缸套-活塞环三维润滑状态模拟分析

张世锋，徐久军，严志军，曹淑华

(大连海事大学船机修造工程交通行业重点实验室，辽宁 大连 116022)

缸套-活塞环三维润滑状态模拟分析

张世锋，徐久军，严志军，曹淑华

(大连海事大学船机修造工程交通行业重点实验室，辽宁 大连 116022)

以发动机缸套-活塞环摩擦副为对象，研究润滑表面粗糙度、润滑油的变黏度效应以及气缸套圆周方向的形变等因素对润滑状态的影响。运用三维瞬态平均Reynolds方程与微凸体接触模型，建立缸套-活塞环三维瞬态动压润滑模型，并使用Fortran语言编制了润滑状态计算程序，得出行程内的最小油膜厚度、压力分布、摩擦力等曲线。结合实际工况对计算结果进行分析，表明在活塞环圆周方向上的油膜压力及油膜厚度分布都是不均匀的，有明显变化；在压缩冲程上止点附近，微凸体摩擦力数倍于流体摩擦力，是引起摩擦磨损的主要原因。

活塞环； 缸套； 润滑； 仿真

随着内燃机向高转速和轻小化发展，润滑工况变得更加苛刻，润滑已成为提高内燃机可靠性和耐久性的一个非常关键的技术问题。活塞环-气缸套是发动机的一个重要摩擦副，其所造成的摩擦损失占车辆的能量损失比重较大，约为19%[1]，因此，有必要选择一个适当的缸套-活塞环摩擦副计算模型，尽可能准确地分析摩擦副运动时的润滑状态，为缸套-活塞环优化设计提供依据。

在上下止点附近，油膜厚度较小，摩擦副表面的粗糙峰可能产生直接接触并承担一部分载荷，即处于部分膜流体润滑状态，或者说混合润滑状态，此时摩擦副表面的粗糙度对油膜润滑性能有着决定性的影响[2-4]。对粗糙度影响流体域润滑问题的数值分析和处理方法目前主要有两种：第一种是在常规流体润滑基本方程的基础上把真实的表面形貌模拟为边界条件[5-6]，对于时域内的线接触和面接触混合润滑问题，由于求解时需要划分足够小的网格来反映表面的微观形貌，计算量过大，目前的应用较少；另一种是采用统计平均的概率分布方法求解[7]，典型代表是由Patir和Cheng提出的平均流量模型[8-9]，通过在经典Reynolds方程中引入压力流量因子和剪切流量因子来反映粗糙表面粗糙度对润滑性能的影响[10-11]，由于该模型可以分有效处理具有较大计算区域的润滑问题并能获得其平均特性，计算量大大减小，所得结果也基本能满足工程需要，因此得到了广泛应用[12-13]。

本研究考虑了润滑表面综合粗糙度、缸套圆周方向形变、润滑油黏度等因素的影响，综合分析缸套-活塞环润滑系统的性能，计算了最小油膜厚度、压力分布、摩擦力等，建立了缸套-活塞环三维瞬态流体动压润滑数学模型，为缸套-活塞环的摩擦状态分析提供了设计依据。

1 润滑数值模型的建立

1) 三维平均Reynolds方程

(1)

2) 压力和剪切流量因子

x和y方向上的压力流量因子φx和φy表示粗糙表面间的平均压力流量与光滑表面间的压力流量之比。由于粗糙表面在x方向上的表面方向参数与在y方向上的表面方向参数互为倒数，故其表达式为

(2)

φy(H,γ)=φx(H,1/γ)。

(3)

剪切流量因子φs反映两粗糙表面相对滑动时产生的附加流量的影响，表达式为

(4)

(5)

3) 活塞环径向受力平衡方程

Fg+Fz=Fp+Wa。

(6)

式中：Fg为作用在活塞环背部的气体压力；Fz为活塞环张力；Fp为总的作用在活塞环上的径向润滑油膜压力；Wa为微凸体接触力。

4) 微凸体接触模型

采用Greenwood[14-15]等提出的粗糙表面接触理论，并假定表面高度为高斯分布，则微凸体接触力Wa及实际接触面积Ac的表达式为

(7)

(8)

5) 温度模型

本研究采用Woschni关系计算温度场：

T(x)=Ttdc-(Ttdc-Ttbc)·(x/S)0.5。

(9)

式中：Ttdc，Ttbc分别为缸套上下止点温度；S为活塞环行程。

6) 摩擦力

采用Patir[5]等推导出来的润滑油流体摩擦力计算公式求解：

(10)

式中：F1为流体摩擦力；参数φf，φfs可参考文献[17]得到。

2 试验设置与模型验证

通过对置往复式摩擦磨损试验机，模拟缸套-活塞环摩擦学系统的摩擦磨损行为，其运动形式见图1。试验机往复运动行程30 mm，且高速运动稳定可靠。

本试验选用定制的直筒镀铬缸套，内径110 mm，壁厚7 mm，高度200 mm。试验用缸套试样均由电火花线切割机从定制的直筒缸套上切取，沿缸套圆周方向等分40份，即9°一个，切割成长度为43 mm的缸套试样。活塞环选用定制的片状PVD氮化铬活塞环，为对称桶面结构，内径70 mm，外径110 mm，环高3 mm。沿活塞环的圆周方向等分20份，即18°一个，切割成扇形活塞环试样。所有缸套与活塞环试样先在汽油中用超声波清洗两次，接着在酒精中用超声波清洗两次，最后用丙酮擦拭试样表面。

