（机械设计及理论专业论文）内燃机活塞环—缸套润滑的分析与研究.pdf

摘要 摘要 本文首先介绍了活塞环一缸套润滑设计发展历史、现状和趋势。同时指爨， 目前隧着内燃橇向高速和大功率方向发展，对于活塞环一缸套摩擦副的性能要 求也越来越裹；另一方面，由予活塞环一缸套的实际工况也发生了很大的变化， 面缀典的流体润滑理论是基于一定的假设条件下建立的，与活塞环一缸套的实 际工况存在一定程度的差别，所以需要重新对活塞环一缸套润滑系统分析并建 立与之相应的方程；随着计算机和数值计算技术的发展，以往用解析方法不能 求解的问题大都可以进行准确的定量的数值计算，数值求解方法在润滑设计中 的广泛应甭也使活塞环一缸套在各种工况下润滑状况豹设计分析成为w 能，僵 嚣豁许多设计方法和程窿往往只楚适用予菜一令特定工况， 甄忽赡了冀它因素 的影e 融因蔼缺乏一定的通用性。其次，还介绍了润滑设计的方法和理论，指 出快速求解法是借助现成的性能关系曲线或衷格来进行活塞环一缸套的润滑 设计，其中有的精度较低，有的缺乏在各种工况下的通用性，使用这种方法就 显得既费时又费力。针对这一现实情况，本文通过分析活塞环一缸套的内部结 构和工作原理，在流体润滑理论基础上，根据活塞环一缸套工作的实际工况建 立相应豹数学模型以及有关方程，并给出了相应的计算原理和方法；鏊于滔塞 环接触噩力分布的分据研究，指出了活塞环一缸囊润滑状态周匈不均匀性豹客 观存在。应用二维平均流量模型和微凸体接触方程，并考虑润滑油粘度变化， 提出了一个新的活塞环一缸套润滑状态的分析计算模型，给出了活塞环一缸套 油膜厚度的三维分布，定量探讨了活塞环接触压力分布形状、活塞环开口间隙 位羁对周向油膜厚度不均匀性的影响。在w i n 2 k 和c 语言的环境下编制了相 应的计算软停，从而实现对活塞环一缸套润滑的分析、设计和数值计算；最后 针对山东巨菱股份有限公司生产的s d l l t 0 型柴浊虮的活塞巧一瓿套进行濑淆 分橱、实铡计算，并对计算的结果进行了分据研究。 关键词活塞环一缸套：润滑；平均流量模型：微凸体模型：平均r e y n o l d s 方程 山东大学硕士学位论文 i i ， a b s t r a c t a b s t r a c t t h eh i s t o r y , r e s e a r c hs t a t u sa n dt r e n do ft h el u b r i c a t i o nd e s i g no fp i s t o n r i n g c y l i n d e ru s e db yi n t e m a lc o m b u s t i o ne n g i n e s i si n t r o d u c e da tt h ev e r yb e g i n n i n g o f t h i sp a p e r w i t ht h ei n c r e a s eo f t h er e q u i r e ds p e e da n dp o w e ro f i n t e r n a lc o m b u s t i o n e n g i n e ，h i g h e ro p e r a t i n gp e r f o r m a n c e so ft h ep i s t o nr i n g c y l i n d e r a r er e q u i r e d m e a n t i m e ，t h er e m a r k a b l ed i f f e r e n c e sb e t w e e nt h ep r a c t i c a lw o r k i n gc o n d i t i o no ft h e i n t e r n a lc o m b u s t i o ne n g i n ep i s t o nr i n g c y l i n d e ra n dt h o s eh y p o t h e s i su s e db yt h e c l a s s i ch y d r o d u b r i e a t i o nt h e o r i e sm a k ei tn e c e s s a r yt oa n a l y z et h ee n g i n ep i s t o n r i n g c y l i n d e rs y s t e ma n dr e b u i l dp r o p e ra n dr e l e v a n te q u a t i o n s i na d d i t i o n ，w i t ht h e d e v e l o p m e n t o fc o m p u t a t i o n a lt e c h n o l o g y ，i tt u r n st ob e p o s s i b l e t os o l v e a c c u r a t e l yt h ep r o b l e m st h a tc a n n o tb