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活塞环设计、缸套粗糙度及润滑性能对摩擦的影响
Markus Soderfjalla,Hubert M.Herbstb,Roland Larssona,Andreas Almqvista
a吕勒奥理工大学,机械原理系SE-971 87 瑞典，吕勒奥
b斯堪尼亚CV AB瑞典，索德塔尔杰
摘 要：在重载柴油机中，活塞环占了燃料消耗的很大一部分。本试验使用了一个评估活塞环摩擦的高速元件试验台。根据摩擦性能，对一些不同的活塞环和缸套进行了评估。通过与单级原油的对比，研究了典型多级油的剪切稀化现象。通过降低粘度对高速度的实验模拟进行了评估。介绍了不同油环对无燃烧油耗影响的指示方法。最后，将模型预测的摩擦与实验结果进行对比，验证了该控制环的数值模拟模型的正确性。
关键词：活塞环摩擦；缸套；重载柴油机；摩擦磨损试验机
收稿日期 2017-5-30
*通讯作者：E-mail:markus.soderfjall@ltu.se(M.Soderfjall)
1 引言
日益增长的减少燃料消耗的需求促使汽车制造商对零部件和系统进行更多的优化。重载柴油发动机的摩擦损失（HDDE）大大有助于一辆卡车的油耗。根据霍姆伯格等[1]的研究，每年要使用1800亿升的燃料来克服重型车辆的摩擦。发动机中的摩擦损失占燃料消耗的4-15%。来自动力缸单元（PCU）的损失占到了约一半的摩擦损失。PCU中的摩擦包括带活塞环的活塞与缸套的接触面和连杆带来的摩擦。带活塞环的活塞占到大约75%的损失，其中活塞环占到超过一半的损失。因此，活塞环到气缸套内表面的改进对降低燃料消耗有很大的潜力。为了减少这些损失，活塞环和气缸套之间的相互作用需要得到很好的了解。用来评估不同减摩概念的工具需要被改进并合适的使用以实现对系统的理解。仿真模型可以是一种快速和经济的调查方法，但是这种方法对准确性的要求需要通过实验进行评估[4]。先前已经进行了大量的减阻实验研究。然而，其中的许多都是在低速试验台上进行的。这些最好被用在操作接近反转区的、摩擦功率损失可以忽略不计的调查中，例如Obert[5]的试验。Rejowski[6]的试验表明，用DLC涂层的缸套来代替传统的铸铁缸套，在发动机低转速时可以减少2.5%的摩擦。据说这是因为减少了机械摩擦和金属间的摩擦。Sato[7]也证实了DLC涂层缸套的减摩性能。据称这是因为在较硬的DLC中产生的轴向划痕比铸铁缸套少，从而提供更好地润滑状态。Sato还表明，在特定的条件下，粗糙的表面有利于中部冲程区域的摩擦。Spencer[8]等人在固定往复式摩擦磨损试验机上研究了与不同材料缸套接触的活塞环的顶部压力。他们发现光滑的缸套表面可以提供更低的摩擦力。测试工况被进行了数值模拟，发现在某些工况下具有良好的相关性。Liao[9]等人在浮动缸套测试引擎上研究了不同温度下不同切向载荷对双刃刮油环（TLOCR）的摩擦。在参考文献10和11中使用了相同的浮动缸套测试引擎进行比较试验，并将其结果与仿真模型进行比较。结果发现，通过仔细选择被用于仿真模型的缸套内表面进行试验，可以找出良好的相关性。活塞环在浮动缸套测试引擎中摩擦力的测量困难一直都是一个问题。这是因为活塞中的侧向制动力和摩擦使从活塞环中单独提取摩擦力这项工作变得困难。在Liao等人的实验中，由于活塞环座是线性导向的，因此只有活塞环与气缸套接触，将此试验台用在实验中，一切困难都迎刃而解。在Akalin和Newaz[12]的实验中，顶部压缩环摩擦的模型被改进在参考文献13中进行了验证。模拟和实验的相关性表明，粗糙度和载荷变化趋势相同。然而，预测的摩擦力与测量值不同。Gore[14]等人也用浮动缸套测试引擎验证了一个顶部压缩环的仿真模型。结果表明，该模型有待进一步发展。被Gore等人、Akalin、Liao和Chen使用的仿真模型使用了相同的接触模型，也就是著名的Greenwood-Tripp模型，它利用表面的统计参数来估计粗糙度接触压力作为分离的函数，被称为刚度曲线。这项实验中用到的接触模型代替实际表面测量值来进行刚度计算。此外，它包括环的弹性截面的弹性变形和活塞环槽内由于惯性和摩擦力引起的环的运动。在Hoshi等人的研究使用了一个数值工具，当比较机动无压条件和点火条件时，他们发现了一些摩擦损失功率上的不同。