柴油機關鍵摩擦副的摩擦潤滑性能研究.pdf

1、缸套-活塞環(huán)摩擦副與主軸承是柴油機的關鍵摩擦副，其摩擦潤滑性能對整機性能有很大影響。本文通過理論分析、數(shù)值計算與試驗技術相結合的方法，研究了柴油機缸套一活塞環(huán)摩擦副與主軸承兩大關鍵摩擦副的摩擦潤滑性能，主要研究工作有：
　　 根據(jù)氣體流量方程與質(zhì)量守恒定律建立了活塞環(huán)的漏氣計算模型，就所分析的某直列六缸柴油機進行了漏氣分析，為潤滑分析提供載荷條件與邊界條件；然后基于平均雷諾方程，建立了缸套一活塞環(huán)摩擦副潤滑磨損性能分析的計算模型

2、，所建立的模型綜合考慮了粗糙度對潤滑性能的影響，考慮了潤滑油的變密度和變粘度效應；推導了平均雷諾方程的差分離散格式，給出了求解平均雷諾方程的方法；并就所分析的柴油機進行了潤滑磨損分析，分析結果表明：該柴油機的缸套-活塞環(huán)摩擦副在壓縮上止點附近的一段曲軸轉(zhuǎn)角時間內(nèi)，膜厚比小于4，處于混合潤滑狀態(tài)，其余曲軸轉(zhuǎn)角時間內(nèi)膜厚比大于4，處于流體動力潤滑狀態(tài)；最大油膜壓力出現(xiàn)在壓縮上止點附近，為燃燒室內(nèi)最高壓力的兩倍多；最大摩擦力同樣出現(xiàn)在壓縮上止

3、點附近，主要是由于油膜厚度較小，摩擦副兩表面產(chǎn)生固體接觸而導致，其余時刻內(nèi)摩擦力數(shù)值較小。最大摩擦功耗出現(xiàn)在壓縮上止點附近。缸套的粘著磨損深度最大值位于第一道環(huán)上止點處。
　　 根據(jù)所建立的缸套一活塞環(huán)潤滑計算模型，考查了缸套-活塞環(huán)摩擦副潤滑性能的影響因素--潤滑油粘度、潤滑油溫度、摩擦副表面粗糙度、活塞環(huán)結構參數(shù)等；并且考慮潤滑油的非牛頓效應，以冪律流體為例，建立了適用于缸套一活塞環(huán)潤滑計算的潤滑模型，給出了平均雷諾方程的差

4、分格式，進行了求解。缸套-活塞環(huán)潤滑計算結果表明：減小缸套一活塞環(huán)摩擦副的表面粗糙度，最小膜厚比呈增加趨勢，處于混合潤滑區(qū)域的幾率減小，潤滑狀況得以改善；最大摩擦力和最大摩擦功耗都有所降低。潤滑油粘度增大，可以改善上下止點處的潤滑狀況，但其余曲軸轉(zhuǎn)角時刻的摩擦力卻增加；隨潤滑油溫度的降低，摩擦副的潤滑形式處于混合潤滑與邊界潤滑的幾率減小，干摩擦幾率減小；最大摩擦力有所降低，但全膜潤滑時摩擦力增大；從整個循環(huán)工況的總體而言，除去膜厚比較小

5、的時刻，其余時刻隨潤滑油溫度的降低，摩擦功耗增大；所以從潤滑性能角度而言，潤滑油要保持一定溫度，不能過高或過低。隨活塞環(huán)桶面高度降低，活塞環(huán)側面輪廓曲線平緩，有利于擠壓效應的形成，最小油膜厚度在上下止點位置處有所增加，其余曲軸轉(zhuǎn)角時刻由于動壓效應的減弱，最小油膜厚度有所降低；在上下止點位置附近，摩擦力降低，其余曲軸轉(zhuǎn)角時刻內(nèi)，摩擦力增大；表明降低活塞環(huán)桶面高度可以改善上下止點位置處的潤滑性能，但卻減弱其他曲軸轉(zhuǎn)角時刻的動壓效應，因而要合

6、理選取活塞環(huán)桶面高度值，使之發(fā)揮最好效應?；钊h(huán)環(huán)高增加，增大了摩擦副的接觸面積，使單位面積承載力降低，增加了膜厚，改善了潤滑性能，但同時因為接觸面積加大，流體阻力有可能增大而導致摩擦力與摩擦功耗增大，所以應綜合考慮，選取合適環(huán)高；忽略粘度隨壓力的變化，最小油膜厚度的計算結果比不忽略粘度變化時小，最大摩擦力與最大摩擦功耗比不忽略粘度變化時高。當考慮潤滑油的非牛頓效應時，冪律指數(shù)不同，油膜壓力分布形狀保持一致，最大油膜壓力出現(xiàn)的位置一致，

