高壓共軌柴油機(jī)潤滑油消耗特性研究

楊海翔，雷基林，文 均，，溫志高，申立中

(1.昆明理工大學(xué) 交通工程學(xué)院，昆明 650500；2.成都銀河動(dòng)力有限公司，成都 610505)

0 概述

潤滑油消耗率即機(jī)油耗，是發(fā)動(dòng)機(jī)的一項(xiàng)關(guān)鍵性能指標(biāo)，影響著發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性和可靠性[1-5]。對(duì)于內(nèi)燃機(jī)來說，潤滑油經(jīng)多種途徑向上竄入氣缸內(nèi)與燃?xì)庖黄鹑紵菨櫥秃膿p的主要原因。而頂岸刮油、活塞環(huán)開口間隙竄油、缸套壁面蒸發(fā)及活塞頂環(huán)甩油作為4種主要的缸內(nèi)潤滑油消耗途徑，其潤滑油損失量總和約占耗損總量的90%以上[6-7]。研究表明，柴油機(jī)潤滑油消耗生成的顆粒物是影響顆粒物排放的重要因素，竄入缸內(nèi)燃燒的潤滑油造成了70%～90%的可溶性有機(jī)成分(soluble organic fractions，SOF)生成[8-10]。因此，開展柴油機(jī)潤滑油消耗特性研究以減少潤滑油消耗，對(duì)優(yōu)化發(fā)動(dòng)機(jī)排放具有重要意義。

近年來，國內(nèi)外學(xué)者針對(duì)內(nèi)燃機(jī)潤滑油消耗特性開展了眾多試驗(yàn)研究。文獻(xiàn)[1]中搭建了差壓式潤滑油消耗測(cè)量系統(tǒng)，試驗(yàn)獲得了某型柴油機(jī)各工況下的潤滑油消耗曲線。文獻(xiàn)[11]中搭建了激光誘導(dǎo)熒光可視化的試驗(yàn)平臺(tái)，對(duì)內(nèi)燃機(jī)缸內(nèi)潤滑油的流動(dòng)特性進(jìn)行了較為深入的研究。文獻(xiàn)[12]中研究了配缸間隙、環(huán)岸間隙和活塞銷偏移量等活塞組件關(guān)鍵參數(shù)對(duì)機(jī)油耗的影響。目前對(duì)于全工況下潤滑油消耗各主要途徑的仿真分析及采用硫示蹤法進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證的研究較少。為此采用硫元素示蹤法試驗(yàn)測(cè)試了某高壓共軌柴油機(jī)潤滑油消耗隨發(fā)動(dòng)機(jī)工況的變化規(guī)律[13-14]，以保證試驗(yàn)結(jié)果的準(zhǔn)確性。同時(shí)建立了活塞組件動(dòng)力學(xué)仿真分析模型，計(jì)算分析了經(jīng)活塞-環(huán)組-氣缸套摩擦副的缸內(nèi)潤滑油消耗特性，著重分析了潤滑油消耗4種主要途徑的規(guī)律，為行業(yè)相關(guān)測(cè)試分析提供了參考。

1 研究機(jī)型主要結(jié)構(gòu)和性能參數(shù)

研究對(duì)象為某型直列四沖程高壓共軌柴油機(jī)。部分參數(shù)如表1所示。

表1 柴油機(jī)基本參數(shù)表

2 潤滑油消耗的硫示蹤法試驗(yàn)測(cè)試與分析

2.1 試驗(yàn)測(cè)試及分析

硫元素示蹤法是利用進(jìn)入發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)的硫元素與排出的硫元素質(zhì)量守恒的原理，在發(fā)動(dòng)機(jī)上使用低硫的燃油和高硫的潤滑油，從而得出缸內(nèi)產(chǎn)生的SO2來自竄入燃燒室潤滑油的燃燒，通過測(cè)量排氣中的SO2含量反推缸內(nèi)燃燒消耗的潤滑油量。此種方式相較于傳統(tǒng)的稱重法可實(shí)現(xiàn)較準(zhǔn)確快速的潤滑油消耗量動(dòng)態(tài)測(cè)量[13]，也能提高后續(xù)建立的仿真模型驗(yàn)證的準(zhǔn)確性。