es o l v e dw i t ht h ea n a l y t i c a lm e t h o d s h o w e v e r ， a l m o s ta l lt h ed e s i g nm e t h o d sa n dp r o g r a m su s e dc u r r e n t l yf o rl u b r i c a t i o na n a l y s i s a n dd e s i g na r ep r e p a r e df o rs o m es p e c i f i cw o r k i n gc o n d i t i o n s t h e s em e t h o d sa n d p r o g r a m s c a n n o tb eu s e df o ra l ld i f f e r e n tw o r k i n gc o n d i t i o n sb e c a u s em a n y i n f l u e v c ef a c t o r sa r en e g l e c t e d o nt h eo t h e rh a n d ，d i f f e r e n tl u b r i c a t i o nd e s i g n t h e o r i e sa n dm e t h o d o l o g ya r ei n t r o d u c e d i ti sp o i n t e do u tt h a tt h er a p i d p r o b l e m - s o l v i n gm e t h o d w h i c hu s e se x i s t i n gp e r f o r m a n c ec u r v e sa n df o r m s f o r r e f e r e n c et od e s i g nt h el u b r i c a t i o no fp i s t o nr i n g - c y l i n d e r , i st i m e c o n s u m i n g b e c a u s ei th a sl o w e ra c c u r a c ya n di sn o tu n i v e r s a lf o ra l lt h ed i f f e r e n tw o r k i n g c o n d i t i o n s t h em a t h e m a t i cm o d e l ，c o r r e s p o n d i n ge q u a t i o n sa n dc o m p u t i n g m e t h o d sa r ep r e s e n t e da c c o r d i n gt ot h ei n n e rs t r u c t u r ea n do p e r a t i n gp r i n c i p l eo f t h ep i s t o nr i n g - c y l i n d e r b a s e do nt h ei n v e s t i g a t i o no fe f f e c to fp i s t o nr i n ge l a s t i c p r e s s u r ed i s t r i b u t i o n ，i ti sp r o v e dt h a tt h el u b r i c a t i o ns t a t u so fp i s t o nr i n g c y l i n d e r i sn o n u n i f o r m i t yc i r c u m f e r e n t i a l l y i n t h i s p a p e r , b ye m p l o y i n g t h et w o d i m e n s i o n a la v e r a g ef l o wm o d e la n da s p e r i t yc o n t a c tm o d e l ，a n dt a k i n gt h e c h a n g eo fl u b r i c a n tv i s c o s i t yi n t oa c c o u n t ，an e w m o d e l w h i c hc a nb eu s e dt os t u d y t h el u b r i c a t i o n p r o p e r t yo fp i s t o nr i n g c y l i n d e r i s p r e s e n t e d ，a n dt h e t h r e e d i m e n s i o n a ld i s t r i b u t i o no fo i lf i l mt h i c k n e s sb e t w e e np i s t o nr