基于動力學(xué)仿真的活塞組件摩擦損失研究

劉濤

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基于動力學(xué)仿真的活塞組件摩擦損失研究

劉濤

（泛亞汽車技術(shù)中心有限公司，上海 201201）

活塞及環(huán)組的摩擦損失是影響發(fā)動機機械效率最重要的因素之一。文章通過活塞及環(huán)組動力學(xué)仿真，討論了配缸間隙、活塞群部型線、環(huán)張力及環(huán)軸向?qū)挾鹊仍O(shè)計參數(shù)對活塞環(huán)組系統(tǒng)摩擦損失的影響，為減小發(fā)動機摩擦損失、降油耗提供設(shè)計指導(dǎo)。案例結(jié)果顯示，在額定工況下，裙部型線優(yōu)化對減小活塞及環(huán)組系統(tǒng)摩擦損失的貢獻最大（達47%），調(diào)整配缸間隙為上限時可帶來17％的收益，而調(diào)整油環(huán)環(huán)張力和一環(huán)環(huán)寬帶來的總收益約為4%～8%。

摩擦損失；活塞；活塞環(huán)；動力學(xué)仿真

引言

在現(xiàn)今發(fā)動機開發(fā)過程中，追求更低的整機燃油消耗成為各企業(yè)的必然選擇。低燃油消耗意味著在高的燃燒效率下，需要盡可能低的無用功損耗。因而，減小發(fā)動機的機械摩擦損失對提高發(fā)動機效率，降低整機燃油消耗有著至關(guān)重要的作用。

大量研究表明，發(fā)動機活塞及環(huán)組總成與缸套之間的摩擦損失可占整機機械損失的20%以上[1,2,3]。圖1為某4缸小排量汽油機各子系統(tǒng)摩擦功的實測結(jié)果，在整個工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，活塞及連桿總成摩擦損失高達30%～50%。這意味著活塞總成是最具優(yōu)化潛力的系統(tǒng)，因此，研究其中各零部件及相應(yīng)摩擦副對摩擦損失的貢獻量并優(yōu)化降低不合理部分，是降摩減油耗工作的重中之重。

專家學(xué)者們已對發(fā)動機的活塞與氣缸、活塞環(huán)與氣缸、活塞銷與銷座等摩擦副的運動摩擦及潤滑特性做了大量細致的試驗研究工作[1,4]，由于這些研究方法通常都涉及到專門的試驗測試設(shè)備以及大量費用，在工程實際中很難得到直接應(yīng)用，而目前工程中應(yīng)用最多的是采用倒拖試驗臺架逐步拆分出各主要系統(tǒng)的摩擦功[2,3]。這種逐步拆分試驗法是在發(fā)動機不點火的情況下完成，無法真實體現(xiàn)出發(fā)動機實際工作過程中的摩擦損失。并且此類試驗只能拆分到系統(tǒng)級（如圖1所示的七個主要系統(tǒng)），如果需要考量不同活塞群部型線、配缸間隙、環(huán)組張力、環(huán)面型線等具體影響，將只能做對比試驗，這需要發(fā)動機多次上下臺架翻修，勢必浪費大量時間和試驗資源?；钊碍h(huán)組動力學(xué)模擬分析法能系統(tǒng)地進行定性和定量分析[5,6,8]，可用于指導(dǎo)設(shè)計優(yōu)化，減少試驗頻次。結(jié)合少量試驗驗證，可提高模擬分析精度，大大節(jié)約時間和成本。

圖1 某汽油機各子系統(tǒng)實測摩擦功占比

本文將借助EXCITE/Piton&Ring工程軟件，以某4缸小排量汽油機為例，建立活塞及環(huán)組動力學(xué)分析模型，重點討論了設(shè)計開發(fā)過程中需要優(yōu)化的部分設(shè)計參數(shù)，比如配缸間隙、活塞群部型線、環(huán)張力以及環(huán)軸向?qū)挾鹊葘ο到y(tǒng)摩擦損失的影響。

