基于流固耦合傳熱的內(nèi)燃機潤滑摩擦特性研究.pdf

1、內(nèi)燃機摩擦副的摩擦學(xué)性能對整機性能和可靠性有重大的影響。低摩擦技術(shù)的開發(fā)和應(yīng)用是內(nèi)燃機摩擦學(xué)中的核心問題，明確各個摩擦副的潤滑特性和摩擦功耗水平是低摩擦技術(shù)開展的基本前提。內(nèi)燃機通過整個活塞連桿曲軸機構(gòu)將缸內(nèi)載荷通過高速的活塞往復(fù)和曲軸旋轉(zhuǎn)來輸出有用功，導(dǎo)致活塞連桿曲軸機構(gòu)的摩擦損失成為內(nèi)燃機摩擦損失的主要來源，所以，以活塞連桿曲軸機構(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)鍵摩擦副進行研究。為了更加準確的

2、預(yù)測發(fā)動機的摩擦功率損耗的狀況，本文開展了以下研究工作:
　　1.活塞組-缸套潤滑計算熱邊界條件的確定
　　活塞組-缸套潤滑計算需要以缸套和活塞的溫度場和變形作為邊界條件，其對缸套和活塞組潤滑摩擦的影響顯著，為準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)潤滑油振蕩冷卻的影響，進行了燃氣側(cè)、水側(cè)、潤滑油與結(jié)構(gòu)溫度場的耦合計算。水腔內(nèi)若發(fā)生沸騰危機，固體壁面溫度急

3、劇升高，造成機油結(jié)焦、潤滑失效、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)用于柴油機的缸內(nèi)三維局部傳熱計算，在每個曲軸轉(zhuǎn)角條件下，保證局部傳熱計算中對全部壁面網(wǎng)格熱流求和所得傳熱總量與Woschni模型的計算值相等，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的缸內(nèi)傳熱計算，所得模擬結(jié)果與實驗結(jié)果吻合，驗證了該缸內(nèi)傳熱模型的可行性。
　　根據(jù)矩形截面試驗水道的試驗數(shù)據(jù)驗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)及特點定義了五種區(qū)域:強制對流區(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)，過渡及膜態(tài)沸騰區(qū)?；趯鳠崮Ｐ偷恼`差和水腔設(shè)計安全裕度兩方面的考慮，提出了發(fā)動機水腔設(shè)計的臨界極限判定方法。
　　基于缸內(nèi)傳熱模型獲得內(nèi)燃

5、機燃氣側(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)插值算法和點云快速配準算法實現(xiàn)燃氣側(cè)邊界、水側(cè)、潤滑油側(cè)與結(jié)構(gòu)溫度場計算的耦合。以某商用車直列六缸柴油機作為研究對象，計算結(jié)果與缸蓋、活塞溫度場實驗吻合良好，驗證了溫度場計算方法的合理性;并基于溫度場結(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、的熱負荷作用，沸騰情況相對顯著，達到充分發(fā)展泡核沸騰區(qū)。
　　2.活塞組-缸套潤滑摩擦數(shù)值分析
　　由于活塞在氣缸內(nèi)做高速往復(fù)運動，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，以獲得潤滑油膜和固體壁面層的瞬態(tài)傳熱情況對摩擦功耗的影響?；诟滋缀突钊共繙囟葓龊蛷较蜃冃?，結(jié)合基于CMS模態(tài)綜合法的多體系統(tǒng)動力學(xué)、潤滑摩擦和傳熱、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滑計算模型。將模型應(yīng)

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

8、環(huán)和油環(huán)均存在混合潤滑狀態(tài);對活塞環(huán)組總摩擦功耗的貢獻，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.連桿軸承潤滑摩擦數(shù)值分析
　　基于多體動力學(xué)原理建立了考慮空穴效應(yīng)和微觀彈流潤滑效應(yīng)的連桿大頭軸承熱彈性流體動力混合潤滑的計算模型，提出了穴蝕位置的判斷方法，分析了軸承潤滑狀態(tài)并獲得了軸承摩擦損失的熱量分配。將徑向滑動軸承試驗和仿真結(jié)果

9、進行比較，驗證了該模型的合理性。將模型應(yīng)用于該直列六缸柴油機連桿軸承計算，結(jié)果表明:連桿大頭軸承處于混合潤滑狀態(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、潤滑油填充率、潤滑油填充率的變化率和液動油膜壓力變化率可以有效識別穴蝕位置;單個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，對其瞬時摩擦功率的監(jiān)測并不能判斷局部的潤滑狀態(tài);大頭軸承的潤滑熱量損失以熱傳導(dǎo)為主要方式。
　　4.子系統(tǒng)

10、摩擦功試驗及仿真分析
　　為獲得柴油機各子系統(tǒng)摩擦功，進行拆卸法倒拖測試試驗，通過拆除前后的差值獲得各個組件的摩擦損失。通過理論計算得到機油泵消耗的功率，建立了發(fā)動機在停油和非增壓狀態(tài)下的工作過程計算模型，獲得了倒拖對缸內(nèi)氣體的泵氣功，對配氣機構(gòu)的摩擦損失進行了修正，獲得了修正后的摩擦損失貢獻情況。建立了額定工況下柔性多體系統(tǒng)動力學(xué)和主軸熱彈流混合潤滑耦合計算模型，獲得了額定工況主軸承的摩擦功率損失情況。
　　為了驗證主軸承

11、、連桿軸承、活塞裙部和活塞環(huán)計算模型和方法的適用性，建立了拆卸法倒拖試驗的仿真計算模型，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。計算值與拆卸法倒拖試驗值相比，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，活塞組和徑向滑動軸承潤滑摩擦計算方法能夠較好的反映實際摩擦功耗。
　　根據(jù)試驗和計算結(jié)果比較了拆卸法倒拖試驗和實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，由于沒有缸內(nèi)載