i n ga n dc y l i n d e ri s g i v e n ，t h ee f f e c to fp i s t o nr i n ge l a s t i cp r e s s u r ed i s t r i b u t i o na n d t h ep o s i t i o no ft h e p i s t o nr i n gg a po nt h en o n u n i f o r m i t yo f o i lf i l mt h i c k n e s sb e t w e e np i s t o nr i n ga n d i i i - 山东大学硕士学位论文 c y l i n d e ri ss t u d i e dq u a n t i t a t i v e l y a p r a c t i c a lc o m p u t i n gp r o g r a m ，w h i c hc a nb e u s e df o ra n a l y z i n g ，d e s i g n i n ga n dc o m p u t i n gt h el u b r i c a t i o ns t a t u so fp i s t o n r i n g c y l i n d e r , i sp r e p a r e du n d e rw i n 2 k a n dce n v i r o n m e n t a sf lc a s ei np o i n t ，t h e l u b r i c a t i o na n a l y s i sa n dc a l c u l a t i o nf o rp i s t o nr i n g c y l i n d e ro ft h e d i e s e le n g i n e s d l l l 0b ys h a n d o n gj u l i n gc o ，l t d i ss t u d i e d k e yw o r d sp i s t o nr i n g c y l i n d e r ：l u b r i c a t i o n ；a v e r a g ef l o wm o d e l ：a s p e r i t yc o n t a c t m o d e l ；a v e r a g er e y n o l d se q u a t i o n i v * 原刨性声明 本人郑重声鞠：所呈交豹学位论文，怒本人在导辫的指导下，独 立进行研究所取得的成果。除文中已经注明弓l 用酶内豁外，本论文不 包含任何其他个人戚集体已经发表或撰写过的科研成果。对本文的研 究作高羹要贡献的个人和集体，均夏在文中戬明确方式标明。本声翡 的法律责任由本人承担。 论文作卷签名： 关于学健论文使用授权的声疆 本人完全了桶山东大学有关保露、使用学位论文| 弛规定，同懑学 校稼留域商誉家有关郝 1 或机构送交论文鲢复印件和电子舨，允许论 文被套阏郄僧阏；本人授权由东大学可以将本学位论文的全部或部分 内容编入有关数撼痒进 亍检索，可以采矧影印、缩印戏其拖复制手段 保存论文和汇编本学位论文。 ( 保瓣论文在解密后应遵守此规定) 论文作者签名：互篮盘羞导师签名： 论文作者签名：垡强簋导师签名：日期：色巫：! 莎 塑 第1 章绪论 第1 章绪论 1 1 研究内燃机活塞环一缸套润滑的意义 活塞环一缸套是内燃机中最重要的摩擦副之一，其润滑性能的好坏对内燃机 的运行性能有极大的影响。研究表明，内燃机摩擦功的2 5 5 0 【l 】是由活塞环一 缸套摩擦副消耗的，活塞环的工作状况影响着内燃机的经济性、寿命和排放特性。 润滑性能好，在保证对燃烧室气体密封的前提下缸套与活塞环间的摩擦力小， 内燃机的摩擦功耗也小；反之会造成相当大的功耗，而且还会导致缸套、活塞环 的过度磨损，影响其使用寿命。因此深入研究内燃机活塞环缸套润滑问题，更 加准确地进行预测和设计，延长活塞环一缸套工作的可靠性和寿命，对于提高 内燃机整机工作的可靠性和延长使用寿命都具有十分重大的意义 1 2 活塞环一缸套润滑设计研究的发展历史 自s t a n t o n ，t e 1 2 1 于1 9 2 5 年发表第一个摩擦力研究结果以来，人们围绕着活 塞环缸套的摩擦及润滑问题做了许多工作。r o g o w k i ，a r 指出活塞连杆系统的 摩擦功耗可占到整个内燃机机械损失的7 5 ，而活塞环缸套的摩擦功耗又占活 塞连杆系统的7 5 ；r i e a r d o ，h 研究表明，当内燃机以1 6 0 0r m i n 转速运转时，活 塞连杆系统的损失占机械损失的5 8 ，并指出“对所有内燃机来说，活塞连杆系 统的摩擦功耗是机械损耗的最大组成部分，但又是最难准确地定量描述的部分。” f u r u h a m a ，s 等人在活塞环缸套摩擦学特性研究方面作出了巨大的贡献，他 们于7 0 年代末期研制的可动缸测量摩擦力装置，有效地克服了惯性力、气体压力 等因素的影响，测得了在整个内燃机工作循环中的摩擦力变化过程，提出了内燃 机载荷主要由流体润滑膜承担，而摩擦力主要受混合润滑区域影响的论断，这一 点已被后来进一步的理论研究所证实。 