楊紹卿, 翟振東, 王憲成， 王雪

(1.陸軍裝甲兵學(xué)院 車輛工程系， 北京 100072； 2.71375部隊(duì)， 黑龍江 哈爾濱 150000)

0 引言

柴油機(jī)在使用過程中，隨著使用時(shí)間的增加，缸套- 活塞環(huán)和氣門等部件的磨損量不斷加大，導(dǎo)致柴油機(jī)氣缸發(fā)生較為嚴(yán)重的漏氣現(xiàn)象。柴油機(jī)壓縮行程中，氣缸漏氣會(huì)使缸內(nèi)最大壓縮壓力降低，著火延遲，使柴油機(jī)起動(dòng)困難；做功行程中，氣缸漏氣使柴油機(jī)缸內(nèi)高溫工質(zhì)泄漏，導(dǎo)致柴油機(jī)出現(xiàn)輸出功率降低、機(jī)油品質(zhì)劣化加速、燃油有效比油耗增加等問題。因此，柴油機(jī)氣缸的漏氣狀況是表征柴油機(jī)動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性的一個(gè)重要參數(shù)，氣缸的氣密性直接地反映了缸套- 活塞環(huán)組合的磨損狀況，表征了柴油機(jī)技術(shù)狀況劣化的程度。

對(duì)保險(xiǎn)期試驗(yàn)結(jié)束后柴油機(jī)氣缸的拆解檢測(cè)表明，缸套- 活塞環(huán)組的漏氣量占缸內(nèi)漏氣量的95%以上，且缸套- 活塞環(huán)的磨損和活塞環(huán)的扭曲變形是引起氣缸密封性下降的主要原因[1]。目前，檢測(cè)柴油機(jī)氣缸密封性的方法主要有：

1)直接檢測(cè)法。劉衛(wèi)平等[2]采用檢測(cè)氣缸底部靜態(tài)泄漏流量的方法檢測(cè)氣缸密封性；張洪超等[3]通過測(cè)量曲軸箱壓力的波動(dòng)計(jì)算各個(gè)氣缸的漏氣流量；邱宗敏等[4]、Mao等[5]通過測(cè)量氣缸最大壓縮壓力的方法對(duì)氣缸密封性進(jìn)行評(píng)估。直接檢測(cè)法主要存在的問題包括傳感器安裝復(fù)雜、需要對(duì)柴油機(jī)進(jìn)行拆解以及高成本的問題。

2)間接檢測(cè)法。歸柯庭等[6]采用高速壓差法檢測(cè)氣體泄漏量；袁泉[7]利用起動(dòng)過程的電壓、電流信號(hào)分析各氣缸之間密封性的相對(duì)值；謝靜等[8]研究了密封環(huán)端面流體的動(dòng)壓特性，由此來判斷密封環(huán)的密封性；Meng等[9]以瞬時(shí)轉(zhuǎn)速波動(dòng)率為特征參數(shù)判斷各氣缸的密封性。氣缸密封性的間接檢測(cè)法主要是通過測(cè)量其他相關(guān)參數(shù)來間接對(duì)氣缸漏氣狀況進(jìn)行評(píng)判的檢測(cè)方法。當(dāng)前，對(duì)于缸套- 活塞環(huán)組密封性能的數(shù)值計(jì)算，絕大多數(shù)研究采用的是間接測(cè)量法。Stedman等[10]建立了活塞環(huán)端面氣體泄漏的數(shù)值預(yù)測(cè)模型；任曉等[11]分析了活塞環(huán)- 缸套接觸面的密封性能。間接測(cè)量法存在計(jì)算繁瑣、結(jié)果偏差大等問題，同時(shí)缺乏能夠準(zhǔn)確直接分析活塞環(huán)漏氣量的數(shù)值計(jì)算模型。

本文以柴油機(jī)缸套- 活塞環(huán)作為研究對(duì)象，對(duì)活塞壓縮行程內(nèi)缸套- 活塞環(huán)漏氣的過程進(jìn)行了分析與簡(jiǎn)化，建立了壓縮過程活塞環(huán)開口間隙的氣缸當(dāng)量漏氣面積檢測(cè)模型，在非拆解狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)了柴油機(jī)非運(yùn)行狀態(tài)氣缸漏氣面積的定量分析。