1 活塞及環(huán)組動力學(xué)模型

EXCITE/Piton&Ring是發(fā)動機活塞摩擦副設(shè)計專用的多體動力學(xué)軟件，它將活塞、活塞環(huán)視為彈性體，連桿和曲軸視為剛性體，活塞環(huán)與缸套間為油膜潤滑。其動力學(xué)模型包括以下主要假設(shè)：1）僅考慮在缸套主、副承壓面（TS-ATS）構(gòu)成的平面內(nèi)的活塞運動；2）假設(shè)曲軸作勻速旋轉(zhuǎn)，不考慮轉(zhuǎn)速不均勻帶來的影響；3）不考慮活塞銷與活塞，銷與連桿，連桿與曲軸之間的運動間隙。

1.1 運動副間的摩擦特性

對于活塞與缸套、活塞環(huán)與環(huán)槽以及連桿軸承處的摩擦特性，以Stribeck摩擦函數(shù)來描述。Stribeck摩擦不同于庫倫摩擦，它不僅與法向載荷有關(guān)，還受運動件的相對速度和方向影響（如圖2所示），其摩擦力并不是速度的線性函數(shù)，在相對速度較小的范圍內(nèi)，隨著相對速度的增加摩擦力反而有所下降。

圖2 Stribeck摩擦效應(yīng)

其摩擦力方程為：

其中，F為法向載荷，為比例因子，為相對速度，為相關(guān)參數(shù)，對于不同類型發(fā)動機有不同的推薦值。

在環(huán)組動力學(xué)計算時，同時引入液力潤滑和粗糙接觸模型來描述活塞環(huán)與缸套之間的潤滑和摩擦特性。液力滑動模型將環(huán)表面與汽缸壁面的周向運動視為平面滑塊，并作液力潤滑理論的常規(guī)假設(shè)，認為潤滑油是等粘度不可壓縮的，其液動油膜壓力由Reynolds控制方程(2)求得。

其中，為名義油膜厚度為環(huán)面與壁面平均間隙，為平均液動壓力，σ代表復(fù)合的表面粗糙度，分別為擠壓流動因子和剪切流動因子，為環(huán)面的滑動速度。

粗糙接觸區(qū)域為Greenwood和Tripp表面接觸模型，其粗糙接觸壓力為：

其中，s為粗糙度高度標(biāo)準(zhǔn)偏差，s為接觸面名義間隙，β、分別為峰值粗糙半徑和分布密度，E*代表粗糙表面的彈性行為。

由式(2)和(3)分別求解得到不同時刻的液動接觸壓力和粗糙接觸壓力，再根據(jù)對應(yīng)狀態(tài)時的摩擦系數(shù)就可得到變化的摩擦力載荷。

德國內(nèi)燃機研究協(xié)會（FVV）根據(jù)試驗及經(jīng)驗總結(jié)，在Stribeck摩擦函數(shù)基礎(chǔ)上得到一簡化的經(jīng)驗公式(4)，可用于活塞動力學(xué)模塊計算環(huán)組與缸套間的摩擦力。

1.2 主要輸入數(shù)據(jù)

從摩擦力的求解方程中可看出，求解摩擦力的過程其實就是求解摩擦副法向接觸載荷及相應(yīng)摩擦系數(shù)的過程?；钊?、環(huán)組與缸套的接觸載荷及摩擦系數(shù)與其運動狀態(tài)和潤滑狀態(tài)相關(guān)，主要影響因素可分為發(fā)動機運行參數(shù)和設(shè)計參數(shù)兩大類。發(fā)動機運行參數(shù)包括轉(zhuǎn)速、負荷以及發(fā)動機的磨合情況，涉及缸內(nèi)壓力和溫度、活塞及缸套溫度分布、潤滑油粘溫特性及各摩擦副的磨合特性等。設(shè)計參數(shù)主要有活塞與缸套的冷態(tài)名義間隙、活塞型線、活塞銷偏心、各環(huán)的運行面型線、環(huán)的張力等。

1.2.1缸內(nèi)燃氣壓力及溫度

在發(fā)動機開發(fā)初期，缸內(nèi)燃氣壓力、平均溫度及對流換熱系數(shù)曲線通?？赏ㄟ^GT-Power或AVL-BOOST軟件性能仿真方便得到。圖3為仿真得到的不同轉(zhuǎn)速下全負荷缸內(nèi)燃氣壓力曲線，圖4為額定工況下缸內(nèi)平均溫度及對流換熱系數(shù)曲線。有試驗樣機或產(chǎn)品之后，可試驗獲得。