润滑是降低摩擦、减少磨损的重要途径，因此活塞环一缸套的润滑是长期以 来人们所致力研究的领域。c a s t l e m a n ，r a 假定在冲程中部具有典型的载荷和速 度，最先对活塞环缸套流体润滑进行了计算，证实了表面外凸的活塞环可以与 缸套间产生足够厚的油膜。后来人们又发现，在分析和求解油膜厚度时，必须考 虑挤压效应，这样才能在整个循环中求解分析表明，外凸活塞环的曲率半径是 影响油膜形成的关键因素。在上、下止点处为了保证挤压效应，则活塞环应有较 山东大学硕士学位论文 i i e 自目e e 暑! 皇 大的曲率半径，而在冲程中部为了保证动压效应，则希望曲率半径小因此，设 计时应综合考虑。在这个阶段，活塞环缸套的润滑分析是采用简化了的r e y n o l d s 方程。这样就可完成活塞环缸套在整个工作周期上的润滑计算。利用简化了的 r e y n o l d s 方程，除了可以获得油膜厚度和流体压力之外，还可进一步求出由于润 滑剂的剪切引起的摩擦力。d o w s o n ，d 等人于1 9 7 9 年把活塞环缸套的研究推广 到了环组，使研究进了一大步。这从理论上就导致了要考虑活塞环问的相互作用 很显然，前一个环会减少后一个环的供油，出现贫油现象。因此，在前后两环之 间必须加一个流量连续条件，使得求出的油膜厚度也得到修正 1 3 活塞环一缸套润滑设计研究的现状 。 早期的内燃机活塞环一缸套润滑设计都是建立在理想简化的工况基础之上， 忽略了实际中存在的许多影响因素，如侧向力、边界条件、表面粗糙度、润滑模 型等等。而今，随着流体润滑理论的发展，人们逐步取消了那些不合实际的假设， 在进行润滑分析时考虑各种因素的影响。 1 3 1 计入侧向力影响的润滑计算 p r a n a bk d a s 3 】考虑了活塞侧向运动对油膜压力和油膜厚度分布的影响。他 认为侧向力对于挤压油膜的分布影响很大他采用直角坐标系，建立二维润滑分 析r e y n o l d s 方程，在活塞环开口处将环表面展开成矩形网格。取x 和y 相应各为活塞 环的轴向和圆周方向。所测得活塞环的径向油膜厚度垂直于矩形网格。利用有限 差分法求解r e y n o l d s 方程，获得沿圆周的油膜压力分布人们还没有用计算机来分 析整个发动机循环。到目前为止，只是利用发动机循环中个别点的特定载荷和边 界压力傲了点验算。这种个别点的计算不包括任何油膜的挤压效应最小油膜厚 度呈现在沿侧向力范围的半径截面上由于这些特性参数有些是假定的，这些计 算结果只能用于校准目的但是已经表明若要获得符合实际工况的解，侧向力的 影响不能忽视。 1 3 2 考虑不同边界条件的润滑分析 对于富油和贫油润滑，分别考虑采用不同的边界条件早期的研究采用 s o m m e r f e l d 条件，半s o m m e r f e l d 条件来处理后来采用比较真实的气穴现象边界 条件，即r e y n o l d s 边界条件。d o n g c h u lh a r t 和j a e - s e o nl e d 4 1 于1 9 9 8 年提出了一种 第1 章绪论 新的边界条件。这种边界条件认为沿活塞环的环高上，仅有部分处于润滑状态。 这种方法认为润滑油的流动是连续的，并允许最低压力值降至饱和压力。用这种 边界条件，可确定活塞环的润滑区间和最小油膜厚度。计算表明，润滑区占整个 活塞环宽度的2 0 3 0 ，并且最小油膜厚度低于用r e y n o l d s 边界条件计算得到的 值。 1 3 3 考虑润滑模型的影响 1 3 3 1 平均r e y n o l d s 方程和微凸体模型截止到七十年代末，人们在求解活塞环一 缸套润滑时，都是在假定活塞环缸套表面绝对光滑的前提下进行的，它揭示了 活塞环表面轮廓对活塞环特性的重要影响，这是人们早期试图解释活塞环实际工 作特性的一个重要方面。但是在研究中发现的一个显著问题就是解释不了由实验 所观测到的上、下止点处出现的较大摩擦力，这就使得人们开始探讨表面粗糙度 的影响。进入八十年代以后，活塞环缸套的润滑研究扩展到了混合润滑区域。； r o h d e ，s m 通过把p a t i r , n 和c h e n g , h s 提出的平均r e y n o l d s 方程与 g r e e n w o o d ，j a 和t r i p p ，j h 的微凸体接触模型结合起来，建立了关于活塞环一 缸套的混合润滑模型。通过该模型，可以更好地分析活塞环缸套的润滑问题， 考查表面租糙度对活塞环缸套的影响，解释了一些用光滑面流体润滑理论解释 不了的问题，从理论上证明了上、下止点处的摩擦力最大。随后围绕混合润滑问 题人们又做了许多工作，进一步确认了活塞环缸套间的混合润滑区域的存在 桂长林1 4 增人利用这些理论，对活塞环一缸套进行了润滑分析，取得了一些成果。 1 3 3 2 二维润滑分析模型活塞环一缸套摩擦副的润滑分析是摩擦学应用的最 重要领域之一。