基于流固耦合傳熱的內(nèi)燃機(jī)潤(rùn)滑摩擦特性研究.pdf

1、內(nèi)燃機(jī)摩擦副的摩擦學(xué)性能對(duì)整機(jī)性能和可靠性有重大的影響。低摩擦技術(shù)的開(kāi)發(fā)和應(yīng)用是內(nèi)燃機(jī)摩擦學(xué)中的核心問(wèn)題，明確各個(gè)摩擦副的潤(rùn)滑特性和摩擦功耗水平是低摩擦技術(shù)開(kāi)展的基本前提。內(nèi)燃機(jī)通過(guò)整個(gè)活塞連桿曲軸機(jī)構(gòu)將缸內(nèi)載荷通過(guò)高速的活塞往復(fù)和曲軸旋轉(zhuǎn)來(lái)輸出有用功，導(dǎo)致活塞連桿曲軸機(jī)構(gòu)的摩擦損失成為內(nèi)燃機(jī)摩擦損失的主要來(lái)源，所以，以活塞連桿曲軸機(jī)構(gòu)為主要研究摩擦副；其中活塞和活塞環(huán)的摩擦損失所占比例最大，將其作為最關(guān)鍵摩擦副進(jìn)行研究。為了更加準(zhǔn)確的

2、預(yù)測(cè)發(fā)動(dòng)機(jī)的摩擦功率損耗的狀況，本文開(kāi)展了以下研究工作:
　　1.活塞組-缸套潤(rùn)滑計(jì)算熱邊界條件的確定
　　活塞組-缸套潤(rùn)滑計(jì)算需要以缸套和活塞的溫度場(chǎng)和變形作為邊界條件，其對(duì)缸套和活塞組潤(rùn)滑摩擦的影響顯著，為準(zhǔn)確的獲得缸套和活塞的溫度和變形情況，提出了兼顧總體傳熱和局部傳熱的缸內(nèi)傳熱模型，考慮了水腔內(nèi)沸騰傳熱和活塞內(nèi)潤(rùn)滑油振蕩冷卻的影響，進(jìn)行了燃?xì)鈧?cè)、水側(cè)、潤(rùn)滑油與結(jié)構(gòu)溫度場(chǎng)的耦合計(jì)算。水腔內(nèi)若發(fā)生沸騰危機(jī)，固體壁面溫度急

3、劇升高，造成機(jī)油結(jié)焦、潤(rùn)滑失效、材料破壞，所以需判斷水腔內(nèi)的沸騰狀態(tài)。
　　將量綱關(guān)系式h（φ,i）=C（φ）d-0.2p0.8w0.8T-0.8μe-0.47λe0.67cp0.33應(yīng)用于柴油機(jī)的缸內(nèi)三維局部傳熱計(jì)算，在每個(gè)曲軸轉(zhuǎn)角條件下，保證局部傳熱計(jì)算中對(duì)全部壁面網(wǎng)格熱流求和所得傳熱總量與Woschni模型的計(jì)算值相等，以確定局部傳熱模型中的待定系數(shù)C(φ)，從而建立了兼顧總體傳熱和局部傳熱的缸內(nèi)傳熱模型。將該缸內(nèi)傳熱模型應(yīng)

4、用于一款單缸水冷自然吸氣式四沖程直噴柴油機(jī)的缸內(nèi)傳熱計(jì)算，所得模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合，驗(yàn)證了該缸內(nèi)傳熱模型的可行性。
　　根據(jù)矩形截面試驗(yàn)水道的試驗(yàn)數(shù)據(jù)驗(yàn)證沸騰傳熱模型精度，根據(jù)水腔內(nèi)可能存在的傳熱狀態(tài)及特點(diǎn)定義了五種區(qū)域:強(qiáng)制對(duì)流區(qū)，部分發(fā)展泡核沸騰區(qū)，充分發(fā)展泡核沸騰區(qū)，臨界裕量區(qū)，過(guò)渡及膜態(tài)沸騰區(qū)?；趯?duì)傳熱模型的誤差和水腔設(shè)計(jì)安全裕度兩方面的考慮，提出了發(fā)動(dòng)機(jī)水腔設(shè)計(jì)的臨界極限判定方法。
　　基于缸內(nèi)傳熱模型獲得內(nèi)燃

5、機(jī)燃?xì)鈧?cè)的傳熱邊界條件，基于均相流沸騰傳熱模型獲得水側(cè)傳熱邊界，基于VOF模型獲得活塞油腔側(cè)傳熱邊界?；诜淳嚯x加權(quán)插值算法和點(diǎn)云快速配準(zhǔn)算法實(shí)現(xiàn)燃?xì)鈧?cè)邊界、水側(cè)、潤(rùn)滑油側(cè)與結(jié)構(gòu)溫度場(chǎng)計(jì)算的耦合。以某商用車(chē)直列六缸柴油機(jī)作為研究對(duì)象，計(jì)算結(jié)果與缸蓋、活塞溫度場(chǎng)實(shí)驗(yàn)吻合良好，驗(yàn)證了溫度場(chǎng)計(jì)算方法的合理性;并基于溫度場(chǎng)結(jié)果獲得了缸套和活塞的變形情況。結(jié)果表明，在鼻梁區(qū)和排氣門(mén)附近，冷卻水處于部分發(fā)展泡核沸騰區(qū);在缸套頂端兩缸之間受到相鄰兩缸

