袁曉帥，劉戰(zhàn)，孟祥慧，強(qiáng)慧，熊畢偉，郭昌明

(1.中國(guó)北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津)，天津 300400；2.上海交通大學(xué)，上海 200240)

活塞組件-缸套系統(tǒng)工作條件惡劣，是影響發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)性能的關(guān)鍵摩擦副，也是系統(tǒng)摩擦損失的重要來源之一。據(jù)估計(jì)，活塞組件-缸套系統(tǒng)的摩擦損失占發(fā)動(dòng)機(jī)總摩擦損失的45%～50%。因此，針對(duì)活塞組件-缸套系統(tǒng)的低摩擦設(shè)計(jì)一直是行業(yè)內(nèi)的關(guān)注重點(diǎn)。通過表面織構(gòu)技術(shù)、表面涂層技術(shù)以及潤(rùn)滑油添加劑技術(shù)等方法來降低活塞組件-缸套系統(tǒng)的摩擦損失在工程中已經(jīng)得到了廣泛的應(yīng)用。其中表面涂層技術(shù)的應(yīng)用尤為突出，因?yàn)橥繉泳哂辛己玫臒崃W(xué)特性、高硬度、自潤(rùn)滑以及更低的摩擦系數(shù)，對(duì)降低活塞組件-缸套的接觸摩擦有很大的效果。熱障涂層技術(shù)，因其具備很好的隔熱功能，可以達(dá)到調(diào)整摩擦副表面溫度分布的效果。Hejwowsk等對(duì)熱障涂層的影響進(jìn)行了試驗(yàn)研究，發(fā)現(xiàn)在活塞頂施加熱障涂層后燃油消耗可降低15%～20%。Shrirao等把熱障涂層技術(shù)應(yīng)用到增壓柴油發(fā)動(dòng)機(jī)上，實(shí)現(xiàn)了2%～5%的油耗降低。牛小強(qiáng)等通過有限元分析研究了活塞頂面熱障涂層對(duì)溫度分布的影響，發(fā)現(xiàn)熱障涂層可以有效降低活塞頭和環(huán)槽的工作溫度。劉陽(yáng)等研究了活塞在不同厚度熱障涂層下的溫度場(chǎng)和熱應(yīng)力，研究結(jié)果顯示，活塞溫度最大降幅14.83%，活塞熱應(yīng)力隨著涂層厚度的增加呈下降趨勢(shì)，最大降幅達(dá)42.44%。對(duì)現(xiàn)有文獻(xiàn)分析可知，通過在缸套上涂覆熱障涂層來調(diào)整缸套壁面溫度分布，進(jìn)而改善活塞組潤(rùn)滑狀態(tài)的相關(guān)理論研究很少。由于活塞組件做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，不同時(shí)刻的速度不同，導(dǎo)致潤(rùn)滑模式有很大差異。在上下止點(diǎn)處，活塞組件-缸套處于混合潤(rùn)滑甚至邊界潤(rùn)滑狀態(tài)，此時(shí)固體摩擦不可避免。在這種情況下，較高的潤(rùn)滑油黏度可以改善潤(rùn)滑、降低接觸摩擦。在沖程中部，活塞組件的運(yùn)動(dòng)線速度大，活塞組件和缸套間可以建立良好的動(dòng)壓潤(rùn)滑，摩擦力主要由流體剪切引起。此時(shí)，摩擦力受潤(rùn)滑油黏度影響尤為突出，低黏度對(duì)降低黏性摩擦有利。潤(rùn)滑油黏度隨溫度變化而發(fā)生顯著的變化，因此通過改善缸套壁面溫度分布有望提高摩擦學(xué)性能。本研究基于理論分析，探索熱障涂層對(duì)改善溫度分布、降低活塞組件-缸套系統(tǒng)摩擦損失的效果。建立某柴油機(jī)活塞組件-缸套系統(tǒng)的摩擦動(dòng)力學(xué)模型，考察不同熱障涂層的溫度分布對(duì)系統(tǒng)摩擦學(xué)性能的影響和降低系統(tǒng)摩擦損失的減摩方案。

1 理論建模

1.1 平均Reynolds方程

發(fā)動(dòng)機(jī)活塞組件-缸套之間的潤(rùn)滑模型由Reynolds方程描述，為考慮摩擦副表面粗糙度對(duì)流體動(dòng)壓潤(rùn)滑性能的影響，可以使用Patir和Cheng提出的二維平均Reynolds方程：

(1)

