孫琛媛，劉召偉，李倩，劉宗舉

1.濱州渤?；钊邢薰?，山東濱州 256602；

2.山東省發(fā)動機活塞摩擦副重點實驗室，山東濱州 256602

0 引言

活塞組件包括活塞、活塞環(huán)、活塞銷等，是內(nèi)燃機中的重要組件，與氣缸壁面一起構成往復運動的動態(tài)密封裝置，保證在燃燒室容積變化的條件下有良好的密封性能，使氣缸內(nèi)的燃氣不會泄漏到曲軸箱中，同時還要控制機油消耗。發(fā)動機漏氣量大會造成發(fā)動機起動困難、功率下降、油耗率增加，降低發(fā)動機動力性和經(jīng)濟性?；钊M不僅要在盡可能小的摩擦損失下保證漏氣量少，還要承受連桿擺動造成的側(cè)向壓力，對活塞組件的設計、加工精度、裝配等都提出了更高的要求[1-4]。

本文中針對某高強化柴油機漏氣量大的問題，從活塞組設計和工藝角度出發(fā)，分析導致漏氣量大的可能原因，提出改進措施，并通過試驗驗證了改進措施的有效性。

1 發(fā)動機試驗問題描述

某六缸、直列、四沖程、增壓中冷高強化柴油機，其主要性能參數(shù)如表1所示。

表1 發(fā)動機主要性能參數(shù)

該發(fā)動機在臺架試驗時，磨合1個循環(huán)后有輕微竄油現(xiàn)象，磨合4個循環(huán)后竄油現(xiàn)象嚴重，缸蓋罩出氣口有油漬，對2臺試驗發(fā)動機的漏氣量進行了檢測，發(fā)動機A漏氣量為107 L/min，發(fā)動機B漏氣量為106 L/min，均超過發(fā)動機目標漏氣量90 L/min。

2 活塞組漏氣量超標原因分析

活塞組與缸套之間利用帶有閉口的活塞環(huán)實現(xiàn)往復式密封，在正常工作過程中，氣缸內(nèi)燃氣從燃燒室下竄至曲軸箱有3個通道，如圖1所示。由于活塞環(huán)存在閉口間隙，漏氣通道不可能完全消除，活塞環(huán)閉口間隙不能過小，因為在高負荷下，環(huán)的閉口間隙可能會消失，引起活塞環(huán)的卡死[5]。為了減少閉口間隙的漏氣，一般采用多個活塞環(huán)形成隨活塞運動的迷宮式密封。本活塞組采用三環(huán)環(huán)組設計，第一道環(huán)為梯形桶面環(huán)，密封作用達到80%～90%，第二道環(huán)為扭曲錐面環(huán)，密封作用為10%～20%，第三道環(huán)為螺旋撐簧油環(huán)，基本沒有封氣作用。

2.1 第一密封面

如果活塞環(huán)本身的彈力p0降為0，則導致活塞環(huán)外周面與氣缸壁之間出現(xiàn)縫隙，即活塞環(huán)“漏光”，第一密封面被破壞，環(huán)背壓力與徑向不平衡力都無法建立，氣體直接從縫隙處竄入曲軸箱。經(jīng)檢測試驗，活塞環(huán)的切向彈力符合設計要求。

2.2 第二密封面

活塞環(huán)槽與活塞環(huán)之間需保持合理間隙，一方面可以防止活塞環(huán)在活塞環(huán)槽中卡死，另一方面防止漏氣量超標。通過檢測，活塞與活塞環(huán)的側(cè)隙和背隙符合設計要求，活塞環(huán)加工精度如開口倒角、環(huán)厚度、徑向厚度等均符合加工精度要求。

2.3 活塞工藝和設計原因

檢測活塞環(huán)槽加工精度如環(huán)槽倒角、環(huán)槽側(cè)面粗糙度、波紋度等，均符合加工精度要求，因此活塞加工質(zhì)量符合設計要求。

若活塞第一環(huán)槽溫度過高，會導致環(huán)槽變形太大造成漏氣通道增大；活塞與缸套的配合間隙太大也會導致漏氣通道太大；活塞設計及二階運動對于活塞環(huán)的運動有一定的影響，因此需要進一步驗證活塞設計是否為造成發(fā)動機漏氣量大的原因。

2.3.1 活塞有限元分析

為了避免重復試驗，活塞設計優(yōu)化過程中，首先利用Ansys軟件對活塞進行有限元分析，判定活塞是否滿足設計要求。

利用UG軟件建立活塞、連桿及活塞銷的三維實體模型，導入Ansys有限元分析軟件，考慮到活塞組的對稱性，取活塞、活塞銷和連桿小頭的一半模型作為有限元分析模型。采用二階四面體單元對活塞進行網(wǎng)格劃分，對溫度梯度大的部位進行網(wǎng)格加密，共劃分為403 990個單元和582 998個節(jié)點，其它活塞組采用四面體和六面體網(wǎng)格劃分，共劃分為431 236個單元和658 800個節(jié)點，有限元網(wǎng)格模型如圖2所示。