7、變化趨勢一致。但油膜壓力的數(shù)值隨冪律指數(shù)的增大而增大，即，冪律指數(shù)越大，油膜承載能力越強。對于冪律指數(shù)為0.9的潤滑油而言，改變活塞環(huán)環(huán)高與摩擦副表面粗糙度，對膜厚比與油膜壓力的影響與潤滑油為牛頓流體時影響基本一致。
　　 試驗分析是缸套一活塞環(huán)摩擦磨損特性研究的重要方面，對于模擬試驗來說，重點和難點是如何準確模擬真實情況。傳統(tǒng)的磨損試驗一般采用摩擦副零件材料的部分切片作為試樣進行研究，并且模擬條件也與柴油機真實工作環(huán)境有一定差

8、距，本文從摩擦學系統(tǒng)分析的角度出發(fā)，模擬試驗中采用更為精準的模擬準則，選用真實的完整缸套一活塞環(huán)進行配對，模擬條件中加入溫度條件，以及真實工況中存在的酸性環(huán)境等，在專用缸套一活塞環(huán)往復摩擦磨損試驗機上進行摩擦磨損過程的模擬試驗，考察壓縮上止點處缸套與第一道活塞環(huán)的磨損情況，并且為計算柴油機實際工作循環(huán)中缸套的磨損量提供當量粘著磨損系數(shù)。本文通過測量缸套、活塞環(huán)的磨損量數(shù)據(jù)以及摩擦磨損過程中的實時摩擦力數(shù)據(jù)等，進行了4對不同材料的缸套一活

9、塞環(huán)摩擦特性的對比分析。結果表明：該柴油機缸套-活塞環(huán)的最佳配副為等溫淬火氣缸套.噴鉬活塞環(huán)配副。
　　 在分析主軸承的潤滑特性時，彈性變形因素不能忽略，需要在潤滑方程組中加入彈性變形方程共同求解。本文采用多體動力學與主軸承彈流潤滑相耦合的方法，對柴油機進行主軸承的潤滑性能研究。計算獲取的主要參數(shù)有主軸承載荷、主軸承軸心軌跡、最小油膜厚度、最大油膜壓力以及摩擦功耗等。研究結果表明：主軸承載荷中，沿氣缸垂向方向(Z向)的載荷大于活

10、塞主副推力面(Y向)的載荷；第2、3、5、6主軸承的Z向載荷峰值較大；第1、4、7主軸承的Z向載荷峰值較?。坏?、7主軸承的軸心軌跡類似，軸心的主要運動方式為圓周運動，很少有高速向心運動，穴蝕現(xiàn)象發(fā)生幾率較低；第2主軸承的軸心向心運動幾率也不高，因而潤滑性能也較好；第4主軸承的軸心軌跡大部分落在60° CA-240° CA區(qū)域，造成此區(qū)域油膜厚度很小，容易造成磨損；第3、5、6主軸承的軸心軌跡存在較為明顯的向心運動，容易產(chǎn)生穴蝕。第1主

11、軸承的最小油膜厚度最小，需要引起特別注意；最大油膜壓力出現(xiàn)位置與Z向軸承力峰值位置基本一致。而最小油膜厚度位置處與軸承力峰值載荷位置不一定一致；摩擦功耗的變化趨勢與最大油膜壓力的變化趨勢基本相同，最大摩擦功耗出現(xiàn)的位置與軸承力峰值位置基本一致。本文還對單缸熄火時的主軸承潤滑性能進行了研究。
　　 機體的結構復雜，受載形式較為復雜，承受缸蓋、軸承蓋螺栓預緊力、軸瓦過盈力等靜力作用與氣缸爆壓力、曲柄連桿機構、及活塞組慣性力與活塞的敲

12、擊力等動載作用。隨內(nèi)燃機性能不斷提高，曲軸的工作條件日益苛刻，強度要求更加嚴格。機體與曲軸的強度對內(nèi)燃機工程有重要意義。本文對潤滑在機體、曲軸動態(tài)強度分析方面進行了探索性研究，在強度分析中引入潤滑因素的影響。在機體-曲軸系統(tǒng)動力學潤滑耦合分析的基礎上，獲取機體與曲軸在一個完整工作循環(huán)中的動態(tài)應力分布，進行了機體與曲軸的動態(tài)疲勞強度分析，獲取各部位的疲勞安全系數(shù)，考查了機體與曲軸的動態(tài)強度。通過獲取整個工作循環(huán)中機體各主軸承對應各曲軸轉(zhuǎn)角

13、下的軸承總壓，進行主軸承壁的動態(tài)強度分析。分析結果表明：從機體橫剖面上看，該柴油機機體的動態(tài)疲勞安全系數(shù)較小處位于機體項面上機體與缸套的安裝孔邊沿與機體底部缸間橫隔板上主軸承座孔肋的上端面；從機體縱剖面上看，機體上安全系數(shù)較小的位置一般位于氣缸間橫隔板處，出現(xiàn)位置與靜態(tài)疲勞強度分析結果安全系數(shù)較小位置基本一致。該柴油機第6主軸承壁安全系數(shù)最小的位置位于機座下方切口的過渡圓角處；安全系數(shù)次小的位置位于止推軸承安裝孔下方的凹槽處。曲軸上較小