1995-活塞顶环设计对机油耗的影响翻译-950937V001

活塞顶环对机油耗的影响摘要在柴油机中，为减少机油耗控制微粒排放是非常重要的。

为了控制柴油机机油耗，改变耐久性试验中活塞顶环滑动轮廓机理，其轮廓对机油耗的影响起到了决定性的作用。

上述结果表明，机油耗很大程度上取决于barrel face drop圆柱面下降（e）与耐久性试验后活塞顶环有效滑动面宽度（B）比率大小。

研究结果显示，当e/ B比率低于6 /1000时，机油耗量会大大增加。

降低机油耗的一种有效方法是通过优化顶环设计来控制e / B比率。

引言从环境保护，空气污染，以及对人类健康的影响角度考虑，减少柴油机废气污染已经成为社会关注的焦点。

为了降低微粒排放，应尽量减少机油耗，在部分载荷工况下可以减少微粒排放。

过去虽然很多文章中已提出了减少机油耗的相关措施，但是只有少数人研究了活塞顶环设计对机油耗的影响1），2），3）*。

这是因为，在一般情况下，顶环被认为只起到气体密封的作用，而油环和二环的功能才是控制机油耗。

事实上，顶环对机油耗有决定性的作用，不能够忽略。

本文介绍了对改变耐久性试验中活塞顶环滑动轮廓机理的研究结果以及其轮廓对机油耗的影响。

测试条件测试发动机和活塞顶环的参数——表1所示为发动机和测试中使用顶环的详细规格。

所有被测顶环都是标准梯形结构。

滑动面镀铬。

梯形活塞环广泛用于重型柴油机上，以避免环粘。

梯形环按其与环槽接触面的梯形角度公差如何确定分为三种类型：(A) 外部密封，或前缘位置接触（环角大于槽角）。

(B) 凸起，或线线接触（环角和槽角相同）。

(C) 内密封，或背面边缘位置接触（环角比槽角小）。

在这项研究中，通过改变环角，同时保持活塞环槽角不变对（A）和（C）进行了评价。

耐久性试验条件 -耐久性试验采用了两种工作模式。

测量模式A主要包括额定功况以及高怠速和低怠速工况，而测量模式B是指额定工况和排气制动工况。

详细的测试条件见表2。

在耐久性测试之前和之后都要测量机油耗量，在额定功率条件下采用排重方法连续运转。

通过燃油消耗率和相对值测量机油耗。

表1 发动机和活塞顶环参数表2 详细的测试条件测试结果顶环梯形角对机油耗随时间变化的影响——图1显示了耐久性测试前后，使用外部和内部密封顶环机油耗测量结果的比较。

在测量模式A中，外部和内部密封环之间机油耗的差异很小。

相反，在测量模式B中，两种类型活塞环的机油耗明显不同。

使用外部密封的机油耗会增加。

为了证实机油耗的增加是顶环的作用，我们将活塞环更换掉。

如图2所示，通过更换一个新的顶环，机油耗量减少到了刚开始时的水平。

另一方面，将所有的活塞环都换成新，结果与只更换顶环的结果相差不大。

此外，对使用过的活塞环再次进行试验，采用测量模式B后其机油耗水平同样，呈现出明显的相关性。

这些结果证实顶环磨损在机油耗中起着越来越重要的作用。

图3显示的耐久性试验后活塞顶环滑动轮廓。

测试前的轮廓是对称的圆柱面。

工作模式B耐久性试验后与模式A试验后的滑动轮廓有明显的不同，几乎与气缸平行的轮廓上部分存在磨损。

采用外密封环时这种倾向是最明显的。

此外，最初圆柱面也完全磨损。

图1显示模式B试验后，观察到的环滑动面条件。

外密封环条件下，滑动轮廓上部有划伤。

刮油过多和润滑油膜形成不足似乎都发生在滑动面的上半部分。

另外，内密封圈无划伤迹象。

这似乎表明，顶环向上刮油导致外密封环机油耗逐渐增加。

试验B包括了额定工况和排气制动工况。

为了弄清运转工况对合力滑动轮廓轮廓的影响，对连续排气制动工况进行测试。

试验的轮廓与测试B实验的相同。

这表明排气制动工况是滑动表面轮廓变化的主要的原因，而在测试B中额定工况的影响是微不足道的。

图1 顶环内密封和外密封机油耗比较图2 分析机油耗增加原因图3 耐久性试验后内密封和外密封活塞顶环轮廓照片1 耐久性测试后滑动面状况顶环滑动轮廓1)滑动轮廓形成的机理简介耐久性试验后，由于表面磨损形成了一个新的滑动面。