式中：和分別為，方向上的壓力流量因子；為潤(rùn)滑油黏度；為潤(rùn)滑油密度；為摩擦副相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度；為剪切流量因子；為活塞環(huán)(活塞裙)與缸套的綜合表面粗糙度；為平均油膜壓力；為名義油膜厚度。

1.2 潤(rùn)滑油溫黏特性

潤(rùn)滑油特性對(duì)活塞-缸套的摩擦學(xué)性能有很大的影響，尤其黏度起到主導(dǎo)作用。溫度和壓力是對(duì)潤(rùn)滑油黏度影響最為突出的因素。通過Vogel模型和Roelands模型，可以確定潤(rùn)滑油黏度與溫度和壓力的關(guān)系：

(2)

=exp{(ln+967)
[(10+51×10)-10]}。

(3)

式中：為潤(rùn)滑油處于參考溫度時(shí)的黏度；，為Vogel系數(shù)；=0.68。

在發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程中，假設(shè)缸套的溫度即是缸套上附著的潤(rùn)滑油的溫度，且周向方向上溫度不變，則缸套上某一點(diǎn)處的溫度可以表示為

(4)

式中：為上止點(diǎn)處缸套的溫度；為沖程中間處缸套的溫度；為下止點(diǎn)處缸套的溫度；為缸套上某點(diǎn)與上止點(diǎn)的距離；為沖程。

1.3 活塞組件-缸套系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

本研究中，活塞組件主要包括活塞環(huán)組和活塞裙部。如圖1所示，對(duì)于活塞環(huán)，其徑向和軸向受力可以表示為

+--=0，

(5)

-+-+--=0。

(6)

式中：為活塞環(huán)背部的氣體作用力；為活塞環(huán)的徑向彈力；為徑向油膜力；為徑向微凸體接觸力；為摩擦力；，分別為上下兩端面氣體作用力；為活塞環(huán)質(zhì)量；為活塞環(huán)加速度；為軸向環(huán)槽作用力。

圖1 活塞受力

對(duì)于活塞，主要考慮活塞的二階運(yùn)動(dòng)，通過活塞裙頂部中點(diǎn)和底部中點(diǎn)偏離氣缸中心線的距離和表示，如圖2所示。其動(dòng)力學(xué)方程可以表示為

(7)

=+(++
(+)(-))tan()，

=S+sk+G+(-)。

式中：為活塞質(zhì)心到裙部上端距離；為活塞銷質(zhì)心到裙部上端距離；為活塞銷質(zhì)心到活塞質(zhì)心的距離；為活塞銷偏心量；為活塞裙長(zhǎng)度；為活塞銷質(zhì)量；為活塞質(zhì)量；，，分別為裙部油膜力和接觸力的合力，活塞頂?shù)臍怏w載荷，裙部摩擦力；S，sk，G為對(duì)活塞銷的力矩。有關(guān)活塞二階運(yùn)動(dòng)的動(dòng)力學(xué)詳細(xì)推導(dǎo)可以參考文獻(xiàn)[23]。

圖2 活塞裙二階運(yùn)動(dòng)

1.4 摩擦損失

在混合潤(rùn)滑狀態(tài)下，摩擦力()由流體剪切摩擦力()和接觸摩擦力()兩部分組成：

=+，

(8)

(9)

=?dd。

(10)

式中：，為剪切流量因子；=0.12，為邊界摩擦系數(shù)；為接觸壓力，采用GT接觸模型進(jìn)行計(jì)算。

摩擦平均有效壓力(FMEP)可以用來衡量整個(gè)工作周期內(nèi)的摩擦損失：

(11)

2 熱障涂層方案及溫度分布

如圖3所示，把缸套上止點(diǎn)(TDC)和下止點(diǎn)(BDC)之間的區(qū)域10等分。本次研究設(shè)計(jì)了5種不同的熱障涂層分布方案。為了準(zhǔn)確獲取缸套溫度，采用鎳鉻-鎳硅熱電偶測(cè)量缸套周向和軸向不同位置對(duì)應(yīng)溫度。然后利用AVL BOOST軟件，進(jìn)行相同工況的燃燒分析，獲取缸套沖程方向不同位置換熱量和邊界條件。以溫度邊界條件為基礎(chǔ)對(duì)計(jì)算模型進(jìn)行修正，使計(jì)算結(jié)果和測(cè)量結(jié)果誤差小于5%。最后利用修正后的仿真模型展開不同涂層方案的溫度場(chǎng)計(jì)算。表1中給出了原機(jī)缸套以及在不同區(qū)域涂覆熱障涂層后，缸套在上止點(diǎn)、沖程中部和下止點(diǎn)位置的溫度值。基于所建立的摩擦學(xué)分析模型，分析各涂層方案對(duì)應(yīng)的溫度分布及其對(duì)活塞組件-缸套摩擦學(xué)性能的影響。