根據(jù)發(fā)動機的運行參數(shù)，采用第三類邊界條件計算活塞溫度場分布，通過周圍介質(zhì)溫度和換熱系數(shù)模擬活塞的溫度分布[6-9]，通過有限元分析得到的活塞溫度場分布如圖3所示(圖中標尺單位為 ℃ )，第一環(huán)槽的溫度為242.3 ℃，未超過活塞環(huán)槽的溫度限定值，符合設計要求。

第二密封面與活塞第一環(huán)槽溫度有較大的關系，本文中所研究活塞第一環(huán)槽嵌有高鎳鑄鐵耐磨鑲?cè)?，其形狀為梯形，梯形環(huán)槽在氣缸中工作時的側(cè)向位移使活塞環(huán)與環(huán)槽側(cè)面間的間隙不斷變化，防止環(huán)槽中的機油結焦甚至碳化。在發(fā)動機每個循環(huán)過程中，假定活塞溫度分布基本上保持穩(wěn)定，此活塞溫度場分布符合設計要求，驗證了活塞的溫度分布不是引起發(fā)動機漏氣量超標的原因。

2.3.2 活塞二階運動的分析

活塞在內(nèi)燃機運行時，承受燃氣壓力、慣性力、側(cè)向壓力等綜合作用，除了沿氣缸軸線做往復直線運動(一階運動)外，在配缸間隙的影響下，活塞在上下止點處將發(fā)生從缸套一側(cè)向另一側(cè)的橫向運動和繞活塞銷的旋轉(zhuǎn)運動，稱為活塞的二階運動[10]。

活塞設計及二階運動對于活塞環(huán)的運動會有一定的影響，活塞第一環(huán)岸的壓力p1大于第二環(huán)岸的壓力p2，可以使一環(huán)更好地貼合在第一環(huán)槽下側(cè)面，提高側(cè)面的密封作用，并能減小一環(huán)的震顫，第二環(huán)岸通過增加泄壓槽的設計使p1大于p2，通過活塞組件動力學仿真計算，可以研究活塞設計及與缸套的不同配合方案對發(fā)動機漏氣量的影響[11-15]。

在原活塞冷態(tài)形線方案(方案L1)的基礎上，設計了另外兩種方案(方案L2、方案L3)，如圖4所示，結合不同的活塞裙部大點直徑組合得到3種方案(S1,S2,S3)，如表2所示。

表2活塞優(yōu)化設計方案

活塞方案形線方案大點直徑/mmS1L1105.88S2L2105.88S3L3105.89

根據(jù)活塞組動力學分析，計算得到3種方案的發(fā)動機漏氣量分析結果，如圖5所示；漏氣量和機油耗如表3所示。

表3 活塞方案漏氣量和機油耗分析結果

由表3可知，L3方案的漏氣量和機油耗最小，漏氣量相對L1方案降低了0.82%，優(yōu)化后方案的漏氣量和機油耗變化不大，因此活塞設計及與缸套的配合間隙不是造成發(fā)動機漏氣量大的主要原因。

2.4 閉口間隙

活塞環(huán)的兩密封面都正常貼合時，漏氣的唯一通道是活塞環(huán)切口處的小開口，曲折串聯(lián)的小開口節(jié)流作用很強，密封作用良好。活塞環(huán)設計時，第一環(huán)的閉口間隙小于第二環(huán)，通過降低二環(huán)岸的壓力減小對一環(huán)的向上推力，避免一環(huán)浮起脫離環(huán)槽下側(cè)面造成漏氣。

試驗后活塞環(huán)的閉口間隙如表4所示，由表4可知，閉口間隙不符合設計要求，同時活塞環(huán)的故障件有不同程度的漏光現(xiàn)象，漏光位置如圖6所示。經(jīng)檢測第一環(huán)漏光尺寸為0.09～0.12 mm，第二環(huán)漏光尺寸為0.05～0.08 mm，初步判定漏光現(xiàn)象為造成發(fā)動機漏氣量大的主要原因。

表4試驗后活塞環(huán)閉口間隙mm

缸號第一環(huán)第二環(huán)實測間隙標準間隙實測間隙標準間隙10.270.3～0.40.580.6～0.820.280.3～0.40.570.6～0.830.260.3～0.40.580.6～0.840.290.3～0.40.620.6～0.850.280.3～0.40.590.6～0.860.270.3～0.40.580.6～0.8

3 閉口間隙漏氣量超標原因確認及優(yōu)化驗證

3.1 活塞環(huán)閉口間隙異常和漏光原因分析

1)活塞環(huán)的裝機樣件全尺寸檢測和漏光檢測均合格，因此活塞環(huán)滿足設計要求，排除活塞環(huán)自身環(huán)體的變形造成漏光現(xiàn)象。

