損影響.
圖5為柴油機外特性曲線在轉(zhuǎn)速1 400r·min-1工況下運行,外界環(huán)境溫度為253~293K,計算得到的氣缸套與活塞環(huán)間的油膜厚度曲線.由圖5可知,隨著環(huán)境溫度升高,活塞環(huán)-氣缸套間的油膜厚度逐漸變薄.這是由于環(huán)境溫度高,冷卻水溫度隨之升高,導(dǎo)致柴油機的冷卻效果變差,氣缸套溫度升高.因此,潤滑油隨著溫度升高而變稀,氣缸套與活塞環(huán)之間在油膜無法有效形成時就已經(jīng)破裂,將使活塞環(huán)-氣缸套間的油膜承載能力變小.同時,由于空氣密度隨環(huán)境溫度升高而降低,缸內(nèi)燃燒過程隨溫度上升而逐漸變壞,致使缸內(nèi)爆發(fā)壓力降低,活塞環(huán)背壓隨之降低,如圖6.根據(jù)活塞環(huán)受力分析可知,若活塞環(huán)背壓降低,則活塞環(huán)-氣缸套間的總載荷也將隨之降低.
圖5 不同溫度下的油膜厚度隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化Fig.5 Film depth changing with crank angle at different ambient temperature
圖6 活塞環(huán)背壓隨溫度變化Fig.6 Piston ring back pressure changing as the temperature in different engine speed
圖7和圖8表明,在46℃高溫工作時,雖然缸內(nèi)爆發(fā)壓力減小使活塞環(huán)-氣缸套背壓降低,但是由于柴油機熱負荷增加的效果大于背壓減小效果,使活塞環(huán)-氣缸套間的潤滑效果變差,活塞環(huán)-氣缸套表面由于潤滑油膜變薄而更易接觸而產(chǎn)生摩擦,微凸體載荷增大.圖9為極限溫度下計算得到的氣缸套徑向磨損深度,計算結(jié)果表明,極限溫度下,最大磨損深度對應(yīng)點均在距上止點1.42mm處,在高溫46℃下,氣缸套徑向最大磨損深度為41.21μm,氣缸套平均磨損為5.68μm;低溫 -43 ℃ 下,最大徑向磨損深 度 為35.80μm,氣缸套平均磨損為4μm.
圖7 極限溫度條件下油膜厚度隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化Fig.7 Film depth with crank angle at limit temperature
圖8 極限溫度下微凸體載荷隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化Fig.8 Micro-domed object load changing with crank angle at limiting ambient temperature
圖9 極限溫度下氣缸套的磨損深度Fig.9 Defacement of cylinder liner at the limit temperature
建立了活塞環(huán)-氣缸套磨損仿真模型,并與臺架試驗進行了對比驗證,結(jié)果表明,計算曲線與實測曲線分布趨勢一致,計算得氣缸套徑向最大磨損深度為41.05μm,與實測值42.00μm相比,誤差為2.262%,計算得的磨損最大值所在點距上止點1.75 mm,與實測值1.80 mm相比,誤差為2.78%.計算表明,隨著環(huán)境溫度升高,活塞環(huán)-氣缸套境的油膜厚度逐漸變薄.在高溫46℃時,氣缸套徑向最大磨損深度為41.21μm,對應(yīng)點為距上止點1.42 mm處;低溫-43℃下,最大徑向磨損深度為35.8μm.
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