基于氣缸套-活塞環(huán)磨損的內(nèi)燃機性能衰退研究

王世年,崔毅,徐兆輝,高禮寧,李亞芬,侯新榮

(1.上海交通大學(xué)機械與動力工程學(xué)院,上海 200240;2.上海交通大學(xué)動力機械與工程教育部重點實驗室,上海 200240;3.中國北方發(fā)動機研究所(天津),天津 300406)

柴油機相對于汽油機來說,具有功率大、動力性能好且油耗低等優(yōu)點,廣泛應(yīng)用于重型卡車、船舶以及發(fā)電機組等。但柴油機在長時間大負(fù)荷運行過程中,由于機械負(fù)荷、熱負(fù)荷等原因,氣缸套-活塞組、氣門組等部件會出現(xiàn)較為嚴(yán)重的磨損,造成柴油機氣缸密封性下降。發(fā)動機漏氣會帶來一系列不良后果,如功率下降、油耗增加、機油變質(zhì)等,嚴(yán)重時甚至導(dǎo)致活塞膨脹卡死[1],且漏氣會導(dǎo)致排放增加,污染大氣環(huán)境。研究表明,通過氣缸套-活塞環(huán)組進(jìn)入曲軸箱的漏氣量約占?xì)飧卓偮饬康?5%以上[2],因此有必要對該漏氣方式進(jìn)行研究?；钊h(huán)按照用途分為氣環(huán)和油環(huán)兩種,氣環(huán)的作用是與活塞一起密封氣缸,防止燃?xì)庀蛳赂Z入曲軸箱,同時由于環(huán)與缸壁緊密接觸,還可起到傳熱的作用。油環(huán)的主要功能是刮油以及布油,并起到輔助密封的作用。

氣缸套-活塞環(huán)的漏氣通道主要包含以下三部分:

1) 活塞環(huán)外圓面和氣缸套之間的間隙。氣環(huán)隨著活塞一起裝入氣缸后,環(huán)受到壓縮,靠自身的彈力緊貼壁面。正常情況下,通過該間隙的泄漏量很小,可忽略不計。

2) 活塞環(huán)側(cè)隙以及背隙。由于氣缸內(nèi)的氣體無法通過活塞環(huán)和氣缸套的貼合面,便竄入側(cè)隙和背隙。氣環(huán)沿氣缸軸向上受氣體作用力、摩擦力以及慣性力的作用在環(huán)槽內(nèi)上下運動時,側(cè)隙以及背隙內(nèi)的氣體便可泄漏至曲軸箱。

3) 活塞環(huán)開口間隙。為了防止活塞環(huán)因過熱發(fā)生膨脹卡死,開口間隙必不可少。但在實際過程中,開口間隙被分成了兩部分,一部分由于和環(huán)槽接觸被遮擋住,并不能發(fā)生氣體泄漏,另一部分才是氣體泄漏的主要途徑之一。

目前,國內(nèi)外多采用數(shù)值仿真作為研究活塞環(huán)密封性的主要手段。Liu等[3]對某直列6缸柴油機活塞環(huán)組漏氣現(xiàn)象進(jìn)行了分析,通過Matlab建立了燃?xì)庑孤┯嬎隳Ｐ?并利用龍格-庫塔法進(jìn)行求解。Lyubarskyy等[4]建立了活塞組件的2維CFD模型,以此分析環(huán)間壓力以及通過活塞環(huán)開口間隙的質(zhì)量流量,同時該模型還可用于研究各種活塞環(huán)組設(shè)計參數(shù)對環(huán)摩擦以及潤滑油流動的影響。Hernández-Comas等[5]研究了活塞環(huán)的間隙、質(zhì)量以及扭轉(zhuǎn)角度等參數(shù)對燃燒室密封性的影響,提出了一種考慮單缸柴油機幾何特性、動態(tài)特性和工作特性的數(shù)學(xué)模型。Kang等[6]在實際發(fā)動機的基礎(chǔ)上,利用線性回歸分析得到了阻力矩與壓縮壓力之間的關(guān)系式,為缸內(nèi)密封性檢測提供了一種真實有效的新方法和新手段。Cristina等[7]以渦輪增壓柴油機為例,利用環(huán)的運動方程以及環(huán)間氣室的氣體方程進(jìn)行建模,在Ricardo RINGPAK求解器中進(jìn)行求解。楊婕[8]建立了氣缸套-活塞環(huán)間氣體流動模型,研究了不同氣室數(shù)量對漏氣的影響。李秀春等[9]建立了氣缸套-活塞環(huán)的彈流動壓潤滑模型,分析了活塞環(huán)表面形貌對缸內(nèi)漏氣以及摩擦功率的影響。喬文元等[10]由ANSYS得到了熱變形下的氣缸套和活塞的輪廓曲線,通過AVL Glide分析得到了漏氣量隨活塞環(huán)組結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化關(guān)系。程鈞等[11]建立了氣缸套-活塞環(huán)組的混合潤滑模型,分析了氣缸套、活塞環(huán)變形對漏氣面積以及環(huán)間壓力的影響。閆芳碩等[12]建立了活塞環(huán)組動力學(xué)模型,研究了運行過程中活塞環(huán)型線對漏氣量、摩擦功率以及潤滑油消耗的影響。翟振東等[13]利用簡化的單環(huán)漏氣模型,建立了等效漏氣面積的監(jiān)測模型,并通過試驗驗證了監(jiān)測模型的穩(wěn)定性。楊邵卿等[14]在GT-Power中搭建了漏氣條件下的單缸機工作過程仿真模型,分析了漏氣對柴油機性能的影響,并通過試驗進(jìn)行了驗證。曹志義等[15]利用AMESim建立了單缸柴油機活塞漏氣模型,分析了不同轉(zhuǎn)速下的活塞漏氣以及缸壓的變化,并通過倒拖試驗驗證了模型的準(zhǔn)確性。