本次試驗(yàn)中使用的潤滑油為定制的長城潤滑油尊龍T-300(CF-4)，標(biāo)號(hào)為10W-30，含硫量為52.622 g/L；柴油含硫量為2.667×10-3g/L，其各項(xiàng)指標(biāo)滿足國五標(biāo)準(zhǔn)。上述各項(xiàng)成分及理化特性委托北京中元能源技術(shù)股份有限公司進(jìn)行測(cè)試。根據(jù)試驗(yàn)需求對(duì)試驗(yàn)室臺(tái)架及設(shè)備進(jìn)行搭建。本次試驗(yàn)所用設(shè)備如表2所示。具體設(shè)備結(jié)構(gòu)如圖1所示，其中，EGR(exhaust gas recirculation)表示廢氣再循環(huán)系統(tǒng)，VNT(variable nozzle turbine)表示可變噴嘴渦輪。

表2 試驗(yàn)設(shè)備

圖1 試驗(yàn)室臺(tái)架結(jié)構(gòu)

本試驗(yàn)中根據(jù)該發(fā)動(dòng)機(jī)性能特性，對(duì)要進(jìn)行排放測(cè)試的工況點(diǎn)進(jìn)行劃分，選取200 r/min為一個(gè)轉(zhuǎn)速跨度，著重于高負(fù)荷的潤滑油消耗測(cè)試，以100%、90%、80%、70%、60%、50%、25%及10%負(fù)荷作為工況點(diǎn)進(jìn)行測(cè)試。

2.2 潤滑油消耗測(cè)試及分析

通過硫元素示蹤法測(cè)得發(fā)動(dòng)機(jī)各工況下的潤滑油消耗率如圖2所示。

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)潤滑油消耗率隨轉(zhuǎn)速及負(fù)荷變化圖

通過圖2可以得出該柴油機(jī)的潤滑油消耗隨轉(zhuǎn)速和負(fù)荷的變化特性表現(xiàn)為：潤滑油消耗率隨轉(zhuǎn)速的升高而逐漸升高，且增加較為平穩(wěn)；隨著負(fù)荷增加，該柴油機(jī)潤滑油消耗率升高，但是在中負(fù)荷時(shí)消耗率輕微下降，在高負(fù)荷時(shí)潤滑油消耗率的增速明顯提升。潤滑油消耗率的峰值位于轉(zhuǎn)速3 000 r/min、負(fù)荷100%工況點(diǎn)，峰值為0.282 7 g/(kW·h)。

3 潤滑油消耗特性仿真分析

3.1 邊界條件獲取

為了在仿真分析中保證邊界條件的準(zhǔn)確性和合理性，分別開展了活塞溫度場(chǎng)試驗(yàn)和缸套溫度場(chǎng)試驗(yàn)，對(duì)溫度場(chǎng)有限元仿真計(jì)算結(jié)果進(jìn)行校正，經(jīng)過多次修正得到動(dòng)力學(xué)分析的溫度邊界條件。

3.1.1 活塞溫度場(chǎng)試驗(yàn)測(cè)試

采用硬度塞測(cè)溫法及熱電偶測(cè)溫法[6]對(duì)活塞-缸套組的溫度場(chǎng)進(jìn)行實(shí)測(cè)，根據(jù)測(cè)量結(jié)果，計(jì)算得到活塞頂面溫度分布圖與等溫線圖，如圖3所示?？梢姡夯钊斆鏈囟葓?chǎng)的分布情況變化較大，最高溫位于燃燒室喉口，為356 ℃，且活塞頂面燃燒室邊緣呈環(huán)狀高溫帶；而最低溫度位于ω型燃燒室底部，為302 ℃，且燃燒室底部溫度均處于較低水平，但燃燒室中央上凸點(diǎn)的溫度較底部溫度有所升高，為 328 ℃，活塞頂面平均溫度為307 ℃。