多年以来，许多学者进行了大量的工作前期的研究大都采用一维 模型并假定供油总是充分的，这种模型考虑油膜压力和油膜厚度沿气缸周向是均 匀的，可以用一维r e y n o l d s 方程来处理。由于这一假定与理论和试验不符，一些学 者采用不同的贫油模型以模拟活塞环实际工作情况。同时考虑到活塞环的工作状 态，建立了混合摩擦模型1 5 1 。 张勇f 6 】等人采用二维分析方法来分析活塞环缸套表面的润滑状况，获得压力 和油膜厚度分布。在采用二维模型的基础上，考虑到影响活塞环润滑特性的多种因 素，如表面粗糙度、贫油、混合润滑，粘温粘压效应、紊流效应、变密度效应等、 山东大学硕士学位论文 联立求解了二维雷诺方程、膜厚方程和载荷平衡方程。计算了最小油膜厚度和油 膜中的压力分布。并对计算结果进行了讨论。 刘琨、桂长林川等人也采用二维润滑分析方法，并考虑了活塞环非均匀接触压 力的分布状况，活塞环的偏摆，活塞环开口间隙位置的不同对油膜厚度和压力分 布的影响。并指出不论是等压环还是非等压环，沿气缸壁圆周的压力和油膜厚度 分布都是不均匀的。并计算了不同的活塞环开口间隙位置对周向油膜厚度不均匀 性的影响。 尽管考虑用二维模型来分折活塞环摩擦副的润滑，但要获得更加符合实际工 况的结果，还应考虑活塞在缸套内的侧向运动。由于活塞环和环槽之间里固体摩 擦，活塞环可能要经受相当大的摩擦力。事关重要的是这侧向作用的摩擦力与活 塞轴线正交。在无载荷状态，活塞环与缸套是同心的在运行期间，如果只有一 种压力作用在环的内侧表面而无侧向力的话，那么润滑油的流体压力对活塞环只 产生很小的收缩。对于完整圆形的缸套来说，分布于缸套和活塞环的油膜厚度在 圆周内是均匀的。活塞环和缸套中心将保持一致。除了活塞环开口间隙处的边界 压力之外，其余范围内的油压分布将是均匀的。现在，如果对活塞环附加一个侧 向力，其结果是活塞环的中心将沿着侧向力的方向移动，最终导致了沿活塞环周 向的油膜厚度和油膜压力不均匀这时，对圆周方向的变量计算，将采用雷诺方 程的三维计算和分析。在实际使用中，缸套总是呈变形状态，而不是完整圆形 在三维分析中也要考虑这种几何偏差 1 4 内燃机活塞环一缸套润滑设计存在的问题及发展趋势 由于以下一些新情况，对活塞环耐久性的要求更高了，对活塞环的润滑、磨 损的研究依然是当前摩擦学的一个重要课题【8 l 【9 】【1 0 1 ( 1 ) 社会各项事业的发展，特别是高速公路的迅速发展，使汽车在高转速下长 时间运转的机会增多；同时城市建设又使汽车的低速行驶时间加长；这两种极端 情况都将引起磨损增大 ( 2 ) 环保呼声愈来愈高，对汽车从用油到排污都提出了严格的要求，直接影响 到活塞环的工作条件 ( 4 ) 压缩比增大对活塞环润滑产生影响 第1 章绪论 ( 5 ) 研究活塞环缸套的磨损及失效机理，寻找新材料和新工艺进一步提高 该对摩擦副的使用寿命 ( 6 ) 研究内燃机磨合过程的摩擦学设计，建立其磨合过程的动力学模型，探 讨影响磨合的各种因素，解决好磨合过程中的载荷速度一时间磨合优化问题。 ( 7 ) 研究新型发动机润滑剂，将润滑与摩擦学改性有机统一起来。 1 5 本文选题的意义和目的 ( 1 ) 活塞组是往复式内燃机中最重要的运动件之一，其性能直接影响整机的性 能和寿命在内燃机总的机械损失中，活塞组的摩擦损失大约占4 0 6 0 。因 此降低活塞组与缸套之间的摩擦损失是提高内燃机机械效率的重要方面。 ( 2 ) 活塞环是活塞组中十分重要的零件，它的工作条件又是发动机所有配合副 中最苛刻的高温，高压以及运动方向、运动速率和润滑油粘度等都不断变化。 尽可能考虑多种因素的影响，使计算分析结果更加符合实际工况，以便于应用于 实际。 ( 3 ) 深入研究流体动压润滑油膜沿活塞环一缸套表面的分布状况，分析流体动 压油膜对气缸磨损的影响，对于减少气缸磨损，提高发动机的工作性能，都有着重 要意义。 1 6 本课题的提出及来源 目前，许多求解方法是借助现成的性能关系曲线或表格来进行设计计算， 其中有的精度较低，有的缺乏在各种工况下的通用性，使用这种方法就显得既 费时又费力，不太实际 特别是近年来，由于电子计算机的发展，数值求解方法在活塞环一缸套润 滑设计中得到广泛应用，在各种工况下润滑状况的设计分析成为可能，从而使 相应的设计方法得到了迅速的发展，并积累了大量的数据和设计经验，虽然也 有许多的设计程序可供选用，但它们多是适用于某一个特定工况或者只考虑某 些因素，而忽略了其它因素的影响，因而缺乏一定的通用性 山东巨菱股份有限公司是一家专门生产单缸小型动力机械的企业，s d l l l 0 型 柴油机是其主要代表产品之一它的润滑设计还是用手工计算，精度较差，这一 点在工程实际中已被验证本课题在总结现有活塞环一缸套润滑理论的基础上， 第2 章润滑油粘温粘特性 第2 章润滑油的粘温粘压特性 2 1 概述 润滑油的粘度是评价其性能最重要的指标，它是流体内部分子在相对运动时 所产生的内部摩擦阻力，是选用润滑油牌号的主要依据。因此，深入细致的研究 润滑油的粘度特性对于研究活塞环润滑设计有着重要意义。 