圖3 全負荷缸內(nèi)燃氣壓力曲線

圖4 缸內(nèi)平均溫度及對流換熱系數(shù)曲線

1.2.2活塞及缸套型線

通過有限元法計算可得到不同工況下的活塞溫度分布，并用活塞溫度測試試驗數(shù)據(jù)標(biāo)定有限元模型。圖5即為不同轉(zhuǎn)速全負荷工況下活塞推力側(cè)的溫度變化曲線，由此，在活塞冷態(tài)型線基礎(chǔ)上加上由于活塞溫度升高帶來的熱膨脹量就得到了熱態(tài)的型線。

圖5 全負荷活塞溫度分布曲線

通常，缸套在冷熱態(tài)的變形型線也是由有限元法計算得到的。為提高仿真精度，首先應(yīng)保證有限元模型剛度和螺栓載荷施加的準(zhǔn)確性，這需要由冷態(tài)裝配后缸孔變形測量值減去裝配前的測量值（消除產(chǎn)品實際加工后的非理想圓孔現(xiàn)象），以此修正裝配狀態(tài)下有限元模型。其次，用測量的缸套溫度標(biāo)定有限元溫度場，并考慮高溫下螺栓載荷的衰減量。對于多缸機，各缸的變形型線也有差別，通常選變形最大的缸套型線作為動力學(xué)計算輸入。

圖6 活塞、缸套冷熱態(tài)型線

圖6為冷態(tài)和額定工況下活塞與缸套在推力側(cè)的變形型線，從圖中可看到，活塞與缸套在熱態(tài)發(fā)生型線干涉，由于活塞與缸套都是彈性體，在接觸載荷下會產(chǎn)生彈性變形，因此少量過盈是允許的。

1.2.3摩擦比例因子

在正式計算之前，有必要利用倒拖摩擦功試驗測試結(jié)果對活塞及環(huán)組系統(tǒng)的總的摩擦損失進行標(biāo)定，以確定摩擦力方程 (1-1)、(1-4)中的摩擦比例因子。

由于試驗是在倒拖試驗臺架上完成的，因此，標(biāo)定摩擦比例因子所用的動力學(xué)模型應(yīng)模擬倒拖工況。再者，該試驗?zāi)軠y試出的摩擦功是整個活塞連桿系的，需在實驗數(shù)據(jù)的基礎(chǔ)上減掉活塞銷及連桿大頭處的摩擦損失。據(jù)文獻[7,9,10]所述，典型的活塞銷及連桿大頭處的摩擦損失大約能占28%～32%，本文按30%估算。最終根據(jù)試驗數(shù)據(jù)標(biāo)定后的活塞動力學(xué)模型在倒拖工況下系統(tǒng)總摩擦損失結(jié)果如圖7所示，仿真與試驗的最大偏差為6.45%。

圖7 倒拖工況系統(tǒng)摩擦功修正

2 影響因素及結(jié)果討論

只要能影響運動副接觸面的法向載荷及運動摩擦系數(shù)的因素，理論上都將影響摩擦損失的大小，本文將以配缸間隙、活塞群部型線及橢圓度、環(huán)張力以及環(huán)軸向?qū)挾鹊淖兓癁槔?，討論相?yīng)的摩擦損失變化趨勢以及可能帶來的其它影響。

2.1 配缸間隙

配缸間隙的大小決定了活塞及環(huán)組在缸套中運動空間的大小，它影響活塞及環(huán)的二階運動，從而會影響到活塞對缸套的拍擊力以及整個系統(tǒng)摩擦功。配缸間隙過大，會造成低速低負荷時缸套敲擊噪聲增大；配缸間隙過小，會造成高速高負荷時摩擦損失明顯加劇。

圖8為發(fā)動機額定工況下不同配缸間隙時活塞及環(huán)組系統(tǒng)摩擦損失的變化及構(gòu)成情況，隨著配缸間隙的增大，系統(tǒng)總的摩擦損失隨之減?。ㄗ兓葹?7%和13%），其中活塞群部（TS和ATS側(cè)）摩擦明顯減小，但環(huán)組處的摩擦沒有明顯變化，這表明活塞環(huán)在張力作用下，與缸套接觸緊密，對配缸間隙的變化不敏感。

