某發(fā)動機(jī)活塞環(huán)組結(jié)構(gòu)對潤滑油消耗的影響分析

王 帆 李云濤 藍(lán) 軍 楊萬里 王瑞平，2

（1-寧波吉利羅佑發(fā)動機(jī)零部件有限公司 浙江 寧波 315336 2-浙江吉利動力總成有限公司）

引言

為滿足日益嚴(yán)格的排放法規(guī)和持續(xù)增長的低燃油耗需求，對發(fā)動機(jī)機(jī)油消耗水平要求越來越高，因此需對影響燃燒過程的所有機(jī)油耗相關(guān)組件進(jìn)行最優(yōu)設(shè)計(jì)。發(fā)動機(jī)的機(jī)油耗主要包括活塞-活塞環(huán)-缸套系統(tǒng)機(jī)油消耗，曲軸箱通風(fēng)系統(tǒng)消耗及氣門導(dǎo)桿處漏油，渦輪增壓器葉輪軸徑處等密封件漏油等。其中，活塞-活塞環(huán)-缸套系統(tǒng)機(jī)油消耗占總機(jī)油耗的80%以上[1]。

活塞-活塞環(huán)-缸套系統(tǒng)是內(nèi)燃機(jī)主要運(yùn)動組件之一，活塞與活塞環(huán)一起承擔(dān)著密閉氣缸，控制機(jī)油上竄，傳熱和傳遞缸內(nèi)燃燒壓力等功能?；钊h(huán)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和這些息息相關(guān)，尤其以密封和機(jī)油耗的控制最為突出[2]。對于增壓直噴機(jī)型而言，活塞環(huán)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)已經(jīng)相對成熟，但是在實(shí)際工程應(yīng)用中，和環(huán)結(jié)構(gòu)相關(guān)的機(jī)油耗問題仍需進(jìn)一步深入解決。

本文建立了某增壓直噴汽油發(fā)動機(jī)活塞環(huán)組動力學(xué)及機(jī)油消耗預(yù)測模型，研究分析了發(fā)動機(jī)活塞環(huán)組機(jī)油消耗特性。同時(shí)，對活塞環(huán)組主要設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行了趨勢性分析，并針對耐久后高轉(zhuǎn)速下機(jī)油耗高的問題進(jìn)行不同的方案對比，最終得到最優(yōu)方案，并通過試驗(yàn)驗(yàn)證解決了問題。

1 問題提出及分析思路

某增壓發(fā)動機(jī)在進(jìn)行整車10×104km 耐久試驗(yàn)時(shí)，活塞-缸套部分機(jī)油耗超標(biāo)較多，且主要集中在高轉(zhuǎn)速、高負(fù)荷區(qū)域（其它區(qū)域正常）。拆卸發(fā)動機(jī)進(jìn)行臺架試驗(yàn)，漏氣量約為30 L/min，屬正常范圍。

但同一狀態(tài)的發(fā)動機(jī)在臺架數(shù)據(jù)均正常，機(jī)燃比最大約為0.12%，小于0.15%的要求，漏氣量最大值不超過30L/min。如表1 所示，是同一狀態(tài)下不同發(fā)動機(jī)的臺架試驗(yàn)數(shù)據(jù)，均表現(xiàn)正常。

表1 同狀態(tài)下不同發(fā)動機(jī)臺架參數(shù)

在檢查整車數(shù)據(jù)后，確認(rèn)該問題為發(fā)動機(jī)機(jī)油耗異常。采集整車路譜，對路譜進(jìn)行分析，折算為臺架發(fā)動機(jī)驗(yàn)證工況。在驗(yàn)證過程中，發(fā)現(xiàn)新機(jī)油并不能驗(yàn)證出整車工況，但是采用運(yùn)行6 h 后的機(jī)油試驗(yàn)，可以復(fù)現(xiàn)整車機(jī)油耗高問題。同時(shí)，在對比新舊機(jī)油過程中，其它消耗機(jī)油的路徑一一排除，最終確認(rèn)了主要是活塞組件導(dǎo)致的機(jī)油耗過高。

在確認(rèn)活塞組件機(jī)油耗過高的同時(shí)，完成活塞環(huán)組模型搭建。利用機(jī)油耗預(yù)測模型對活塞環(huán)組的不同參數(shù)進(jìn)行敏感性分析，發(fā)現(xiàn)二環(huán)扭曲角為機(jī)油耗直接影響因素。針對扭曲角，進(jìn)行了不同的方案對比，最終增大二環(huán)環(huán)端面傾斜角的方案最佳，并對該方案進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，解決了問題。圖1 所示為該問題解決的整體思路框圖。

圖1 機(jī)油耗問題解決思路框圖

2 活塞系原理及分析模型建立

2.1 環(huán)組動力學(xué)的假設(shè)