2 2 温度对粘度的影响 润滑油粘度对温度十分敏感，温度升高、粘度减小：温度降低、粘度增大。 润滑油这种粘度随温度变化的特性称为“粘温特性”同时温度也是决定粘度大 小的最重要的因素。润滑油之所以存在“粘温特性”是因为粘度是由分子间的 相互作用引起的，分子间的相互作用愈大、粘度愈高；反之，粘度愈低。当温 度降低时，油分子之间的间距缩小，相互作用增大，因而粘度升高；而当温度 升高时，油分子之间间距增大，相互作用减小，因而粘度降低。润滑油粘度随 温度变化愈小，它的“粘温特性”就愈好，其润滑性能也愈好。反之，润滑油 粘度随温度变化愈大，它的“粘温特性”就愈差，其润滑性能也愈差 一般地，润滑油在7 5 。c 以下时其粘度随温度变化非常显著；温度高于7 5 c 时粘度随温度变化较为缓慢，这时润滑油的使用性能最好f l i j f ”j 。 在我国，广泛采用粘度比、粘度温度指数以及粘度指数三种方式来衡量粘温特 性。其中粘度比是指同一润滑油低温粘度值与高温粘度值之比，其值越小，说明 其粘温特性越好。粘度温度指数适用于那些温度变化范围很大的，它是0 1 2 和1 0 0 c 粘度差与5 0 c 的粘度之比，它的值越小，润滑油的粘温特性越好。而粘度指数是 指粘度随温度的变化的程度与标准润滑油相比较时的相对数值，随温度变化枯度 变化越大的润滑油，其粘度指数越小；反之随着温度变化，粘度变化小，则有较 高的粘度指数。粘度指数越高，其粘温特性也越好【i ”。 2 3 压力对粘度的影响 除了温度以外，压力也是影响润滑油粘度的一个重要的因素。这是由于润 滑油受到压力时分子间距离减小，吸引力增加，因而粘度也随之增大。对于一 般的矿物油，通常压力在大于2 1 0 7 n m 2 ( 2 0 m p a ) 时，粘度随压力的变化才变得 山东大学硕士学位论文 。i - , ! ! ! ! 自! ! 自自! ! s 詈! ! 自! ! 目! 目! 目! ! ! ! 曼目! g ! ! ! = ! 自! ! = s e g g ! 目e ! 自自! | ! ! ! ! ! ! ! e ! g ! 自詈! ! e ! 目g 自! ! ! 皇 明显，需要考虑压力对粘度的影响；当压力达到3 5 4 1 0 7 n m 2 时，其粘度约 为大气压下的2 倍粘压关系式般用下式近似表示【1 4 】【15 】【16 1 ： ，7 。= 玑p ”( 2 - i ) 式中，7 。压力为p 时的粘度； 仉压力为1 个大气压时的粘度： 口粘压系数，取决于流体的性质 2 4h c 1 1 润滑油的粘度测定 山东巨菱股份有限公司生产的s d i l l 0 型及其变型柴油机，使用的润滑油为 h c 1 1 号润滑油。测量数据如下： 2 4 1 在不同温度下2 0 0 m l 被测润滑油流出的时间 表2 一l 不同温度下2 0 0 m l h c 1 l 润滑油流出时间 糟 温主 新油( s ) 使用8 小时后( s ) 使用5 3 小时后( s ) 9 0 0 c 1 5 5 8 31 4 0 5 51 2 8 8 l 7 0 0 c2 5 5 2 3 2 2 9 0 l1 7 5 2 l 5 0 0 c5 1 2 3 8 4 5 4 1 94 1 4 5 8 2 4 2 不同使用时间的h c 1 1 润滑油的运动粘度 表2 2 不同使用时间后h e - 1 i 润滑油的运动粘度 糟 使用5 3 小时后 新油( c s t ) 使用8 小时后( c s t ) 温度 ( c s t ) 9 0 0 c2 1 6 1 2 1 8 9 1 31 6 7 8 8 7 0 。c 3 7 2 3 93 3 2 4 l2 4 9 4 2 5 0 ”c7 5 9 5 96 7 2 3 66 1 2 8 8 2 4 3h c 1 1 润滑油的粘一温曲线 把温度作为横坐标轴，粘度作为纵坐标轴，作出新油和寿命中期油的粘一 温曲线，如图2 1 所示。从图2 1 润滑油的粘一温曲线可以看出：随着温度的升高， 第2 章润滑油粘温粘特性 润滑油的粘度在温度在小于7 5 c 下降的比较快，而温度在大于7 5 c 时则曲线变 得相对平缓，可以看出温度对粘度的影响很大；另一方面随着使用时间的延长， 粘度值变化幅度不是很大对于s d i l l 0 型柴油机来说，其活塞环一缸套的工作 温度一般在9 0 左右，从而导致润滑油的粘度大幅度下降，但是由于h c - 1 l 润 滑油在此温度范围内粘温曲线趋于平缓，因此其使用性能非常好。所以，要精 确的分析研究活塞环一缸套的润滑性能状态，准确的进行活塞环一缸套润滑设 计，必须要考虑温度对润滑油粘度的影响。 运动 8 0 6 0 4 0 2 0 图2 - 1 润滑油粘一温曲线图( 实验值) 2 4 4h c 11 润滑油的粘一温表达式 润滑油的粘一温关系十分复杂，目前主要有雷诺粘度方程、幂指数表达式的 斯洛特( k f s l o n e ) 方程和伏格尔( h v o g e l ) 方程【1 6 1 雷诺粘度方程虽然精度较 低，但它最简单。对h c 1 l 号润滑油，本文采用雷诺粘度方程的形式表示粘一 温关系。 