2)活塞環(huán)均采用硬紙筒包裝，通過對同批次未裝機活塞環(huán)閉口間隙復檢，第一環(huán)梯形桶面環(huán)技術要求為0.3～0.4 mm，第二環(huán)扭曲錐面環(huán)技術要求為0.6～0.8 mm，檢測數(shù)據(jù)如表5、6所示。

由表5、6可知，閉口間隙均符合設計要求，返廠未裝機活塞環(huán)漏光檢測，符合文獻[16]要求，活塞環(huán)不漏光，排除活塞環(huán)運輸原因?qū)е碌幕钊h(huán)變形造成漏光現(xiàn)象。

3)通過分析發(fā)現(xiàn)，活塞環(huán)發(fā)生變形的原因為裝配時擴口尺寸超出限值，現(xiàn)裝配設備為氣壓腳踩式擴口機，如圖7所示，經(jīng)測量其最大擴口尺寸為46.6 mm，約為活塞環(huán)徑向厚度的12.6倍，超過活塞環(huán)允許的最大擴口尺寸，正常情況下活塞環(huán)裝配時允許的最大擴口尺寸不超過活塞環(huán)徑向厚度的8.5～9倍，初步判定活塞環(huán)環(huán)體變形的原因為裝配不當造成活塞環(huán)變形。

通過氣壓腳踩式擴口機模擬裝配了6片活塞環(huán)，結果均產(chǎn)生變形，并出現(xiàn)腰部漏光現(xiàn)象，檢測數(shù)據(jù)如表7所示。

表5第一環(huán)梯形桶面環(huán)閉口間隙mm

活塞環(huán)序號間隙10.3320.3230.3340.3250.3460.3370.3380.3590.30100.36活塞環(huán)序號間隙110.32120.37130.32140.34150.34160.35170.34180.35190.36200.37活塞環(huán)序號間隙210.36220.34230.35240.34250.36260.35270.35280.35290.36300.36

表6第二環(huán)扭曲錐面環(huán)閉口間隙mm

活塞環(huán)序號間隙10.6720.6630.6740.6650.6660.6470.6480.6490.64100.64活塞環(huán)序號間隙110.66120.66130.65140.65150.64160.65170.66180.64190.64200.64活塞環(huán)序號間隙210.66220.67230.68240.66250.66260.66270.67280.64290.64300.65

表7氣壓腳踩式擴口機裝配活塞環(huán)數(shù)據(jù)mm

裝配前閉口間隙裝配后閉口間隙裝配后漏光情況0.340.18漏光0.340.18漏光0.340.21漏光0.350.20漏光0.350.21漏光0.340.19漏光

活塞環(huán)裝配時腳踩式工裝的擴張尺寸超出了活塞環(huán)允許的最大擴口尺寸33.3 mm，使活塞環(huán)在擴張后發(fā)生塑性變形未能恢復原狀，兩側(cè)腰部出現(xiàn)大范圍的大弧線“漏光”，無法與氣缸壁貼合從而形成漏氣通道，因此，此“漏光”現(xiàn)象為發(fā)動機漏氣量大的主要原因。

3.2 活塞環(huán)裝配方式優(yōu)化及試驗驗證

針對活塞環(huán)裝配不當導致活塞環(huán)體變形的現(xiàn)象，對活塞環(huán)的裝配工裝進行了改進，采用自動裝環(huán)裝置，如圖8所示，上料通過機械手完成各工位間的自動化周轉(zhuǎn)，實現(xiàn)了活塞環(huán)的自動化裝配流程。采用四爪式結構完成油環(huán)的自動裝配，氣環(huán)采用二爪式結構避免在裝配過程中對活塞環(huán)槽產(chǎn)生磕碰與劃傷；采用視覺檢測系統(tǒng)，對裝配過程進行全數(shù)檢測，將漏裝、錯裝、破損等不合格品及時剔除；自動化物料周轉(zhuǎn)系統(tǒng)，實現(xiàn)活塞在各工位間的自動周轉(zhuǎn)，并通過旋轉(zhuǎn)氣缸保證各活塞環(huán)開口位置的安裝角度。

該裝配方式保證活塞環(huán)擴口尺寸小于33.3 mm，重新裝配活塞環(huán)后進行了500 h循環(huán)試驗，漏氣量統(tǒng)計為84 L/min，滿足發(fā)動機的目標漏氣量要求，通過試驗。

4 結論

1) 根據(jù)活塞組的試驗情況，優(yōu)化設計了2種活塞與缸套配合的方案，借助動力學分析軟件與原方案進行對比分析，發(fā)動機漏氣量的改善不是很明顯，因此活塞與缸套的配合間隙并非造成發(fā)動機漏氣量大的主要原因。

2) 活塞環(huán)與氣缸之間的縫隙，即活塞環(huán)“漏光”對發(fā)動機漏氣量的影響比較顯著，因此不僅要保證活塞環(huán)的切向彈力、閉口間隙，還要關注活塞環(huán)的裝配方式，保證活塞環(huán)的最大擴口尺寸不能超過活塞環(huán)的擴口限值。