柴油机缸内机油消耗量的仿真计算及影响因素分析

张俊红，张桂昌，林杰威，刘 海，何振鹏

(天津大学内燃机燃烧学国家重点实验室，天津 300072)

柴油机的机油消耗不但影响柴油机的工作性能，也影响柴油机的使用寿命和使用成本．窜入气缸中的机油在高温下不易烧掉而结焦，在活塞顶面形成积碳，影响活塞本身传热，使柴油机活塞有开裂的危险．活塞环岸部积碳又会加剧气缸套磨损，环槽积碳易使活塞环卡死并导致折断．燃烧室中的积碳使喷油嘴喷孔堵塞，柴油机的燃油耗升高，冒黑烟，经济性和动力性下降．

国内外学者的大量研究成果[1-3]表明，机油消耗率对柴油机的颗粒排放有着显著的影响，机油窜入燃烧室后，将引起柴油机排放颗粒的增加，柴油机的颗粒排放中由机油产生的部分所占比例与柴油机结构型式、运行工况及机油理化特性有关．为了限制柴油机的颗粒排放，降低柴油机对环境的污染，贯彻实施当今越来越严格的排放法规，在柴油机的产品开发设计和使用中，降低柴油机机油消耗率是一个重要的研究课题．

柴油机中机油消耗出现的位置众多，影响因素复杂，如缸内、气门导管、油气分离器、增压器等处．在正常状态下，无论是从机油消耗的质量还是对颗粒排放造成的影响来说，缸内的机油消耗都起着主导作用，有实验表明能占到总消耗量的90%左右[4]．由于机油成分、柴油机机体、缸套活塞环组件结构以及运行工况等对机油消耗都有较大影响，因此缸内机油消耗机理较为复杂，目前的研究多数停留在实验阶段，需花费较大成本．笔者对缸内机油消耗的机理进行了总结，并以此为依据计算了某柴油机的缸内机油消耗量，而且分析了活塞环参数对缸内机油消耗的影响机理，与实验结果进行了对比．结果表明，计算结果具有良好精度，对发动机设计具有一定指导意义．

1 缸内机油消耗机理

1.1 从缸壁蒸发的机油

缸壁上机油的消耗是由于燃气介质的紊流引起相变产生的．如图1 所示，油膜表面暴露在高温燃气中，机油被燃气带走或在燃气中燃烧．通过描述燃气中随流速的蒸发过程模拟机油从缸壁的蒸发．蒸发速率可用稳态对流质量传递来模拟[5]，即

式中：β 为材料传输系数；Rf为机油蒸气的气体常数；Tf为油膜温度；pf为油膜压力；p 为燃气压力；Dd为扩散系数；r 为气缸半径；em˙ 为通过缸壁表面的质量流量．蒸发速率主要受温度、压力和燃气温度的影响，扩散系数和机油蒸发层密度由机油的表面温度决定．

图1 机油从缸壁蒸发Fig.1 Evaporation of lubricating ail from liner

1.2 顶环甩出的机油

活塞环槽侧和运动表面的机油质量决定了顶环上部堆积的油量．机油的甩出受活塞向上的加速度影响，甩出的油量由惯性力的数量级来决定，且受顶环上部堆积的最大油量限制．同时，机油的流动也影响堆积油量的多少．堆积的机油主要来源于以下3 个部分[6-7]．

(1) 顶环的刮油．如图2 所示，刮油量由向下的冲程和向上的冲程中残余油膜厚度的差异来决定[6]，即

(2) 活塞环和环槽侧的机油流动．如图2 所示，活塞环背部到顶面机油的流动一方面是由于环与环槽相对运动时对油的挤压引起的，另一方面是由作用在顶环上的压力梯度引起的，油量

(3) 机油通过顶环开口流入第2环岸．由于受压力的影响，堆积在顶环上的机油会流入第2环岸，油量

3 部分的总油量为

这些机油流动的总和导致了活塞火力岸和缸壁的振荡波动，甩到燃烧室的机油呈网状流动．如图3所示，所有的振荡波分成不连续的层，对每一层都假定一个连续的加速度，牛顿黏性定律可用来定义剪切力．利用每一层力的平衡，可以定义每一层的

图2 顶环刮油及环侧机油流动Fig.2 Scraped oil volume for downward and upward stroke and oil flow at ring sides

图3 顶岸边缘甩油的层状模型Fig.3 Layer model for oil throw off at top piston edge

1.3 通过顶环开口间隙窜入的机油

假如在顶环上有负的压力梯度(燃烧室压力小于第1 内环区压力)，机油就会通过开口间隙窜入燃烧室，图4 为顶环开口窜油示意．假定窜入的机油量是瞬时的机油损失而且没有惯性力的作用，则有[6]