1 氣缸漏氣的表征參數(shù)與簡(jiǎn)化模型

1.1 氣缸密封性下降的機(jī)理分析

在柴油機(jī)使用過程中，在高溫、高壓燃?xì)獾淖饔孟?，缸套與活塞環(huán)之間產(chǎn)生磨損、腐蝕、燒蝕以及彈塑性變形，導(dǎo)致氣缸密封性下降、壓縮壓力下降。缸套- 活塞環(huán)的漏氣通道主要有：1)活塞環(huán)外周與缸套內(nèi)壁面間隙；2)活塞環(huán)端面?zhèn)认杜c背隙；3)活塞環(huán)開口間隙。

選取6臺(tái)某型柴油機(jī)，測(cè)試其400 h保險(xiǎn)期臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)束時(shí)的性能參數(shù)與拆解數(shù)據(jù)。采用Pearson相關(guān)性分析法，計(jì)算缸套- 活塞環(huán)組各間隙檢測(cè)尺寸與柴油機(jī)性能參數(shù)之間的相關(guān)性，分析結(jié)果如表1所示。

由表1的相關(guān)性分析結(jié)果可知，梯形環(huán)開口間隙的增量與柴油機(jī)功率下降、比油耗上升和機(jī)油消耗增加量相關(guān)性最高，相關(guān)系數(shù)分別為-0.879、0.838和0.789，梯形環(huán)開口增量與輸出性能存在較強(qiáng)的負(fù)相關(guān)性，與經(jīng)濟(jì)性能劣化有較強(qiáng)的正相關(guān)性。由燃燒室技術(shù)狀況檢測(cè)[12]可知，氣門與氣門座間隙磨損導(dǎo)致的漏氣量?jī)H占?xì)飧卓偮饬康?%～5%，因此在分析氣缸密封性時(shí)，僅考慮缸套- 活塞環(huán)處漏氣。

1.2 當(dāng)量漏氣面積的基本假設(shè)

在柴油機(jī)壓縮行程中，噴油器未開始噴油的階段，氣缸進(jìn)、排氣門關(guān)閉，缸內(nèi)氣體僅從缸套- 活塞環(huán)處泄漏。因此，可將活塞壓縮行程中活塞環(huán)開口間隙、活塞環(huán)與缸套間隙以及活塞環(huán)端面?zhèn)认杜c背隙等通道漏氣導(dǎo)致的缸內(nèi)氣體壓降，全部等效成活塞環(huán)當(dāng)量開口間隙所造成的缸內(nèi)氣體壓降，定義該當(dāng)量開口間隙的面積為氣缸的當(dāng)量漏氣面積。

當(dāng)量漏氣面積建立在以下假設(shè)的基礎(chǔ)上：1)活塞環(huán)端面壓力處處相等，且端面壓力等于環(huán)間壓力，活塞環(huán)端面無氣體泄漏；2)同一曲軸轉(zhuǎn)角處缸套壁面磨損深度在徑向上均勻分布；3)活塞環(huán)外周與缸套壁面緊密貼合，無氣體泄漏；4)燃燒室泄漏氣體流動(dòng)屬于非定常、絕熱流動(dòng)；5)曲軸箱壓力恒等于大氣壓力，不受氣缸漏氣影響。

通過當(dāng)量漏氣面積的定義與基本假設(shè)，可知?dú)飧桩?dāng)量漏氣面積具有以下性質(zhì)：1)在確定曲軸轉(zhuǎn)角處，當(dāng)量漏氣面積僅與該處缸套徑向磨損深度和活塞環(huán)變形量有關(guān)；2)當(dāng)量漏氣面積隨缸套- 活塞環(huán)磨損量增加而增大；3)缸套- 活塞環(huán)磨損狀況一定時(shí)，不同工況壓縮行程計(jì)算所得當(dāng)量漏氣面積一致。

1.3 活塞環(huán)漏氣通道幾何簡(jiǎn)化模型

假設(shè)柴油機(jī)活塞上安裝有n道活塞環(huán)，文獻(xiàn)[13-14]計(jì)算了壓縮行程中柴油機(jī)環(huán)間氣體的壓力，其結(jié)果表明第2道氣環(huán)之后環(huán)間壓力受缸內(nèi)壓力影響較小，可認(rèn)為與曲軸箱內(nèi)壓力接近，因此可對(duì)缸套- 活塞環(huán)多環(huán)實(shí)際密封結(jié)構(gòu)進(jìn)行幾何簡(jiǎn)化，得到活塞環(huán)密封的雙環(huán)幾何模型。