圖3 缸套沖程方向等分示意

表1 缸套溫度

3 結(jié)果分析

以某柴油機(jī)活塞組為分析對(duì)象，采用MEBDF方法對(duì)活塞裙部進(jìn)行動(dòng)力學(xué)求解?；钊h(huán)為貧油潤(rùn)滑下的數(shù)值求解，供油膜厚為3 μm。

圖4示出不同熱障涂層方案下從上止點(diǎn)到下止點(diǎn)之間缸套溫度分布。由圖4a可以看出，相比于無(wú)涂層情況，給定的5種涂層分布下，缸套溫度在沖程中部均有明顯增加。當(dāng)涂層區(qū)域?yàn)?-10，在整個(gè)沖程方向，相比于無(wú)涂層情況，缸套溫度均明顯增加。當(dāng)溫度升高后，潤(rùn)滑油黏度呈下降趨勢(shì)，如圖4b所示。

圖4 缸套溫度分布和潤(rùn)滑油黏度變化

圖5示出活塞環(huán)組最小油膜厚度(MOFT)的變化規(guī)律對(duì)比，MOFT是油膜承載能力的體現(xiàn)，直接影響摩擦學(xué)計(jì)算結(jié)果?？梢钥闯?，當(dāng)缸套表面溫度升高，潤(rùn)滑油黏度下降后，油膜的承載力下降，MOFT降低。對(duì)于裙部動(dòng)力學(xué)計(jì)算結(jié)果也具有同樣的規(guī)律，如圖6所示。

為了更加深入地分析熱障涂層的減摩效果，圖7分別示出活塞環(huán)和裙部整個(gè)周期內(nèi)的流體剪切摩擦力和接觸摩擦力的變化趨勢(shì)對(duì)比?？梢钥闯?，對(duì)于環(huán)組來說，5種熱障涂層方案下對(duì)應(yīng)的流體剪切摩擦力相比于無(wú)涂層缸套均有所減少，在沖程中部減少更加明顯。這是因?yàn)闊嵴贤繉訉?dǎo)致缸套表面溫度上升，潤(rùn)滑油黏度下降，流體剪切效應(yīng)降低，并且在沖程中部，運(yùn)動(dòng)速度大，流體動(dòng)壓占主導(dǎo)，剪切效應(yīng)下降更加明顯。對(duì)于三環(huán)來說，由于其環(huán)高小(0.4 mm)，自身彈力較大，導(dǎo)致其最小膜厚在整個(gè)工作周期內(nèi)都比較小，即使在沖程中部，也存在較大的接觸，這也是三環(huán)摩擦力保持比較大的原因。對(duì)于裙部來說，由于整個(gè)工作周期內(nèi)的最小膜厚均保持在較大水平，所以摩擦力主要是由流體剪切摩擦力組成，當(dāng)潤(rùn)滑油黏度下降后，裙部摩擦力的降低更加明顯，如圖7g所示。

圖5 活塞環(huán)最小油膜厚度對(duì)比

圖6 裙部動(dòng)力學(xué)結(jié)果對(duì)比

圖7 活塞環(huán)和裙部摩擦力對(duì)比

圖8示出活塞環(huán)、裙部和活塞組件一個(gè)工作周期內(nèi)的摩擦平均有效壓力(FMEP)對(duì)比。相比于無(wú)涂層缸套，5種熱障涂層方案下的FMEP均小于無(wú)涂層情況。但是對(duì)于不同摩擦副，最優(yōu)方案對(duì)應(yīng)的涂層區(qū)域不同，影響規(guī)律和摩擦力保持一致。對(duì)于整個(gè)活塞組件，涂層區(qū)域3-8方案對(duì)應(yīng)的FMEP最小，F(xiàn)MEP相比于無(wú)涂層方案，降低了約12%。

圖8 活塞環(huán)、裙部及活塞組FMEP對(duì)比

4 結(jié)束語(yǔ)

對(duì)比分析了在缸套表面不同區(qū)域涂覆熱障涂層對(duì)溫度分布和活塞組件摩擦學(xué)性能的影響。結(jié)果表明，當(dāng)采用合適的缸套表面熱障涂層方案時(shí)，可以獲得理想的溫度分布，降低活塞組件-缸套系統(tǒng)的摩擦損失。其影響機(jī)理是通過熱障涂層技術(shù)，使沖程中間位置的缸套溫度升高，導(dǎo)致潤(rùn)滑油黏度下降，進(jìn)而降低了黏性摩擦力。