另外，在一個工作循環(huán)內(nèi)，膨脹沖程的摩擦損失貢獻量明顯大于其它沖程，其在三種配缸間隙下的占比依次為35%、37%、39%，這是因為活塞在膨脹沖程受到更大的側(cè)推力作用。但是，配缸間隙的增大可能會帶來活塞二階運動及活塞對缸套的拍擊力加劇，圖9顯示表征拍擊噪聲水平的活塞動能轉(zhuǎn)化率隨配缸間隙的增大而顯著增大。

圖8 不同配缸間隙時系統(tǒng)摩擦損失

圖9 不同配缸間隙時活塞動能轉(zhuǎn)化率

2.2 活塞群部型線

活塞群部型線的設(shè)計是活塞設(shè)計的一個重要環(huán)節(jié)，良好的活塞型線不僅需要保證活塞在氣缸內(nèi)運動平穩(wěn)，盡量降低活塞對氣缸的敲擊，還應(yīng)具有良好的油楔效應(yīng)保證油膜潤滑，以便獲得低的摩擦損失。

圖10列出了A、B、C三種不同活塞型線設(shè)計，圖11對比了三種型線分別在倒拖工況和全負荷工況下的系統(tǒng)摩擦損失，可看出活塞在全負荷工況下受熱膨脹后的系統(tǒng)摩擦損失將明顯大于倒拖試驗工況。以額定轉(zhuǎn)速5000rpm為例，在倒拖工況時型線A對應(yīng)的摩擦損失比型線B小34%，在全負荷工況時型線A的收益增大到47%。

圖10 三種活塞型線

比較圖11-13中三種不同活塞型線在全負荷不同轉(zhuǎn)速下的系統(tǒng)摩擦損失、活塞動能轉(zhuǎn)化率及表征活塞平穩(wěn)運動的擺角變化曲線。結(jié)果表明型線A的摩擦損失最小，但同時運動平穩(wěn)性最差；型線B擁有平穩(wěn)的活塞運動和較小的敲擊噪聲水平，但摩擦損失卻明顯偏高。因此，在活塞型線選擇時，應(yīng)權(quán)衡多方利弊，避免極端情況的發(fā)生。

圖11 不同活塞型線對系統(tǒng)摩擦損失的影響

圖12 不同活塞型線的活塞動能轉(zhuǎn)化率

圖13 不同活塞型線對活塞平穩(wěn)運動的影響

2.3 活塞環(huán)張力及軸向?qū)挾?/h3>

通常，減小環(huán)組摩擦損失的措施包括調(diào)整環(huán)張力、環(huán)軸向?qū)挾?、環(huán)對缸套變形的順應(yīng)性、運行面輪廓線以及表面涂層等。

圖14、圖15分別為油環(huán)在額定工況下不同張力水平時環(huán)組摩擦損失和機油消耗量的變化圖，圖中可看出隨著油環(huán)切向張力的減小，環(huán)組總的摩擦損失依次降低9.5%、9.3%，其中油環(huán)處的摩擦損失隨之減小，而兩道壓縮環(huán)的摩擦損失和機油消耗量并沒有明顯變化，這說明油環(huán)張力的變化沒有引起活塞及環(huán)組運動姿態(tài)的變化，也沒有明顯改變環(huán)組的潤滑狀態(tài)。

圖14 不同油環(huán)張力下的環(huán)組摩擦損失

圖15 不同油環(huán)張力下的機油消耗量

現(xiàn)代發(fā)動機活塞環(huán)的軸向?qū)挾鹊淖兓厔菔窃絹碓秸?，這對減小環(huán)組摩擦功有益。圖16即為額定工況下一環(huán)環(huán)寬分別為1.4mm，1.2mm和1.0mm時的環(huán)組摩擦損失，隨著環(huán)寬的減小，環(huán)組總摩擦損失依次降低6.9%、6.8%，其中一環(huán)處的摩擦逐步降低，二環(huán)處摩擦略有減低。

從圖14和圖16還可看出各環(huán)摩擦損失貢獻量的大致比重，其中油環(huán)最多(約40%~50%)，一環(huán)次之(約25%~35%)。油環(huán)摩擦損失最大的原因可歸結(jié)為，油環(huán)環(huán)張力通常為壓縮環(huán)的數(shù)倍（本案例為3倍左右），加之三片式組合油環(huán)與缸套接觸面積大。一環(huán)摩擦損失大于二環(huán)主要是因為一環(huán)處氣體壓力為缸內(nèi)燃氣壓力，而二環(huán)處壓力通常僅為燃氣的10%左右，并且一環(huán)處的高溫燃氣使得其潤滑條件相對較差。