图4 顶环开口窜油示意Fig.4 Oil blow through ring end gap

1.4 活塞顶岸的刮油

如图5 所示，发动机运转时火力岸的间隙较小，火力岸的积碳和侧向运动导致了活塞与缸套的接触．向上的行程中，火力岸沿缸套刮油直到上止点．通过考虑活塞的横向平动和倾斜运动以及几何条件计算活塞顶边缘的刮油量[7]．

图5 活塞顶岸刮油Fig.5 Oil scraping of piston top land

2 仿真分析

以某直列6 缸柴油机为例进行了仿真计算，仿真模型基于上述机油消耗原理建立．柴油机主要技术参数见表1，使用的机油型号为SAE15W-40．为表述方便，文中涉及的机油消耗均为单缸消耗，而非6 缸总消耗，不再一一说明．该柴油机采用3 道活塞环结构，与缸套接触表面型线如图6 所示，关于活塞环磨合效应，认为正常磨合只是除去活塞环加工过程中的产生的加工痕迹、毛刺等，因此活塞环型线以设计型线为准，不考虑后期磨损．计算过程中考虑了柴油机在每个工况下活塞及缸套的热态型线，以更好地逼近实际工作状态．热态型线是在冷态型线的基础上，根据热膨胀系数和GT-POWER 软件得出的缸内缸套上各个位置的温度计算得到，即

式中：Rcold、Rhot分别为冷、热态的半径；α为热膨胀系数；ΔT 为冷热态的温度差．冷热态型线的不同主要导致了油膜厚度的不同，从而对各部分机油耗产生影响．

表1 柴油机主要技术参数Tab.1 Major technical parameters of diesel engine

2.1 不同运行工况对机油消耗量的影响

保持发动机原配置，选取其外特性上800,r/min、1 200,r/min、1 500,r/min、1 800,r/min、2 200,r/min 5 个实验工况进行仿真计算．计算所需的重要边界条件包括缸内气体压力、温度和热传递系数．其中气体压力是实测的，然后用GT-POWER 进行发动机工作过程模拟，得到气体压力，通过与实测值的对比，进行模型修正，再利用修正后的模型计算缸内气体温度和热传递系数(见图 7)．机油消耗量的计算结果见图8．可见，缸壁蒸发机油的峰值出现在上止点后30°CA 左右，因为此时缸内压力、温度等影响蒸发率的因素达到最大值；并且，缸壁蒸发量会随着功率的增大而增大．顶环开口窜入机油主要发生在排气和吸气行程，此时缸内压力较小，当小于第2 环岸气压时，就会形成气体 “逆流”，携带机油从开口窜入．顶环甩油发生在排气行程的上止点，此时活塞环随同活塞换向下行，顶环上累积的机油在惯性力的作用下被甩入燃烧室．随着转速的增加，活塞环运行速度、加速度都变大，所以甩油量增多．活塞顶岸刮油发生在进气和排气行程上止点，并且也是随着转速的增加刮油量增多，机理与活塞环甩油类似．

图9为4 种模式在不同工况下每循环的平均机油消耗率对比．结果表明，800,r/min 时，由于缸内压力、温度都较低，所以蒸发率小，而气体 “逆流” 比较严重，因此从顶环开口窜入的机油量最大．其余几个工况下缸壁蒸发量都占了主导地位，另外3 种模式消耗量较少，且随工况变化呈现出不同的比例关系．

为进一步考察缸内压力、温度对各种机油消耗模式的影响，保持大扭矩转速(1,500,r/min)不变，依次变化负荷率为100%、75%、50%、25%，得到平均机油消耗率如图10 所示．缸壁蒸发量随负荷的增大而增大，其余3 种机油消耗模式跟负荷变化无关．

图7 不同工况下的边界条件Fig.7 Boundary conditions in different cases

2.2 活塞环参数对机油消耗量的影响

柴油机活塞环起着密封、刮油、导热等作用，它直接与机油接触，对缸内机油消耗量有着很显著的影响．众多学者对活塞环的环高、面压、径向厚度、闭口间隙、断面形状、顺应性等与机油消耗量的关系进行了研究[8-12]．

图8 不同工况下4种模式的机油消耗量Fig.8 Four modes of oil consumption in different cases

图9 不同工况下每循环的平均机油消耗率对比Fig.9 Average oil consumptions rate of every cycle in different cases

图10 1,500,r/min不同负荷率每循环平均机油消耗率对比Fig.10 Average oil consumption rate of every cycle in different load cases under 1 500,r/min