6、的熱負(fù)荷作用，沸騰情況相對(duì)顯著，達(dá)到充分發(fā)展泡核沸騰區(qū)。
　　2.活塞組-缸套潤(rùn)滑摩擦數(shù)值分析
　　由于活塞在氣缸內(nèi)做高速往復(fù)運(yùn)動(dòng)，獲得缸套和活塞的穩(wěn)態(tài)熱邊界后，引入缸套和活塞組之間的瞬態(tài)傳熱模型，以獲得潤(rùn)滑油膜和固體壁面層的瞬態(tài)傳熱情況對(duì)摩擦功耗的影響?；诟滋缀突钊共繙囟葓?chǎng)和徑向變形，結(jié)合基于CMS模態(tài)綜合法的多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)、潤(rùn)滑摩擦和傳熱、微凸體接觸、空穴效應(yīng)以及微彈流的影響，建立了活塞裙部混合潤(rùn)滑計(jì)算模型。將模型應(yīng)

7、用于該直列六缸柴油機(jī)，結(jié)果表明:活塞裙部處于流體潤(rùn)滑狀態(tài);熱變形和潤(rùn)滑油溫度對(duì)摩擦功耗影響顯著;潤(rùn)滑油溫度較低時(shí)，潤(rùn)滑油溫度的偏差會(huì)造成摩擦功耗產(chǎn)生較大的絕對(duì)變化量，較小的相對(duì)變化量;潤(rùn)滑油為恒定溫度情況與考慮瞬時(shí)傳熱的情況相比，在做功沖程，恒溫情況得到的活塞裙部功耗偏小。
　　基于缸套溫度場(chǎng)和徑向變形，結(jié)合活塞環(huán)組的動(dòng)力學(xué)、漏氣、潤(rùn)滑、空穴效應(yīng)以及微彈流的影響，建立了活塞環(huán)組的混合潤(rùn)滑計(jì)算模型。將模型應(yīng)用于該柴油機(jī)，結(jié)果表明:氣

8、環(huán)和油環(huán)均存在混合潤(rùn)滑狀態(tài);對(duì)活塞環(huán)組總摩擦功耗的貢獻(xiàn)，第一道氣環(huán)最高，其次是油環(huán)和第二道氣環(huán);第一道氣環(huán)的粗糙摩擦功率最高，瞬時(shí)摩擦功率損失的最高值是由第一環(huán)的粗糙接觸摩擦引起的。
　　3.連桿軸承潤(rùn)滑摩擦數(shù)值分析
　　基于多體動(dòng)力學(xué)原理建立了考慮空穴效應(yīng)和微觀彈流潤(rùn)滑效應(yīng)的連桿大頭軸承熱彈性流體動(dòng)力混合潤(rùn)滑的計(jì)算模型，提出了穴蝕位置的判斷方法，分析了軸承潤(rùn)滑狀態(tài)并獲得了軸承摩擦損失的熱量分配。將徑向滑動(dòng)軸承試驗(yàn)和仿真結(jié)果

9、進(jìn)行比較，驗(yàn)證了該模型的合理性。將模型應(yīng)用于該直列六缸柴油機(jī)連桿軸承計(jì)算，結(jié)果表明:連桿大頭軸承處于混合潤(rùn)滑狀態(tài)，其粗糙接觸發(fā)生在上軸瓦頂部的兩側(cè)邊緣;結(jié)合軸心軌跡、潤(rùn)滑油填充率、潤(rùn)滑油填充率的變化率和液動(dòng)油膜壓力變化率可以有效識(shí)別穴蝕位置;單個(gè)連桿大頭軸承的平均摩擦功率為0.44 kW，最大粗糙摩擦功率僅為111.1 mW，對(duì)其瞬時(shí)摩擦功率的監(jiān)測(cè)并不能判斷局部的潤(rùn)滑狀態(tài);大頭軸承的潤(rùn)滑熱量損失以熱傳導(dǎo)為主要方式。
　　4.子系統(tǒng)

10、摩擦功試驗(yàn)及仿真分析
　　為獲得柴油機(jī)各子系統(tǒng)摩擦功，進(jìn)行拆卸法倒拖測(cè)試試驗(yàn)，通過(guò)拆除前后的差值獲得各個(gè)組件的摩擦損失。通過(guò)理論計(jì)算得到機(jī)油泵消耗的功率，建立了發(fā)動(dòng)機(jī)在停油和非增壓狀態(tài)下的工作過(guò)程計(jì)算模型，獲得了倒拖對(duì)缸內(nèi)氣體的泵氣功，對(duì)配氣機(jī)構(gòu)的摩擦損失進(jìn)行了修正，獲得了修正后的摩擦損失貢獻(xiàn)情況。建立了額定工況下柔性多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)和主軸熱彈流混合潤(rùn)滑耦合計(jì)算模型，獲得了額定工況主軸承的摩擦功率損失情況。
　　為了驗(yàn)證主軸承

11、、連桿軸承、活塞裙部和活塞環(huán)計(jì)算模型和方法的適用性，建立了拆卸法倒拖試驗(yàn)的仿真計(jì)算模型，獲得了主軸承、連桿軸承、活塞裙部和活塞環(huán)的摩擦功耗情況。計(jì)算值與拆卸法倒拖試驗(yàn)值相比，主軸承摩擦功耗的誤差為0.8％，活塞組和連桿組的摩擦功耗的誤差為1.3％，因此，活塞組和徑向滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑摩擦計(jì)算方法能夠較好的反映實(shí)際摩擦功耗。
　　根據(jù)試驗(yàn)和計(jì)算結(jié)果比較了拆卸法倒拖試驗(yàn)和實(shí)際情況摩擦功耗的差別情況，結(jié)果表明:拆卸法倒拖工況下，由于沒(méi)有缸內(nèi)載