將測(cè)試得到的溫度場(chǎng)測(cè)點(diǎn)的溫度作為邊界條件，利用有限元軟件對(duì)活塞及缸套的溫度場(chǎng)進(jìn)行仿真計(jì)算。按照經(jīng)驗(yàn)公式設(shè)置活塞頂面、裙部、環(huán)槽、內(nèi)腔等區(qū)域的傳熱系數(shù)，進(jìn)行溫度場(chǎng)初步計(jì)算，再以實(shí)測(cè)值作為條件修正各區(qū)傳熱系數(shù)，經(jīng)過多次修正，得到較為準(zhǔn)確的溫度場(chǎng)分布結(jié)果。

3.1.2 缸套溫度場(chǎng)試驗(yàn)測(cè)試

采用熱電偶法進(jìn)行缸套溫度場(chǎng)的試驗(yàn)測(cè)試。通過在缸套周向4個(gè)方向不同高度開槽打孔，將熱電偶直接固定在缸套壁面，在發(fā)動(dòng)機(jī)外特性工況下，通過熱電偶測(cè)量缸套溫度場(chǎng)變化情況。

利用試驗(yàn)測(cè)得的邊界條件，通過發(fā)動(dòng)機(jī)一維模擬軟件對(duì)工作過程進(jìn)行一維仿真，計(jì)算了標(biāo)定工況缸內(nèi)壓力、缸內(nèi)燃?xì)鉁囟燃叭細(xì)鈧鳠嵯禂?shù)。再將這些邊界條件代入有限元軟件對(duì)缸套溫度場(chǎng)進(jìn)行仿真，結(jié)合熱電偶試驗(yàn)測(cè)量值對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行優(yōu)化，最終得到標(biāo)定工況下的缸套溫度場(chǎng)，如圖4所示。

圖4 缸套溫度分布

3.2 仿真模型的建立

在動(dòng)力學(xué)分析軟件中建立活塞組二階運(yùn)動(dòng)的仿真模型，受邊界條件限制，僅對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)外特性曲線進(jìn)行仿真計(jì)算。其中利用發(fā)動(dòng)機(jī)一維模擬軟件仿真得到不同工況下的缸內(nèi)溫度場(chǎng)狀況，計(jì)算出該條件下缸套的熱態(tài)型線。再利用有限元軟件計(jì)算出活塞剛度矩陣，將以上結(jié)果對(duì)應(yīng)不同轉(zhuǎn)速代入進(jìn)行計(jì)算，從而完善模型參數(shù)，其中，頂環(huán)間隙0.45 mm，二環(huán)間隙0.70 mm，油環(huán)間隙0.45 mm。最終建模情況如圖5所示。

圖5 活塞組動(dòng)力學(xué)模型

3.3 潤滑油消耗試驗(yàn)與仿真結(jié)果對(duì)比分析

通過以上模型進(jìn)行模擬仿真，得到該型發(fā)動(dòng)機(jī)外特性工況下的潤滑油消耗率結(jié)果。結(jié)合上文中對(duì)該型發(fā)動(dòng)機(jī)潤滑油消耗率的試驗(yàn)分析，將機(jī)油耗的仿真計(jì)算值與試驗(yàn)值進(jìn)行對(duì)比可得到圖6。

圖6 發(fā)動(dòng)機(jī)外特性潤滑油消耗率仿真值與試驗(yàn)值對(duì)比

可以看出，發(fā)動(dòng)機(jī)外特性潤滑油消耗的試驗(yàn)值與計(jì)算值總體趨勢(shì)基本相近，均呈現(xiàn)先平穩(wěn)上升，中等轉(zhuǎn)速下略微降低，高轉(zhuǎn)速下快速增加的趨勢(shì)。特別值得注意的是，竄氣等方式造成的潤滑油消耗并未在缸內(nèi)燃燒，因此不能通過硫元素示蹤法計(jì)算。即硫元素示蹤法測(cè)量的潤滑油消耗量較實(shí)際潤滑油消耗量及仿真值都是偏低的，因此測(cè)量值小于仿真值是正常的。