在內(nèi)燃機運行過程中,結(jié)構(gòu)退化會引起熱力過程的變化進(jìn)而導(dǎo)致性能退化,反過來,熱力學(xué)過程也會影響結(jié)構(gòu)變化。氣缸套-活塞環(huán)發(fā)生磨損時,缸內(nèi)竄氣量會增加,導(dǎo)致機油變質(zhì),潤滑變差,從而加劇磨損。Meng等[16]通過結(jié)合顆粒效應(yīng)和相關(guān)方程對漏氣方程進(jìn)行了改進(jìn),研究了活塞環(huán)組氣流通道中顆粒對環(huán)摩擦學(xué)性能的影響,利用龍格-庫塔法和快速傅里葉變換研究了顆粒對環(huán)漏氣以及環(huán)間氣體壓力等的影響。孟祥慧等[17]研究了氣缸套-活塞組件磨損導(dǎo)致的漏氣間隙變化,分析發(fā)現(xiàn),發(fā)動機的磨損等結(jié)構(gòu)退化現(xiàn)象使發(fā)動機的性能大幅度下降。

目前,多數(shù)學(xué)者在分析發(fā)動機漏氣的情況下,均作了以下兩個假設(shè)[18-19]:1)忽略氣體泄漏對燃燒室壓力以及溫度的影響;2)氣室中的氣體在變化過程中是等溫的。由于該假設(shè)與實際情況不符,計算結(jié)果會存在一定的誤差。本研究利用C語言編寫了柴油機性能計算程序,設(shè)計并搭建了柴油機性能試驗臺架,對模型的準(zhǔn)確性進(jìn)行了驗證。在性能模型的基礎(chǔ)上建立了基于曲軸轉(zhuǎn)角的瞬時漏氣模型,考慮了氣缸套-活塞環(huán)磨損導(dǎo)致的嚴(yán)重漏氣對柴油機性能參數(shù)的影響,最后通過建立氣缸套-活塞環(huán)磨損模型,對柴油機的大修期進(jìn)行了預(yù)測。

1 計算模型及驗證

1.1 性能模型及驗證

1.1.1 性能建模相關(guān)理論

此次研究對象為某型4缸柴油機,其相關(guān)參數(shù)如表1所示。

表1 柴油機參數(shù)

為了簡化計算,將廢氣渦輪增壓柴油機劃分成氣缸、廢氣渦輪增壓器、空氣中間冷卻器以及進(jìn)排氣管5個子系統(tǒng)。忽略工質(zhì)在封閉過程中的氣體泄漏;采用雙Vibe曲線模擬實際的放熱率;在穩(wěn)定工況時,渦輪增壓器須滿足渦輪與壓氣機的功率平衡、轉(zhuǎn)速相等以及流量平衡;引入中冷器冷卻系數(shù)計算中冷后溫度;采用容積法對進(jìn)排氣管進(jìn)行建模。整個柴油機工作過程計算流程如圖1所示。

圖1 柴油機工作過程計算流程

為了方便計算,從壓縮始點開始(上止點后26°),采用預(yù)報校正法求解常微分方程組,并將整個工作過程分為六個階段:壓縮過程、燃燒過程、膨脹過程、純排氣過程、掃氣過程、純進(jìn)氣過程。在不同階段取不同的步長:掃氣階段Δφ=0.25°;燃燒階段Δφ=0.50°;其他階段Δφ=1°。