2.2.1 第2 道活塞环闭口间隙对机油消耗量的影响

以发动机大扭矩工况为例，分析了第2 道活塞环闭口间隙对4 种模式下机油消耗量的影响．原柴油机第2 道活塞环闭口间隙为0.575,mm，依次改变为0.300,mm、1.000,mm、2.000,mm.结果如图11 所示，顶环开口窜入量随着间隙增大而变小，因为间隙增大使得第2 环岸内的气体能快速泄掉，因此在吸气行程时，顶环上下面的压力差会减小，气体 “逆流” 量减小，带入的机油也就变少．同时随着间隙的变大，漏气量也会变大，因此需要考虑折中方案．而缸壁蒸发量、顶环甩油量、活塞顶岸刮油量都没有变化，因为影响它们的因素并不随间隙的改变而改变．

2.2.2 各活塞环弹力对机油消耗量的影响

以发动机大扭矩工况为例，探讨活塞环切向弹力对4 种模式下机油消耗量的影响．原柴油机3 道环的弹力分别为30,N、30,N、75,N(方案A)，依次改变为20,N、20,N、50,N(方案B)，40,N、40,N、100,N(方案C)，50,N、50,N、125,N(方案D) ．结果如图12 和图13 所示，顶环甩油量和活塞顶岸刮油量都随弹力的增大而减小，因为增大活塞环弹力会增大面压，从而减小缸壁润滑油膜厚度，使得活塞环和活塞顶的刮油量都减少．缸壁蒸发量没有改变，即跟剩余油膜厚度无关，说明剩余油膜不会全部被蒸发掉．顶环开口窜油量跟弹力变化无关．但是，弹力增大会显著增加活塞环与缸套的摩擦，因此需要考虑折中方案．

图11 不同第2环闭口间隙下4种模式的机油消耗量Fig.11 Four modes of oil consumption in different second ring closed gaps

图12 不同活塞环弹力下4种模式的机油消耗量Fig.12 Four modes of oil consumption in different ring tangential elastic forces

图13 不同活塞环弹力下的摩擦力和剩余油膜厚度Fig.13 Friction and left oil film thickness in different ring tangential elastic forces

由于油环对机油消耗的影响最大，单独考察仅油环弹力依次改变为50,N(方案E)、75,N(方案A)、100,N(方案F)、125,N(方案G)时的机油消耗情况，并与3 道环弹力都变化时的平均机油消耗率进行对比，如图14 所示，两种情况下的变化趋势基本一致，数值上有微小的差别，说明油环弹力变化对机油消耗量的影响起了主导作用．

图14 仅油环弹力变化与3道环弹力同时变化时平均机油消耗率对比Fig.14 Average oil consumption rate of every cycle with different oil ring tangential elastic forces vs different three rings tangential elastic forces

3 实验验证

由于实验条件的限制，没有进行4 个模式机油消耗率的分开测量，而是按照GB/T14363《柴油机机油消耗测定方法》进行原柴油机台架实验，用称重法测量总机油消耗量，并根据功率值求得总机油消耗率．实验与仿真结果对比见表2．可见，计算值普遍比实验值要小，相对误差绝对值在14%～20%之间，除了仿真及实验本身的误差外，主要原因是实验所测机油消耗量是总的机油消耗量，其中包含了气门导管、油气分离器、增压器等处的消耗．如引言中所述，这部分约占10%，扣除此部分后，计算值与实验值相对误差约在10%以内，因此可认为计算结果是正确有效的．

表2 计算值与实验值比较Tab.2 Comparisons between simulations and experimental values

4 结 论

(1) 对选用柴油机，在使用某一固定型号机油的情况下，缸内机油消耗的4 种模式中，除低速低负荷工况外，缸壁蒸发量始终占主导地位，其余3 种模式消耗量较少，且随工况变化呈现出不同的比例关系．

(2) 机油的缸壁蒸发量跟发动机运行工况密切相关，但不随活塞环参数的改变而改变．表明蒸发率受压力、温度等因素影响，与缸壁表面的剩余油膜厚度无关．

(3) 顶环开口窜油主要发生在吸气行程，由顶环上下环岸的压力差决定，因此改变第2 道活塞环的闭口间隙，将顶环下环岸的气体快速卸掉，可减小压力差，从而降低窜油量．但同时变大的间隙会引起漏气量的增加．

(4) 顶环甩油和活塞顶岸刮油都与油膜厚度有关．加大活塞环切向弹力特别是油环弹力，可增大活塞环面压和提高刮油能力，这些都会减少油膜厚度，有利于降低机油消耗量，但同时会增加活塞环与缸套的摩擦，因此需要综合考虑折中方案．

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