载荷试验保证摩擦副磨合稳定，即摩擦系数保持一个稳定值，整个试验过程连续充分供油，试验工况条件见表1。

表1 试验条件(变载摩擦阶段)

图2与图3分别示出在10 MPa和20 MPa载荷下实测摩擦力与模拟摩擦力的对比。从图中可以看出，实测摩擦力与模拟摩擦力基本吻合。

3 计算结果与讨论

主要计算参数如下：缸径D=50 mm，连杆长度L=94 mm，曲柄半径R=24.75 mm，转速N=4 500 r/min，活塞环轴向高度b=0.7 mm，径向厚度a=2 mm，活塞环桶面高度5.0 μm，椭圆形气缸套长、短半轴之差5 μm，缸套表面粗糙度σ1=1.6 μm，活塞环表面粗糙度σ2=0.8 μm。润滑油黏度0.13 Pa·s。气室与第一环及1、2道环间压力曲线见图4。

3.1 活塞环表面环压及膜厚分布

图5示出发动机一个工作循环中活塞环油膜压力的三维分布。图5a和图5b示出进气冲程的活塞环油膜压力分布。在进气冲程阶段，燃烧室与活塞环间的气体压力不是很大，所以此时油膜压力的峰值也不大。图5c示出压缩冲程中间时刻油膜压力分布，压缩冲程中混合气被压缩，缸内压力渐渐增大。图5d示出压缩上止点时刻油膜压力分布，此时缸内压力急剧增加，以致缸压突变、环间压力升高，此时活塞环的速度接近0，导致油膜厚度大幅减小，甚至难以形成流体润滑，油膜压力出现2个明显的凸峰。图5e和图5f示出做工冲程和排气冲程的油膜压力分布，这两个冲程中随着曲轴转角的增大，作用在活塞环上的气体压力逐渐减小，油膜压力也逐渐减小。

由图5和图6可知，在活塞环圆周方向上的油膜压力以及油膜厚度分布都是不均匀的，圆周方向上的油膜压力和油膜厚度有明显的变化。因此采用三维润滑模型能够全面对活塞环表面压力及膜厚分布情况进行分析，并得到了采用二维模型忽略掉的环向压力膜厚分布。

3.2 最小膜厚及摩擦力分析

如图7所示，整个工作循环内最小油膜厚度的最小值出现在压缩冲程上止点附近。这是因为此时缸内压力激增，活塞环速度接近0并且润滑油的黏度下降。此时的膜厚已小于两表面的综合粗糙度，说明此时活塞环和气缸套两固体表面微凸体已发生接触，活塞环已处于混合润滑状态。这与实际应用中气缸套上、下两端磨损较严重，且气缸套上端的磨损量比下端还要大的现象相吻合。

如图8所示，发动机每个工作循环冲程中部的流体摩擦力比其他时刻的要大，此时缸套活塞环相对速度较大，而压力较小，处于流体动压润滑状态，微凸体尚未接触，因而总摩擦力低，摩擦磨损很小，润滑状态较好。而在上下止点处，尤其是在压缩冲程上止点附近，润滑状态恶化，虽然流体摩擦力很小，但微凸体摩擦力所占比例远超流体摩擦力，总摩擦力迅速增大(见图9和图10)。

4 结论

a) 作用在活塞环圆周方向上的油膜压力及油膜厚度分布都是不均匀的，圆周方向上的油膜压力和油膜厚度有明显的变化，采用三维润滑模型能够全面地反映缸套-活塞环的润滑状态；

b) 在压缩冲程上止点附近，存在明显的混合润滑状态，此时的微凸体摩擦力数倍于流体摩擦力，是引起摩擦磨损的主要原因。

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[编辑：袁晓燕]

Simulation Analysis on 3D Lubrication Condition for Cylinder Liner-piston Ring

ZHANG Shi-feng, XU Jiu-jun, YAN Zhi-jun, CAO Shu-hua

(Key Lab of Ship-machinery Maintenance & Manufacture, Dalian Maritime University, Dalian 116022, China)

For the friction pair of cylinder liner and piston ring, the effects of surface roughness, variable viscosity effect and circumferential deformation on lubrication condition were researched.A three-dimensional transient hydrodynamic lubrication model of cylinder liner-piston ring was built based on the three-dimensional transient average Reynolds equation and asperity contact model and the calculation program of lubrication condition was written with FORTRAN language.The minimum film thickness, pressure distribution and friction curve were acquired with the program.By comparing the simulation results with those achieved under the actual working conditions, the oil film pressure and thickness distribution in the circumferential direction of piston rings was found to be uneven.On the top end of compression stroke, the asperity friction force was much larger than the fluid friction force, which was the main cause for friction and wear.

piston ring; cylinder liner; lubrication; simulation

2014-10-16；

2015-04-02

国家重大基础研究(973)

张世锋(1978—)，男，讲师，博士，主要从事摩擦润滑等方面的研究；zhangshifeng@dlmu.edu.cn。

徐久军(1967—)，男，教授，博士，主要从事摩擦润滑等方面的研究；jjxu@dlmu.edu.cn

10.3969/j.issn.1001-2222.2015.02.002

TK424.12

B

1001-2222(2015)02-0007-06