1.1.2 柴油機性能試驗

為了驗證性能模型的準(zhǔn)確性,設(shè)計并搭建了柴油機性能試驗臺架(如圖2所示)。試驗臺架主要由發(fā)動機、測功器、倒拖電機、水溫控制系統(tǒng)、油溫控制系統(tǒng)、油耗儀、數(shù)據(jù)采集箱、測控系統(tǒng)等組成。

圖2 柴油機性能試驗臺架

仿真數(shù)據(jù)與試驗數(shù)據(jù)對比如圖3至圖5所示,其中增壓壓力、渦輪后排氣溫度和有效燃油消耗率的最大誤差均不超過6%,由此可知所建立的性能仿真模型具有較高的準(zhǔn)確度。

圖4 渦輪后排氣溫度對比

圖5 有效燃油消耗率對比

1.2 氣缸漏氣模型

1.2.1 漏氣模型

在上一節(jié)提到,分析氣缸子系統(tǒng)的工作過程時,假設(shè)氣缸在封閉過程中無泄漏,而實際過程中,由于活塞環(huán)在槽內(nèi)的上下竄動以及開口間隙的存在,漏氣不可避免,因此有必要研究漏氣對柴油機性能的影響。

由于實際的漏氣過程比較復(fù)雜,故對漏氣過程作以下假設(shè):

1) 活塞環(huán)的開口間隙是氣體泄漏的唯一通道,其他漏氣通道折算成當(dāng)量的開口間隙,將總的泄漏面積看作開口間隙處面積的2倍[20];

2) 油環(huán)不具有密封作用,因此兩道氣環(huán)一道油環(huán)系統(tǒng)可以簡化成雙環(huán)密封系統(tǒng),如圖6所示;

圖6 雙環(huán)密封系統(tǒng)示意

3) 氣體經(jīng)過小孔的流動是絕熱的,通過小孔的流量可以用一維流動公式計算;

4) 曲軸箱壓力等于大氣壓力。

考慮漏氣的影響時,只需在上述性能模型上增加一個活塞環(huán)環(huán)間氣室子系統(tǒng),由三維模型測量計算得到其漏氣參數(shù)(如表2所示)。將氣室作為一個容積,分析其質(zhì)量m、壓力p、溫度T的變化。

表2 漏氣參數(shù)

(1)

(2)

鄧志明等[21]研究表明,在漏氣分析中,氣室溫度變化對活塞漏氣量影響較大。因此,本研究中考慮了活塞環(huán)間氣體和氣缸壁以及活塞之間的換熱。根據(jù)瞬時平均傳熱系數(shù)和壁面的平均溫度,可以計算出缸內(nèi)工質(zhì)對氣缸周壁的散熱率:

(3)

式中:n為曲軸轉(zhuǎn)速;αg為瞬時平均傳熱系數(shù);Ai為傳熱面積;T為活塞環(huán)間容積內(nèi)工質(zhì)的瞬時溫度;Twi為傳熱壁面的平均溫度;i=1,2,分別表示氣缸壁和活塞。

工程應(yīng)用中,傳熱系數(shù)αg計算多采用Woschni[22]在1965年提出的經(jīng)驗公式:

(4)

氣室中的基本熱力學(xué)方程如下:

1) 質(zhì)量守恒方程

(5)

2) 能量守恒方程

(6)

式中:h1為從氣缸流入氣室的工質(zhì)所攜帶的焓值;h為氣室內(nèi)工質(zhì)的焓值。

1.2.2 考慮氣缸套-活塞環(huán)磨損的漏氣

在氣缸套-活塞環(huán)磨損的情況下,氣缸漏氣量會增加,因此有必要研究氣缸套-活塞環(huán)磨損對柴油機性能的影響。

前面提到,將所有漏氣通道簡化為活塞環(huán)開口間隙,因此,當(dāng)考慮氣缸套-活塞環(huán)磨損對漏氣的影響時,需研究磨損對開口間隙的影響,即計算考慮磨損下的當(dāng)量泄漏面積。為簡便計算,作以下假設(shè):

1) 活塞環(huán)由于自身彈力以及背隙內(nèi)氣體力的作用,與氣缸套緊密接觸,且環(huán)在工作時呈現(xiàn)圓形;

2) 氣缸套和活塞環(huán)的徑向磨損是均勻的。

下面分析氣缸套-活塞環(huán)磨損對開口間隙的影響,由于開口間隙很小,泄漏處流通截面可看作矩形,如圖7所示。

圖7 磨損前后開口間隙的變化示意

磨損前開口間隙處泄漏面積為

(7)