Deuss等人[16]用了FMEP方法来比较点火操作和外部加压燃烧室的测试。得出的结论是，顶部压缩环受到燃烧压力的绝大部分影响。他们还表明，当第一道活塞环的高度不同时，外部燃烧压力以压缩空气的形式在摩擦性能方面表现出了相同的差异。这意味着不同的活塞环符合可以很好的用外部压力来代表。然而，当全面评价发动机时，燃烧产生的热量将会影响结果，因此这被称为是唯一的外部压力测试适用的测试类型。结果表明，当柴油机通过燃耗运转时，FMEP主要依赖于转速而几乎不依赖于负载。在带有外部压力的测试中，FMEP被发现对转速和符合有着高依赖性。在Allmaier等人[17]的研究中也发现了相同的关系。他们也用了FMEP方法来测量摩擦，他们使用了一台13L的重载柴油机对比了发火工况和带外部加压燃烧室的机动工况。在发火运行测试中，在大约30%~80%的范围内改变负荷，发现FMEP几乎没有影响。有趣的是，一般情况下FMEP是负荷的函数，并且在50%左右负荷时接近对称。这意味着在低负荷（lt;30%）情况下FMEP随负荷的减少而增加，而在高载荷（gt;80%）情况下随负荷的增加而增加。这被归为是因燃烧导致的接触油温升高的影响。Allmaier等人还证实了当燃烧室在受到外部压力下运行时，FMEP受到负荷的影响非常明显，这一发现再次印证了外部压力对隔离顶部压缩环负荷有帮助但是并不能代表燃烧的影响。Kunkel等人[18]用电机驱动改良后的客车发动机进行浮动缸套测量实验来调查双刃刮油环在其中的活动情况。这也证实了通常情况下燃烧在油环摩擦损失中扮演了次要角色；其摩擦损失功率主要取决于油的粘度、切向载荷和发动机转速。Kunkel说在主要研究油环磨损的实验中，通常采用机动工况，这是因为在其他工况下很难实现可重复性。这是在这项工作中使用的方法，因为测试设备不包括任何燃烧或其他外部压力来对气环进行加载。由于本节中提到的以前的工作得出的结论，本实验可以被认为是选用了适当的方式来对整个活塞环系进行摩擦评估。然而，当分析来自气环的摩擦力时必须要小心。前面提到的工作已经表明，在没有燃烧的低压下操作会产生类似于高负荷条件下的摩擦功率。
然而，由于缺乏热量和燃烧压力会导致不同的情况。为了评估油环摩擦，正如前面提到的那样，无压条件是一种适当的方法。之前几乎没有试验来研究几何和切向载荷对双刃刮油环（TLOCR）的影响。在作者所知范围内没有文献来研究如何在排除发动机中活塞的影响如转速等的情况下测量活塞环的磨损。在本文中，通过利用参考文献[19]作者的实验设备，对以下问题实现了一个具有普适性的初步研究结果。
- 不同活塞环和缸套在不同转速下的摩擦测量。
- 改变油环切向载荷对顶部压缩环供油的影响。
- 不同润滑油粘度随温度变化的模拟精度。
- 在类似Hersey参数下通过与单机油的摩擦性能的对比确认剪切稀化对多级油的影响。
- 作者开发的数值模拟模型的验证。
2 方法
本节描述了测试方法，并列出了所调查的组件和所使用的操作条件。在几个操作点上研究了不同的活塞环和气缸套。之后，两组选好的组件组合和两种不同的油被拿来在以下几种操作工况中测试以得到Stribeck曲线。
2.1.试验设备
图1 试验台示意图
本实验中用到了参考文献[19]作者所描述和改进的实验设备。试验台的示意图可以在图1中看到。该试验台包括一个直列六缸发动机缸体作为基本曲柄装置。在基本曲柄装置中的一个活塞上安装有一根带有活塞环座的连杆。在其他五个活塞上，固定有用来保持平衡的重量，用来补偿活塞环座的重量，保持直列六曲柄机构的平衡。连杆与活塞环座是用直线轴承引导的，以避免测试缸套和活塞环座之间的接触。这意味着活塞环摩擦可以从其他摩擦源中分离出来。被测缸套仅仅通过类似于浮动缸套引擎的负荷细胞来支撑。测试连杆通过联轴器由电动机驱动。曲柄角是用安装在曲轴前端的角位置传感器来测量的。试验缸套的油系统与基础的曲柄装置的油系统分开。油在油箱里加热，然后喷到活塞环座下面，以此来模拟柴油机供油。油温度的测量和调节位置在喷油嘴出口附近。测试缸套也是通过两片夹在缸套外的气缸状的加热组件来加热的。通过测量安装在三个不同位置上的热电偶的温度来调节缸套的温度。在每个行程位置中三个热电偶环绕在缸套外周间隔120o安装。这意味着总共有九个热电偶被安装在测试缸套上。本试验台被设计来适配标准化生产的HDDE缸套和活塞环。
2.2.组件变化测试