雷诺粘度方程为： ，7 = 船1( 2 - 2 ) 式中f 温度； 2 5 本章小结 本章主要介绍了润滑剂的粘温特性、粘压特性，并根据实验结果求出了粘 温公式，为下一步的润滑计算打下了基础 第4 章柴油机气缸内压力的计算 ( 岷n i h i k 铂。h i k h k ) 嘲k 飞k 叶k k ) 讹( v “2 吨k 吨k 嘞k ) 其中，p 。为气体压力，v 为气体体积，因为气体体积是曲轴转角的函数，所以 这里用曲轴的转角p 来表示方程中的体积。如表3 1 所示，我们可以采用五点为 一个区间，每一个区间拟合为一条压力曲线方程，压缩过程五个区间分别是： 一1 8 0 0 妒- 1 4 0 0 、一1 4 0 。 妒s - - 9 0 0 、- - 9 0 。 9 s - - 4 0 。、- - 4 0 。 伊s 一5 。，l 司样 对于膨胀过程五个区间分别为：1 4 0 0 s 伊1 8 0 。、9 0 。sd p 1 4 0 。、4 0 0 p 9 0 。、 5 。sp 4 0 0 ，把各个区间的五点取值分别代人式( 3 一1 ) ，得到各个区间的压力曲线 拟合方程，这样在压缩和膨胀过程，曲轴在一定的转角就会根据压力曲线求得 气缸内压力。 表3 - i 工作过程示功图取值( 压力单位b a r ，角度单位o ) 压 妒( y ) 1 8 01 7 01 6 01 5 01 4 0 1 3 01 2 01 l o 1 0 0- 9 0 缩 p 0 2o 4o 611 21 4l 61 822 3 过 8 0 7 06 05 0- 4 03 02 01 51 05 续上 程 2 945 67 61 1 61 82 83 44 l4 3 膨 妒( v ) 1 8 0 1 7 01 6 01 5 01 4 01 3 01 2 01 1 0l o o 9 0 胀 p o 2o 4o 611 21 41 61 82 23 过 8 07 06 0 5 04 03 02 01 51 05 续上 程 3 95 67 61 0 41 7 2 63 84 55 76 4 对于燃烧爆发压力点附近的小区间5 0 妒 5 。，其压力可以用爆发点压力代 替，爆发点压力为6 4 b a r ，这样对最终计算结果影响不是很大【1 8 】 3 3 气缸容积与轴颈转角之间的关系 气缸容积与轴颈转角之间的关系式1 7 1 y = 壁4l e - 1 水护1c 扣三眄) p z ， 式中妒为曲柄转角( 偏心线与上止点之间夹角) ，从上止点妒- - - - 0 开始算 起： p l p 4 p 2 o t ” 4 1 v l，。 r = 桥 l、 、 j l j 1 0 图3 - 3 作功行程示意图 3 4 3 气缸压力方程 在压缩过程中，气体压力的变化： p 曲轴转角 通过对压缩行程和作功行程压力的计算，可以得到理论的示功图。 3 4 4 气体压力p 。的曲线 根据山东巨菱股份有限公司的产品：s d l l l 0 型单缸柴油机。通过试验获得了 第4 章柴油机气缸内压力的计算 气体压力随曲轴转角的变化关系曲线。为了计算简单，变化曲线可模拟如下： 图3 4 气体压力一曲轴转角关系曲线 3 4 5 第一环与第二环问的压力差分布 根据文献【2 0 】的图3 1 6 、文献【2 l 】的图2 、文献【2 2 】的图3 ，可知第一、二环间 压力值分别约为气缸压力值的2 0 0 、1 2 3 、2 6 7 ，其极大值分别滞后于气缸 压力极值7 5 0 、7 3 4 2 0 、4 0 。左右( 后者系对柴油机而言) 。另从文献【2 3 】的图6 知， 当气缸压力为3 9 2 0 k p a 时，第二环背压力为7 3 5 k p a ，即第二环的背压力约为气缸 压力的1 8 7 5 。本文计算时，取上述数据的平均值，即取第一、二环间的压力为 气缸压力的1 9 4 3 ，极大值滞后角为7 0 0 ，再根据这两个参数，经插值计算可得 第一和第二环间的压力p 2 ，再由p 。- p ：，求得第一环上端和下端的压力差值，据 此可求得的压力差咖 3 5 本章小结 本章主要通过示功图对气缸内压力进行了分析计算，求出了曲轴转角和压 力之间的关系式，为下一步的载荷计算打下了基础 ( 1 ) 工作应力盯是将活塞装入汽缸后产生的；这一应力的大小取决于活塞的结构 尺寸、接触应力的分布图和材料的弹性模量 ( 2 ) 加工应力盯。加工活塞环毛坯中的应力。 ( 3 ) 安装应力仃是把活塞环装到活塞上去时产生的。 第4 章活塞环参数 计算活塞环工作应力时，应综合考虑以上三种应力的影响。 4 2 2 活塞环的结构尺寸对润滑性能的影晌 降低活塞环的高度，活塞环振动和折断的概率也要减少【2 5 1 。h g 勃连德尔早 在1 9 5 0 年就指出，以后又在实际应用的材料中阐明了，在发动机的强化工况下， 降低活塞的高度对于消除活塞环和气缸的擦伤会产生有力的影响。欧洲某些公司 生产的柴油机在其活塞上装有高度较大的活塞环，由于活塞环和气缸的擦伤而使 活塞受到损害于是他们规定了在同样的活塞上装上工作带高度较小的活塞环。 活塞环这样更改以后，不仅消除了擦伤，柴油机也能可靠地工作了。 