式中:D為氣缸套直徑;DR為活塞環(huán)壓緊(無開口間隙)時外圓面直徑;DP為活塞外圓直徑。

氣缸套-活塞環(huán)磨損后開口間隙處泄漏面積為

(8)

式中:WC和WR分別為氣缸套和活塞環(huán)徑向磨損量。

一般地,在活塞位于上止點處,第一道環(huán)所對應(yīng)位置的氣缸套磨損量最大[23],取氣缸套最大磨損量為100 μm、200 μm、300 μm、400 μm進(jìn)行計算,其磨損量隨氣缸套軸向距離的分布如圖8所示。由于活塞環(huán)外表面磨損與氣缸套磨損處于同一數(shù)量級[24],且第二道環(huán)磨損量約為第一道環(huán)的50%[25],故取如表3所示的4組活塞環(huán)徑向磨損量進(jìn)行計算。

圖8 氣缸套磨損分布

表3 4組不同的活塞環(huán)磨損量

1.3 磨損模型及驗證

1.3.1 氣缸套-活塞環(huán)磨損模型

在上述模型的基礎(chǔ)上,對本研究中柴油機的缸套-活塞環(huán)進(jìn)行了磨損數(shù)值計算,并設(shè)計了可靠性耐久試驗對仿真結(jié)果進(jìn)行驗證。以氣缸套的平均磨損作為大修標(biāo)準(zhǔn),對柴油機大修期進(jìn)行了預(yù)測。

1953年,J. F. Archard[26]提出了著名的Archard磨損模型,其表達(dá)式如下:

(9)

式中:V為磨損體積;F為載荷(正壓力);H為磨損表面的硬度;S為滑動距離。

在分析中,假定氣缸套在同一截面上的徑向磨損深度相同,并采用平均磨損深度來衡量氣缸套的磨損程度。

1.3.2 可靠性耐久試驗

為驗證仿真數(shù)據(jù)的可靠性,在柴油機性能試驗臺架上進(jìn)行了325 h可靠性耐久試驗。試驗結(jié)束后將柴油機進(jìn)行拆解,并對氣缸套直徑進(jìn)行了測量。由于活塞環(huán)在拆卸過程中容易變形,其磨損量不易測量,故本次試驗只測量了氣缸套的磨損情況。主要測量設(shè)備為三坐標(biāo)測量儀(ZEISS PRISMO ULTRA)。

在可靠性試驗前后分別在推力面(X)和垂直于推力面(Y)兩個方向,沿氣缸軸線方向上、中、下3個位置進(jìn)行了測量,測量位置如圖9所示。試驗后缸徑減去試驗前缸徑,可得對應(yīng)點的磨損情況(見表4)。

圖9 氣缸套直徑測量位置

表4 氣缸套徑向磨損深度 mm

由圖10可知,不同氣缸套由于工作環(huán)境不同,平均磨損深度會有一定的差異。由于冷卻水是從第一缸氣缸套外側(cè)的水道流入,第一缸的冷卻強度要大于其他缸,在冷起動條件下,第一缸升溫更慢,油膜不易建立,因此磨損也大于其他缸。由式(9)可知:

圖10 氣缸套平均磨損深度對比

(10)

2 結(jié)果分析

2.1 漏氣結(jié)果分析

利用性能模型和漏氣模型對氣缸以及環(huán)間氣室內(nèi)的參數(shù)進(jìn)行了計算分析。圖11示出氣缸和環(huán)間氣室內(nèi)壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化情況。

圖11 氣缸與環(huán)間氣室內(nèi)壓力

從圖11中可以看出,缸內(nèi)最高燃燒壓力出現(xiàn)在壓縮上止點附近,而氣室內(nèi)的最大壓力出現(xiàn)在壓縮上止點后45° 附近,這是由于開口間隙對氣體的節(jié)流作用導(dǎo)致氣室內(nèi)的壓力波峰相對滯后,且峰值相對較低,僅為缸內(nèi)最大燃燒壓力的17.15%。

由圖11知,在壓縮上止點后86°到進(jìn)氣上止點后173°之間,氣室壓力大于缸內(nèi)壓力,由一維流動公式可知,此時氣體發(fā)生倒流,即從氣室流入氣缸,流量為負(fù)值,如圖12所示。因假設(shè)曲軸箱內(nèi)壓力恒為標(biāo)準(zhǔn)大氣壓,氣室內(nèi)壓力始終大于曲軸箱內(nèi)壓力,通過第二環(huán)的瞬時流量恒為正。由于假設(shè)油環(huán)不具備密封作用,第二道環(huán)與曲軸箱直接相通,因此由氣室通過第二道氣環(huán)泄漏的流量為發(fā)動機最終的漏氣量。對比圖11和圖12可知,氣室內(nèi)壓力越高,瞬時泄漏量越大,最大泄漏量出現(xiàn)在氣室峰值壓力附近,且瞬時泄漏量曲線與氣室內(nèi)壓力曲線形狀類似。