一些不同的活塞环和这些组合被做了测试。在被试验的活塞环的名单可以在表1中看到，为了方便表示，每一个活塞环都被进行了编号。这些活塞环的简介可以在表2中看到。这些活塞环在做HDDE发火工况测试之前已经经过磨合。还测试了三种不同的气缸套。两个缸套，一个是典型高速珩磨铸铁套另一个是等离子熔覆铸铁缸套，都是全新的。所使用的第三种缸套也是一种无涂层的铸铁缸套，其表面光洁度优于典型的高速珩磨铸铁缸套。这些缸套在后文中将用“铸铁”、“等离子”和“光滑”代表。在图三中可以看到这些缸套表面的形貌测量和根据ISO 25178确定的粗糙度的参数函数。活塞环在十种不同的配置中用等离子涂层缸套进行了测试。其中的两种不同的配置也用铸铁和光滑缸套进行了测试。表2列出了实验中用到的活塞环-缸套配置。
所有的三种缸套都在试验台低转速运行（300转/分），温度被设定在80摄氏度时坏掉了。试车一直在执行，一直到摩擦力数值稳定下来。表2中列出的测试配置运行在900转/分和1200转/分，温度被设定为80摄氏度。使用的是原厂的10W30油，测量的粘度和密度可以在表3中看到。
表1试验中用到的活塞环
图2活塞环的实测轮廓
图3气缸套的表面测量
表2试验的活塞环-缸套配置
表3两种油的粘度和密度
2.3.Stribeck曲线
用来产生Stribeck曲线的试验在表4中被列出，此表显示了组件和油的组合。试验1和2进行了两组不同活塞环的对比研究。试验1使用了标准的欧6活塞组，即表2中的RC1。实验2用了带有DLC涂层的顶部压缩环和油环，即表2中的RC5，两个实验都使用了10W30润滑油，且前者还用了铸铁缸套。试验3和4使用的都是与试验1相同的活塞环组，且此二者都是用了在发火引擎工况下预磨合500小时的铸铁缸套。这两组试验被设定为研究多级油10W30（实验3）和单级油SAE30（试验4）的不同，这些油被测的粘度和密度可以在表3中看到。
所有的试验都在不同的温度和转速下进行。本实验用到的试验台的最大转速为1200转/分。试验台的行程为90mm但是卡车的引擎行程为160mm。为了模拟速度为1200 rpm的卡车在典型发动机转速时对摩擦的影响，温度是变化的。降低温度会增加粘度，以此来模拟实验中更高的活塞速度。Hersey参数通常被计算为, 其中v是转速，mu;是滑油粘度，N是负荷。在这项研究中，V被定义为整个冲程活塞速度的平均绝对值。因为在调查中的卡车发动机的典型工作温度是95摄氏度。等效货车发动机转速可以计算出来。用Vogel关系计算粘度，粘度-温度关系由发动机制造商给出。表5中列出了试验1和2的工况条件。两个等效的卡车发动机转速，545和1870转/分被用来做两个不同的试验台转速和对应的温度设定值以此来研究模拟的更高转速随粘度增加的精确度。这些实验只在表5中标记了试验2的组件上执行。
测试3和4在不同的条件下运行。为了公平地比较这两种油，他们的粘度和密度都被测量出来。结果如表3所示。假定密度与温度成线性关系。因为只有在两个温度下测量粘度，Reynolds温度-粘度关系被用来找到两种油在等效卡车发动机转速下的工况。试验3和4用到的工况如表6所示。
表4用来生成Stribeck曲线的组件
表5试验1和2中的操作工况
表6试验3和4中的操作工况
2.4仿真模型验证
参考文献[20]中作者描述的数值模型被用于在这项工作中进行的模拟。欧6的油环（RC8）被在三种转速下模拟，900、1200和1500转/分。该模型是建立在一个商业上可用的有限元软件[21]上。一个油环的三维模型通过切线方向上的周期性边界条件进行了建模。这意味着不考虑活塞环间隙，气缸套和活塞环被认为是完全圆的。在与缸套接触的环面上，也在与活塞环座接触的两个表面上，求解带有质量守恒空化模型的雷诺兹方程。在活塞环座槽内环段可自由移动，倾斜和弹性变形。环段的惯性也被考虑在内。为了考虑混合润滑的影响，还包括了一个接触模型。接触模型是一个刚度曲线，将平均接触压力描述为平均分离量的函数，在缸套表面的测量截面上计算。使用的刚度曲线是由Scania CV提供。与参考文献[20]中描述的模型相比，有一些差异。在这项工作中进行的模拟中，没有修正系数用于雷诺兹方程或计算流体动摩擦。边界摩擦系数为0.1。模拟中用到的温度和实验中设定的温度相同，都是80摄氏度。
3 结果和讨论
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