活塞的高度不会改变活塞环弹力和环被空隙的气体压力对缸壁产生的公称的 接触压力。但是根据h g 勃连德尔的概念，降低活塞环的高度，活塞环与气缸接 触面上的实际接触压力要降低。因为，活塞环的高度降低时，表面的接触部分相 对增大。对于高度较小的活塞环，气缸的变形和表面不平度所起的副作用不像对 高度大的活塞环那样显著。高环的接触面积只有其公称表面积的十分之一，而矮 环接触面的相对分量要大好几倍，故实际接触面积要相应地降低( 到1 6 ) 。 采用矮环除了使实际与气缸接触的表面积增大以外，还改善了环端的接触， 因为矮环刚度较小，可以充分适应活塞环槽端面的不平度。h g 勃连德尔建议取 1 t 、 缸径与活塞环高度的比值为：二= ；= 6 5 7 5 作为行之有效的标准。其实在许多 r b 欧洲的发动机上和一些美国发动机上，现在还使用的老结构的气缸上，这一比值 等于3 5 5 0 2 6 1 应当指出，在一台单缸发动机上试验过的矮活塞环，如气缸直径 1n d = 1 6 0 m m ，而其高度b = 1 4 m m ，即比值二= ；= 1 0 0 ，它在烧损倾向方面有相当大 r b 的优点。矮环的优点是减少了磨擦损失，降低了活塞环槽高度上的磨损，加速活 塞环的磨合。同时，降低活塞环的高度也就意味着缩小了发动机的外形尺寸，减 轻了重量。第一道环槽在高度方面的磨损和端面间隙增大是使用中导致发动机拆 检和修理的最常见的故障。出现这种故障是由于活塞环在摩擦力和惯性力的作用 下，于间隙的界限内在环槽中移动，敲击环槽端面，损伤环槽。此外，当活塞在 气缸中改变运动方向而出现横向移动时，以及当气缸形状偏离圆柱形时，活塞环 山东大学硕士学位论文 受到力的作用而相对于活塞移动，因而使环槽磨损。显然，活塞环端面挤压压力 越高，环槽的磨损和损伤就越大。因此，在分析活塞环高度对端面挤压的影响时， 活塞环上、下端面气体压力差可能产生相当大的合力。 表l 三十年代和六十年代的s a e 标准推荐的气环高度b 与气缸直径d 的关系 三十年代的s a e 标准六十年代的s a e 标准 直径d 。m i l lb ，m i l l d b = 1 1 7 直径d m i l l b m m d b = 1 玎 5 0 8 11 2 7 3 1 7 51 6 3 65 0 8 1 2 5 41 1 9 0 3 9 1 0 5 1 5 8 7 1 9 8 4 2 3 8 l 3 1 7 5 1 1 4 3 1 3 8 13 9 6 82 8 5 0 4 51 2 7 啦之0 3 22 3 8 12 0 8 5 1 3 9 7 1 6 3 54 7 6 22 9 ，3 43 1 7 5 1 6 5 1 2 0 3 26 3 5 02 每0 23 9 6 8 4 7 6 2 6 3 5 0 4 2 3 活塞环对气缸壁的平均接触应力 对于等压环，善= 0 ，平均接触比压力用式( 4 1 ) 计算1 2 ，。r - ! - o 譬2f 丽0 4 砜2 4 e a 丽tf 为了画成线图，可把上式改为( 4 - 2 ) 。 瓦- - 1 0 p 。e = 4 2 4 ( a d ) ( d i , - 1 7 1 0 3j ( 4 - 2 ) 由此即得出活塞环对气缸壁的平均接触比压力为 ，。=10。e歹。(4-3) 如果发动机没有活塞环振动和缩紧的危险，那么，为了减少摩擦的损失，就希望 采用比值d f 较大，因而弹性不高的活塞环。与此同时，活塞环对气缸变形的良 好适应性又要求在强度许可的情况下，选择尽可能大的比值a d 第4 章活塞环参数 4 2 4 开口处降低接触压力的活塞环 这种环具有许多优点，在活塞环环端具有较高的接触压力的情况下，活塞环 端部就会突入这些气口之中并被折断。在这种情况下，唯一的办法就是采用开口 处降低接触压力的活塞环。 4 3 活塞环和气缸的磨损 活塞环和气缸的磨损是决定内燃机寿命的主要因素之一。它们的过度磨损会 导致内燃机的噪音和振动增大，燃气泄漏量增大，润滑油消耗增加，功率下降， 燃油消耗率加大。对柴油机来说，还会产生启动困难，燃烧不完善而冒黑烟等现 象。影响活塞环和气缸的磨损因素很多，主要有活塞和气缸的设计、采用的金属 材料和加工工艺、内燃机的使用状态，当然也和润滑油有关。 与一般的机械零件的磨损现象相比，活塞环和气缸的磨损有显著的不同，主 要有以下几点： ( 1 ) 活塞环和气缸问的摩擦表面有燃烧气体作用。它温度高、压力大。并含有 炭粒等固体物质。酸、水分等化学腐蚀性很大 ( 2 ) 在上止点附近，活塞运动速度接近于零，因而油膜不易形成。而且该处温 度高、压力大，润滑条件最差。因此、在第一活塞环上止点处的气缸壁磨损最严 重。 ( 3 ) 离燃烧室最近的第一活塞环最易磨损。 ( 4 ) 内燃机吸入的空气、燃油和润滑油，如果滤清器设计或使用不当，易于进 入尘土 ( 5 ) 由于振动或爆震等引起异常磨损。 4 4 本章小结 本章介绍了活塞环的润滑、磨损状况，并说明了活塞环的有关尺寸和计算平 均接触应力的公式，为下一章建立计算方程提供依据。 下面开始推导雷诺方程一般形式，如图5 2 是油楔剖面