为了在耐久性测试后评估顶环滑动面，滑动表面的最大正切称为“顶环移动角α”。

研究表明，矩形环的α值几乎与活塞倾斜角完全一致2）。

然而，在梯形活塞环中，他们之间的关系并不简单，因为活塞环和环槽之间存在一个角度差。

图4显示了内环/活塞环槽相对角θ0（活塞环槽内底面角减去活塞环内底面角）和顶环滑动角之间的关系。

当θ0增加时，α也随之增加。

然而，θ0与α的关系在不同操作模式（测试A和试验B）下也是不相同的。

图5显示的是测试后环/活塞环槽相对角度θ和和顶环滑动角α之间的关系。

不论那种操作模式（测试A和试验B），相对角度θ和和顶环滑动角α指向同一条直线。

也就是说，不论在哪种运作模式下顶环滑动角α是由顶环滑动角α决定的。

此外，在θ=0时α值在图5中为20′。

由于热变形（见图6）的影响，从有限元分析中得到的发动机额定工况下活塞环槽倾斜角“Δθ”接近于15′。

因此，顶环磨损角度α来是由于在膨胀行程中产生的燃烧压力作用在活塞环槽磨损导致的。

也有文献指出，发动机运转时，不只是活塞环滑动面，其两环岸及和与之匹配的活塞环槽也产生了磨损。

此外，相对角度θ由于环变形而有所改变。

因此，顶环滑动面角α也随着时间变化（见图7）。

2) 排气制动工况下顶环滑动面轮廓的图3所示为模式A和模式B测试后上下环面梯形角度的变化。

在测量模式B中，上下环面的梯形角度都有很大的变化，低表面的梯形角度有所增加。

因为整个梯形角（上表面梯形角加上底面梯形角）在测试前后均没有什么变化，但是环在测试过程中出现了塑性变形。

也就是说，在测量模式B（排气制动工况）中活塞顶环轮廓的纵向磨损是由于与活塞环槽相对角度减小而引起的顶环轮廓角α（几乎为0）减小引起的。

这是由于活塞环塑性变形导致底面梯形角的增加引起的尽管我们还不太清楚到底是什么因素导致在排气制动工况底面梯形角（塑性变形）度有所增加，但是以下因素对变形还是有影响的。

1)在测量模式A中，发动机以额定功率运转但不再排气制动工况下，底面梯形角的变化很小。

图8所示为排气制动功率对顶环塑性变形的影响，而图9显示的是活塞顶环环槽的温度变化。

当制动功率增加时，活塞顶环环槽的温度会增加，从而导致顶环塑性变形增加。

2)活塞环的材料：图10所示是在发动机测试的排气制动工况下活塞环材料对塑性变形（在底面梯形角处有所增加）的影响。

耐高温钢（高铬不锈钢）会使变形方向相反（在底面梯形角处变形有所减小，而变形比球墨铸铁小。

因此，环材料在高温条件下的拉伸强度对梯形角的变化有所影响。

得出以下结论，在高温情况下，活塞环的变形对制动工况下梯形角的变化有所影响。

图5 发动机a中顶环磨损角度α和初始环槽相对角θ0 图6 测试后顶环磨损角度α和初始环槽相对角θ0顶环滑动轮廓和机油耗顶环磨损角和机油耗之间的关系——图11所示为顶环磨损角α和机油耗之间的关系。

数据附在两条在α值很小时就分离的曲线上。

然而，机油耗不能只由α解释。

从滑动轮廓的详细分析看出，α很小时，初始圆筒面的机油耗很低；而当顶环磨损角α较小，磨损到环上部分的末端时，机油耗迅速增加。

相反，当一个叫作“轴承表面副”出现时，即使α很大，机油耗也很高。

活塞顶环滑动面e/B和机油耗之间的关系——为了检测图11中曲线分离的原因，对滑动轮廓进行了比较。

图12为比较结果，(A)的机油耗低、顶环滑动角α小，(B)的机油耗很高，而顶环滑动角α和(A)一样， (C)的机油耗低而顶环滑动角α大，(D)的机油耗很高、顶环滑动角α较大。

