柴油機(jī)關(guān)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(jī)的關(guān)鍵摩擦副，其摩擦潤滑性能對整機(jī)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(shù)相結(jié)合的方法，研究了柴油機(jī)缸套一活塞環(huán)摩擦副與主軸承兩大關(guān)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(jī)進(jìn)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(yīng)；推導(dǎo)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(jī)進(jìn)行了潤滑磨損分析，分析結(jié)果表明：該柴油機(jī)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(dǎo)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(jié)構(gòu)參數(shù)等；并且考慮潤滑油的非牛頓效應(yīng)，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(jìn)行了求解。缸套-活塞環(huán)潤滑計算結(jié)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?。蛔畲竽Σ亮τ兴档?，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(cè)面輪廓曲線平緩，有利于擠壓效應(yīng)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(yīng)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(yīng)，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(yīng)?；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(dǎo)致摩擦力與摩擦功耗增大，所以應(yīng)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(jié)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(dāng)考慮潤滑油的非牛頓效應(yīng)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(qiáng)。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(zhǔn)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(jìn)行研究，并且模擬條件也與柴油機(jī)真實工作環(huán)境有一定差

8、距，本文從摩擦學(xué)系統(tǒng)分析的角度出發(fā)，模擬試驗中采用更為精準(zhǔn)的模擬準(zhǔn)則，選用真實的完整缸套一活塞環(huán)進(jìn)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(fù)摩擦磨損試驗機(jī)上進(jìn)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(jī)實際工作循環(huán)中缸套的磨損量提供當(dāng)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(jìn)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(jié)果表明：該柴油機(jī)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(xué)與主軸承彈流潤滑相耦合的方法，對柴油機(jī)進(jìn)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(jié)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向載荷峰值較小；第1、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(jìn)行了研究。
　　 機(jī)體的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，受載形式較為復(fù)雜，承受缸蓋、軸承蓋螺栓預(yù)緊力、軸瓦過盈力等靜力作用與氣缸爆壓力、曲柄連桿機(jī)構(gòu)、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(jī)性能不斷提高，曲軸的工作條件日益苛刻，強(qiáng)度要求更加嚴(yán)格。機(jī)體與曲軸的強(qiáng)度對內(nèi)燃機(jī)工程有重要意義。本文對潤滑在機(jī)體、曲軸動態(tài)強(qiáng)度分析方面進(jìn)行了探索性研究，在強(qiáng)度分析中引入潤滑因素的影響。在機(jī)體-曲軸系統(tǒng)動力學(xué)潤滑耦合分析的基礎(chǔ)上，獲取機(jī)體與曲軸在一個完整工作循環(huán)中的動態(tài)應(yīng)力分布，進(jìn)行了機(jī)體與曲軸的動態(tài)疲勞強(qiáng)度分析，獲取各部位的疲勞安全系數(shù)，考查了機(jī)體與曲軸的動態(tài)強(qiáng)度。通過獲取整個工作循環(huán)中機(jī)體各主軸承對應(yīng)各曲軸轉(zhuǎn)角

13、下的軸承總壓，進(jìn)行主軸承壁的動態(tài)強(qiáng)度分析。分析結(jié)果表明：從機(jī)體橫剖面上看，該柴油機(jī)機(jī)體的動態(tài)疲勞安全系數(shù)較小處位于機(jī)體項面上機(jī)體與缸套的安裝孔邊沿與機(jī)體底部缸間橫隔板上主軸承座孔肋的上端面；從機(jī)體縱剖面上看，機(jī)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(qiáng)度分析結(jié)果安全系數(shù)較小位置基本一致。該柴油機(jī)第6主軸承壁安全系數(shù)最小的位置位于機(jī)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