圖12 單缸瞬時泄漏量

由圖13和圖14知,單缸一個循環(huán)內(nèi)的累計泄漏量為1.6×10-5kg,且累計泄漏量隨第二道氣環(huán)的泄漏面積增加呈現(xiàn)線性增加。由計算知,未考慮漏氣前,有效功率為138.19 kW,考慮漏氣后,有效功率為137.04 kW,下降0.83%,同時有效燃油消耗率增加0.81%。

圖13 泄漏量隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化

圖14 累計泄漏量隨泄漏面積的變化

2.2 磨損影響下的性能衰退規(guī)律

在不同程度的氣缸套-活塞環(huán)磨損情況下,對柴油機的氣缸漏氣進(jìn)行了研究。單缸循環(huán)累計泄漏量隨磨損的變化關(guān)系如圖15所示。

圖15 單缸循環(huán)累計泄漏量隨磨損的變化

由式(8)知,氣缸套磨損一定時,泄漏面積是活塞環(huán)磨損量的線性函數(shù)。上節(jié)提到,泄漏量隨第二環(huán)泄漏面積增加而線性增加,因此,在氣缸套最大磨損量一定時,隨著活塞環(huán)磨損量的增加,單缸累計泄漏量呈現(xiàn)線性增加。氣體泄漏時,不僅帶走的質(zhì)量和能量對柴油機性能有影響,同時,漏氣還會導(dǎo)致發(fā)動機壓縮壓力下降,造成滯燃期增加。從圖16可知,若忽略漏氣對燃燒過程的影響,隨著累計泄漏量的增加,發(fā)動機的有效功率呈現(xiàn)線性下降。綜合上述分析可知,氣缸套磨損量分布一定時,隨著活塞環(huán)磨損量的增大,有效功率呈現(xiàn)線性衰退,如圖17所示。在氣缸套最大磨損400 μm,頂環(huán)磨損200 μm時,功率衰退7.52%。其他性能參數(shù)隨磨損的變化具有類似的趨勢:有效燃油消耗率隨磨損量的增加而增加,如圖18所示;增壓壓力隨磨損量的增加而降低,如圖19所示;排氣溫度隨磨損量的增加而增加,如圖20所示。

圖16 功率衰退隨累計泄漏量的變化

圖17 功率衰退和磨損的關(guān)系

圖18 有效燃油消耗率隨磨損的變化

圖19 增壓壓力隨磨損的變化

圖20 排氣溫度隨磨損的變化

2.3 大修期預(yù)測

大修期是指對柴油機進(jìn)行兩次全面檢修之間的運行間隔時間,通常由氣缸套的磨損來確定[27]。將有效燃油消耗率增加5%作為柴油機大修的標(biāo)準(zhǔn)時,從上面的分析可知,在氣缸套最大磨損300 μm,第一環(huán)磨損150 μm時,燃油消耗率增加5.11%,已經(jīng)需要對該柴油機進(jìn)行大修,此時,氣缸套的平均磨損量為150 μm。由氣缸套-活塞環(huán)磨損預(yù)測模型可計算出該柴油機在標(biāo)定工況下運行12 360 h后,其氣缸套平均磨損量可達(dá)150 μm,即該柴油機在標(biāo)定工況下的大修期約為12 360 h。

3 結(jié)論

a) 不考慮氣缸套-活塞環(huán)磨損的影響,氣室內(nèi)的峰值壓力約為氣缸最高燃燒壓力的17.15%,且由于開口間隙的節(jié)流作用,氣室內(nèi)壓力波峰位置相對滯后,為壓縮上止點后45°左右;

b) 有效功率隨著氣缸套-活塞環(huán)磨損量的增加而降低,有效燃油消耗率隨著氣缸套-活塞環(huán)磨損量的增加而增加,在氣缸套最大磨損400 μm,第一環(huán)磨損200 μm時,功率衰退7.52%,在標(biāo)定工況下,有效燃油消耗率增加7.73%;

c) 不考慮磨損導(dǎo)致的氣體壓力下降對缸壁側(cè)壓力的影響時,所研究柴油機在標(biāo)定工況下的大修期約為12 360 h。