(A) 和(B) 的比较结果显示，由于圆柱面没有磨损，(A)中从滑动轮廓顶部到环上部分末端的距离e较大，而在(B)中由于圆柱面完全磨损导致距离很小。

另一方面，(C)和(D)之间的比较显示，从环上部分末端到实际的滑动面之间的长度B在(D)中要比(C)中的长，这是由于“轴承表面副”的出现造成的。

图6 额定工况下活塞热变形有限元分析图7 顶环磨损角度α变化表3 梯形上面和底面斜角Furuhama在他的“活塞环液体动力摩擦理论”4)中提出了如图13所示的滑动轮廓模拟，模拟对“e”（barrel face drop），“B”（有效滑动宽度）和上文中提到的“e”和“B”中的“B”（总滑动宽度）都作了简单的解释。

也就是说，可以将由于活塞环滑动轮廓产生的机油耗变化看作缸套和顶环之间油膜形成的变化，“e”和“B”也一样对机油耗有重要影响。

“e” 和有效滑动宽度“B”都从滑动轮廓进行测量，而不是上文提到的α以及根据e/B重新整理的数据，如图14所示。

机油耗随着e/B的增加而增加。

但是，当e/B小于6/1000时，机油耗会突然增加。

这主要是因为在顶环上升时，油膜形成不足，从而导致刮油过多。

在测量模式B中，机油耗增加机理可以通过这个原理解释。

此外，在(A)中顶环的磨损角无法解释，可以这样说，由于初始圆柱面不变且e/B>6/1000从而导致了机油耗较低。

在(D)，由于滑动面“轴承表面副”的存在导致B值较大，并且e/B<6/1000从而导致机油耗很高。

油膜厚度和机油耗的关系——由于顶环滑动面e/B变化导致的机油耗改变可以看作发动机每个冲程中由于e/B变化导致的油膜厚度变化。

Yoshida等人采用“scrape-down volume刮油量” (SDV)来描述上行和下行冲程之间每个曲轴转角处油膜厚度的差异从上止点到下止点的综合，并得出结论机油耗和SDV的关系十分密切2)。

图8 制动功率对环塑性变形的影响图9 制动功率对环槽温度的影响图10 材料对环塑性变形的影响在顶环滑动面的不同e/B值处的油膜厚度要通过Furuhama的模型估计。

图15为进气和燃烧冲程e/B和最大油膜厚度之间的关系。

图16为SDV和e/B的关系图。

当e/B值为0.006-0.008时，SDV出现最大值，当e/B值小于0.006时，SDV迅速下降。

这种趋势和图14相似。

然而，在图16中，当B值降低时SDV也减小，在图14中则是相反的。

不能从图14中得出结论，相反图中没有出现任何影响。

图11 顶环滑动面和机油耗的关系图12 顶环轮廓对比图13 Furuhama估算油膜厚度的模型图14 e/B和机油耗的关系通过顶环非对称圆柱面降低油耗如上文所述，测量模式B中机油耗的增加是由于顶环滑动轮廓的e/B值太小造成的。

因此，可以通过调整e/B值减小机油耗。

为了证明这样是可行的，可以在活塞环上做一个用于扭转的内切口来增加e值。

在上升冲程，e因扭转的次数增加。

此外，为了避免e/B过大，可以采用非对称圆柱面，使得圆柱顶向下移动从而增加B值。

这种轮廓模拟了重型柴油机顶环受到很高的燃烧压力后的形状，并可能被用来测量初始机油耗的减小。

在测试发动机a、b以及测量模式A、B中都使用这种活塞环，测试结果如图17所示。

在耐久性试验中，e/B一直保持在一个合理的水平，从而机油耗表现极佳。

图15 最大油膜厚度和e/B关系图16 e/B和SDV关系图17 耐久性试验后非对称圆柱面顶环滑动轮廓结论本文研究了顶环滑动轮廓对机油耗的影响及其机理。