活塞組件的機(jī)油消耗為發(fā)動機(jī)機(jī)油耗的主要部分，約為80%以上。根據(jù)其消耗特性的不同分為缸套表面蒸發(fā)，環(huán)組甩油，環(huán)開口間隙反向竄油及頂環(huán)刮油等4 種消耗[3-7]。其消耗的示意圖如圖2 所示。

圖2 環(huán)組機(jī)油消耗示意圖

2.1.1 缸套上的機(jī)油蒸發(fā)

由活塞往復(fù)運(yùn)動而引起的缸套與缸內(nèi)氣體所接觸的油膜面積隨著曲軸轉(zhuǎn)角變化。因此，單位曲軸轉(zhuǎn)角所蒸發(fā)的潤滑油體積表達(dá)如式（1）、（2）所示：

式中：Ae為油膜蒸發(fā)面積，Δt 為時(shí)間計(jì)算步長，ρ（oil）為機(jī)油密度。evap為油膜蒸發(fā)速率，Dc為擴(kuò)散系數(shù)，dc/dx 為機(jī)油徑向的濃度梯度。因此，通過缸套表面蒸發(fā)的機(jī)油主要與油膜蒸發(fā)面積和油膜特性有關(guān)。

2.1.2 頂環(huán)甩油

1.1 產(chǎn)品優(yōu)勢 煙臺市位于山東半島東部，毗鄰渤海，全年氣候穩(wěn)定、日光充足。作為我國大櫻桃的產(chǎn)地，福山獨(dú)特的山地礫質(zhì)土壤以及140年的櫻桃栽培歷史使大櫻桃有著得天獨(dú)厚的生長種植優(yōu)勢，素來被譽(yù)為“北方春果第一枝”。具有獨(dú)特的地理優(yōu)勢，當(dāng)?shù)乜梢陨a(chǎn)出質(zhì)量優(yōu)越的櫻桃。

頂環(huán)岸累計(jì)甩油表達(dá)式如式（3）、（4）、（5）所示：

2.1.3 環(huán)端開口間隙的反向竄油

當(dāng)燃燒室壓力小于頂環(huán)槽或二環(huán)岸的壓力時(shí)，機(jī)油通過頂環(huán)開口間隙被吸入燃燒室，引起機(jī)油上竄。頂環(huán)上、下容積腔的壓力差和開口間隙的變化是引起頂環(huán)竄油的主導(dǎo)因素。其表達(dá)式如式（6）所示：

式中：fflow-back為比例系數(shù)，a 為環(huán)端的面積，b 為頂環(huán)的工作面寬度，η 為機(jī)油的動力粘度，pg為燃燒室壓力，pc為頂環(huán)以上容積內(nèi)的壓力。

2.1.4 頂環(huán)岸刮油

當(dāng)活塞橫向運(yùn)動或角擺動過大時(shí)，由于活塞頭部邊緣與缸套間隙變小，從而引起頂岸邊緣刮油，導(dǎo)致機(jī)油消耗增加，其表達(dá)式如式（7）所示：

式中：Ascraped為頂環(huán)與機(jī)油接觸的面積，Δs 為環(huán)軸向運(yùn)動的距離。

2.2 邊界條件

環(huán)組運(yùn)動學(xué)模型主要的邊界條件有缸壓數(shù)據(jù)、活塞和缸套的輪廓型線、燃?xì)鉁囟葏?shù)和換熱系數(shù)等。缸壓數(shù)據(jù)為測試發(fā)動機(jī)200 循環(huán)的缸壓平均值，其中最大缸壓為9 MPa@3 000 r/min，如圖3 所示。

圖3 實(shí)測缸壓曲線

圖4 缸內(nèi)燃?xì)鉁囟惹€

圖5 活塞冷態(tài)型線及溫度

活塞的熱態(tài)型線由冷態(tài)型線和熱膨脹相疊加得到。如圖6a 所示，為按圖紙輸入的活塞冷態(tài)型線。而活塞的熱膨脹量則由溫度和熱膨脹系數(shù)相乘得到[8]。如圖6b 所示，為活塞推力側(cè)的溫度值，由試驗(yàn)測試和經(jīng)驗(yàn)值調(diào)整得出。

燃?xì)鉁囟燃皳Q熱系數(shù)是通過仿真得到，從1 000 r/min 開始每隔500 r/min 提取一次，如圖4 和圖7 所示。這些參數(shù)主要影響機(jī)油蒸發(fā)的情況[9]。

2.3 動力學(xué)模型

活塞環(huán)組動力學(xué)模型包括活塞、活塞環(huán)、氣缸、活塞銷及連桿模型。其中，活塞采用非線性彈性體單元，活塞環(huán)、連桿、活塞銷及曲軸采用剛性單元。活塞環(huán)、氣孔間采用油膜潤滑的接觸模型，機(jī)油采用5W-30。曲軸連桿活塞銷間采用鉸鏈接。活塞剛度矩陣由有限元計(jì)算得到非線性剛度矩陣。利用AVL Excite Piston&Rings 建立動力學(xué)模型，活塞和活塞環(huán)組件的機(jī)油耗模型如圖8a 所示。