3.4 活塞潤滑油消耗仿真結(jié)果分析

本研究所計(jì)算的潤滑油消耗主要是指缸套壁面蒸發(fā)、活塞頂岸刮油、閉口間隙竄油、活塞頂環(huán)甩油4種途徑造成的潤滑油消耗[15-16]。將各途徑的消耗率拆開來分析，見圖7～圖10。

圖7 壁面蒸發(fā)導(dǎo)致的潤滑油消耗曲線

圖8 頂岸刮油導(dǎo)致的潤滑油消耗曲線

圖9 閉口間隙竄油導(dǎo)致的潤滑油消耗曲線

圖10 頂環(huán)甩油導(dǎo)致的潤滑油消耗曲線

從計(jì)算結(jié)果中可以看出，在4種主要潤滑油消耗途徑中，缸套壁面蒸發(fā)量占主要潤滑油消耗途徑總量的61.42%～70.56%；其次是頂環(huán)甩油，占比29.42%～38.42%；頂岸刮油這一途徑?jīng)]有產(chǎn)生潤滑油消耗,這主要是因?yàn)樵摍C(jī)型發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行時(shí)活塞處于懸浮狀態(tài)，通過該途徑消耗的潤滑油為0；而活塞環(huán)閉口間隙竄油導(dǎo)致的潤滑油消耗占總潤滑油消耗量的0.01%～0.18%，所占比例較小。

對(duì)比各潤滑油消耗途徑占比可以看出，在怠速(800 r/min)時(shí)，壁面蒸發(fā)及頂環(huán)甩油的潤滑油消耗都較低。分析認(rèn)為這是由于低轉(zhuǎn)速下，缸內(nèi)溫度較低，潤滑油通過缸套蒸發(fā)較少，且低轉(zhuǎn)速下潤滑油運(yùn)動(dòng)慣性小使得甩油量較少。在1 200～2 400 r/min中低轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，壁面蒸發(fā)的潤滑油消耗迅速增加，隨后各途徑消耗的潤滑油量均維持在一個(gè)較為穩(wěn)定的區(qū)間內(nèi)，壁面蒸發(fā)及頂環(huán)甩油的潤滑油消耗占比分別在65%及35%附近波動(dòng)。在2 600～3 000 r/min高轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)，頂環(huán)甩油造成的潤滑油消耗占比快速升高，這主要是由高轉(zhuǎn)速時(shí)堆積在活塞頂部的潤滑油在高速運(yùn)動(dòng)的慣性作用下大量被甩入燃燒室造成的。

4 結(jié)論

(1)隨著轉(zhuǎn)速和負(fù)荷的增加，該型柴油機(jī)的潤滑油消耗率呈現(xiàn)低負(fù)荷低轉(zhuǎn)速時(shí)快速升高，中負(fù)荷時(shí)略微降低，高負(fù)荷時(shí)快速升高的趨勢(shì)。

(2)該型柴油機(jī)外特性下缸內(nèi)潤滑油消耗的4種主要途徑中，壁面蒸發(fā)和活塞頂環(huán)甩油方式的潤滑油消耗所占比例較大，分別占比約61.42%～70.56%及29.42%～38.42%。

(3)該型柴油機(jī)外特性下在中低轉(zhuǎn)速時(shí)壁面蒸發(fā)的潤滑油消耗量先迅速增加，隨后趨于穩(wěn)定，隨著轉(zhuǎn)速的升高變化幅度較?。换钊τ蛯?dǎo)致的潤滑油消耗在中低轉(zhuǎn)速下較低，在高轉(zhuǎn)速下隨轉(zhuǎn)速提升快速增大。