考慮到本案例的活塞環(huán)組在不同工況下的摩擦損失大概占整個活塞組系的25%～45%，因此調(diào)整油環(huán)環(huán)張力和一環(huán)環(huán)寬帶來的總收益占活塞組系的4%～8%左右。

圖16 不同一環(huán)寬度時的環(huán)組摩擦損失

3 結(jié)語

本文在動力學(xué)仿真的基礎(chǔ)上討論了影響活塞組件摩擦損失的主要設(shè)計參數(shù)，以及由此可能帶來的對活塞組系其它性能的影響。文中的主要內(nèi)容涉及：

（1）該動力學(xué)仿真以Stribeck摩擦函數(shù)描述活塞與缸套、活塞環(huán)與環(huán)槽以及連桿軸承處的摩擦特性，同時以液力潤滑和粗糙接觸模型描述活塞環(huán)與缸套之間的潤滑和摩擦特性。理論表明摩擦不僅與法向載荷有關(guān)，還與運動件的運動狀態(tài)及潤滑狀態(tài)有關(guān)。

（2）為提高模型精度，以試驗測試數(shù)據(jù)和CAE仿真相結(jié)合的方式確保輸入數(shù)據(jù)的準(zhǔn)確度是必要的。其中活塞、缸套溫度場以及缸套冷態(tài)安裝變形的測量用于得到準(zhǔn)確的熱態(tài)活塞及缸套型線，臺架摩擦功試驗用于調(diào)整摩擦比例因子。

（3）適當(dāng)增大配缸間隙可減小活塞系統(tǒng)摩擦損失，但要關(guān)注活塞二階運動的變化并防止低速低負荷時缸套敲擊噪聲的增大。計算結(jié)果顯示，在額定工況時，該活塞系統(tǒng)工作在配缸間隙上限時的摩擦損失將比名義配缸間隙狀態(tài)低17％。

（4）不同活塞群部型線及橢圓度的設(shè)計對系統(tǒng)摩擦損失的影響是顯著的，在確保不拉缸及較低敲擊噪聲水平的前提下，優(yōu)化型線調(diào)整活塞與缸套的接觸面積及載荷，可明顯降低整個轉(zhuǎn)速域的摩擦損失。以5000rpm時為例，在倒拖工況時型線A對應(yīng)的摩擦損失比型線B小34%，在全負荷工況時型線A的收益增大到47%。

（5）在環(huán)組摩擦損失中油環(huán)及一環(huán)處所占比例相對較大，減小油環(huán)切向張力以及采用低環(huán)寬的一道壓縮環(huán)對降低環(huán)組摩擦損失有益，二者帶來的總收益大約為4%～8%。

總之，活塞及環(huán)組動力學(xué)分析可用于研究系統(tǒng)摩擦損失，為工程應(yīng)用中快速確定降低活塞環(huán)組摩擦功的可行性方案提供指導(dǎo)，并能同時預(yù)測出對其它相關(guān)性能的影響，有利于在降摩減油耗的同時確保其它相關(guān)性能的可靠性。

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Friction loss research of piston assemblybased ondynamic simulation

Liu Tao

( Pan Asia Technical Automotive Center Co., Ltd, Shanghai 201201 )

Friction loss of piston and ring group is one of the most important factors affecting engine mechanical efficiency. Through dynamic simulation, the effects of piston and ring system design parameters on friction loss are discussed, which can provide design guidance for reducing engine friction loss. The case results show that piston skirt profile optimization contributes the most (up to 47%) to the friction loss of piston and ring system under rated conditions. Adjusting cylinder clearance to the upper limit can bring 17% benefit, while the total benefit of adjusting ring tension and ring width is about 4%-8%.

Friction Loss; Piston; Piston Ring; Dynamic simulation

U464.231

A

1671-7988(2019)07-93-05

劉濤（1982-），男，碩士，工程師，從事動力驅(qū)動系統(tǒng)動力學(xué)仿真分析。

U464.231

A

1671-7988(2019)07-93-05

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.07.031