圖6 缸套熱態(tài)型線及溫度

圖7 缸內(nèi)燃?xì)鈸Q熱系數(shù)

由于試驗(yàn)中的機(jī)油耗主要集中在高轉(zhuǎn)速高、負(fù)荷區(qū)域，故仿真模擬的工況主要為6 000 r/min 全負(fù)荷工況。如圖8b 所示是活塞環(huán)、活塞環(huán)岸及活塞環(huán)槽的相對位置簡圖。

圖8 活塞環(huán)組模型及裝配后相對位置簡圖

3 影響因素分析

根據(jù)6 000 r/min WOT 工況的計(jì)算結(jié)果，發(fā)現(xiàn)活塞運(yùn)動的偏擺角度最大約0.4°。同時(shí)，二環(huán)扭轉(zhuǎn)角變化過快，形成上翻和下翻變換，容易造成泵油效果。具體結(jié)果如圖9 所示。

圖9 環(huán)的偏擺角度及扭轉(zhuǎn)角度

根據(jù)以上情況，可知二環(huán)預(yù)扭角是可能影響因素。對增加預(yù)扭角前后進(jìn)行對比計(jì)算分析，可發(fā)現(xiàn)活塞環(huán)岸甩油的消耗增大約為3 倍，如圖10 所示，故可確認(rèn)二環(huán)預(yù)扭角為機(jī)油耗過高的主要影響因素。

同時(shí)，由于確認(rèn)是二環(huán)因素影響機(jī)油耗，所以增加二環(huán)張力的影響計(jì)算，隨著張力的增大，環(huán)岸甩油部分降低到8.43 L/min，如圖11 所示。但實(shí)際試驗(yàn)中機(jī)油耗的相差達(dá)幾倍之多，與之不符，故其不是主要影響因素。

圖10 增加預(yù)扭角前后環(huán)岸甩油對比

圖11 不同二環(huán)預(yù)緊力下環(huán)岸甩油對比

在確定了二環(huán)的預(yù)扭角的同時(shí)，提出了6 種方案，如表2 所示。根據(jù)方案的變更點(diǎn)可以發(fā)現(xiàn)，主要更改的是活塞二環(huán)，改變環(huán)面形狀以更改二環(huán)的扭曲角，同時(shí)，也相應(yīng)更改二環(huán)的張力及間隙。

針對這6 種不同的方案進(jìn)行機(jī)油耗對比計(jì)算分析，活塞環(huán)岸處甩油結(jié)果（單缸的甩油結(jié)果）如圖12所示。從中可知，方案5 和方案4 機(jī)油耗降為最低，為合適的方案，建議優(yōu)先進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。這兩個(gè)方案的主要更改點(diǎn)是環(huán)截面調(diào)整，更改二環(huán)的預(yù)扭角。

針對不同的方案進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，如表3 所示為機(jī)油耗專項(xiàng)試驗(yàn)的驗(yàn)證結(jié)果，驗(yàn)證結(jié)果顯示方案4和方案5 為最佳方案，機(jī)燃比下降到0.15%以下，滿足要求，解決了問題。同時(shí)，對比仿真和試驗(yàn)的結(jié)果，兩者趨勢基本一致，數(shù)值相差在可接受的范圍內(nèi)（除方案3 外）。

表2 發(fā)動機(jī)降機(jī)油耗方案

圖12 活塞環(huán)不同方案環(huán)岸甩油對比

表3 同狀態(tài)下不同發(fā)動機(jī)臺架參數(shù)

4 結(jié)論

1）通過EXCITE 的環(huán)組動力學(xué)計(jì)算，找到了機(jī)油耗高的主要原因，發(fā)現(xiàn)了活塞二環(huán)的刮油能力對機(jī)油耗的影響很大，指出了更改二環(huán)預(yù)扭角的方向。

2）利用動力學(xué)的計(jì)算分析，對比了不同更改方案的機(jī)油耗，確定了更改二環(huán)端面傾斜角為最優(yōu)方案。排出先后順序，減少試驗(yàn)次數(shù)，同時(shí)縮短了問題解決的時(shí)間。

3）仿真的機(jī)油耗很好吻合了試驗(yàn)機(jī)油耗的趨勢。同時(shí)，兩者的數(shù)值相差在可接受的范圍內(nèi)。為后續(xù)的機(jī)油耗工程問題提供了示例。但在實(shí)際的問題中，由于機(jī)油耗實(shí)驗(yàn)影響因素極多，同時(shí)計(jì)算模型基于很多假設(shè)，理論模型仍不能完全模擬真實(shí)情況，實(shí)際計(jì)算仍有許多需要提升之處。