圖1為缸套- 活塞環(huán)的雙環(huán)幾何簡(jiǎn)化模型示意圖。圖1中：腔室1為氣缸及第1道氣環(huán)與活塞的配合間隙所構(gòu)成的空間；腔室2為兩道氣環(huán)與缸套壁面、活塞體構(gòu)成的空間；腔室3為第2道氣環(huán)外部的空間；孔a、孔b分別為兩道氣環(huán)的開口間隙；pi、Vi、Ti、mi分別為腔室i的內(nèi)部氣體壓力、體積、溫度和質(zhì)量，i=1,2；p3和T3分別為腔室3的內(nèi)部氣體壓力和溫度。 為實(shí)現(xiàn)精確數(shù)值計(jì)算，本文假設(shè)兩道氣環(huán)開口大小相等。

2 倒拖壓縮過程缸內(nèi)漏氣分析

在分析氣缸漏氣過程時(shí)，借鑒文獻(xiàn)[15]的研究方法，選取柴油機(jī)斷油倒拖過程的壓縮及膨脹行程的壓力進(jìn)行分析；柴油機(jī)在運(yùn)行工況下，則只選取壓縮行程進(jìn)氣門關(guān)閉至噴油前過程中的壓力，可以認(rèn)為缸內(nèi)工質(zhì)為純空氣；同時(shí)由于兩道氣環(huán)間距較小，可假設(shè)兩道環(huán)開口間隙面積相等[9]，同時(shí)忽略環(huán)間氣體流動(dòng)對(duì)質(zhì)量流量的影響。

柴油機(jī)壓縮行程中，氣缸內(nèi)熱力過程的基本熱力學(xué)方程為

(1)

式中：U為氣缸內(nèi)氣體內(nèi)能(J)；dQw/dφ為缸套壁面?zhèn)鳠崧?J/°CA)，φ為曲軸轉(zhuǎn)角(°)；p為缸內(nèi)氣體壓力(Pa)；V為缸內(nèi)氣體體積(m3)；he為氣缸內(nèi)單位質(zhì)量氣體的焓值；me為氣缸泄漏氣體的質(zhì)量(kg)。

將(1)式改寫成缸內(nèi)氣體比內(nèi)能u隨曲軸轉(zhuǎn)角φ變化的全微分形式：

(2)

式中：T為氣缸內(nèi)的氣體溫度(K)；αc為過量空氣系數(shù)。在壓縮行程中，缸內(nèi)工質(zhì)為純空氣，αc=∞，但實(shí)際計(jì)算中，αc取足夠大即可，通常認(rèn)為αc=1 000[16].

聯(lián)立(1)式、(2)式可得

(3)

式中：cv為氣缸內(nèi)氣體的定容比熱容(J)；m為缸內(nèi)氣體質(zhì)量(kg)。

結(jié)合理想氣體狀態(tài)方程pV=mRgT，(3)式可改寫為

(4)

式中：Rg為理想氣體常數(shù)(J/(kg·K))。

(5)

式中：pi和pj分別為腔室i和腔室j內(nèi)部的氣體壓力(Pa)。

(6)

環(huán)開口處泄漏氣體質(zhì)量流量方程可以寫成

(7)

式中：μ為氣體流量系數(shù)；A為環(huán)開口泄漏面積。

依據(jù)理想氣體狀態(tài)方程，缸內(nèi)氣體泄漏量隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化式為

(8)

聯(lián)立(5)式與(8)式，腔室1泄漏氣體的質(zhì)量可簡(jiǎn)寫為

(9)

腔室2內(nèi)氣體的質(zhì)量變化可簡(jiǎn)寫為

(10)

式中：Δm2為最終泄漏到曲軸箱中的氣體質(zhì)量。

在壓縮行程中，認(rèn)為各活塞環(huán)間體積不發(fā)生變化[14]，泄漏到曲軸箱氣體瞬時(shí)的質(zhì)量流量可寫為

(11)

腔室1泄漏氣體質(zhì)量流量為

(12)

聯(lián)立(9)式～(12)式，得

(13)

氣缸工作容積根據(jù)曲軸轉(zhuǎn)角確定，表達(dá)式[14]為

(14)

式中：d為缸套內(nèi)徑(mm)；S為活塞行程(mm)；λs為連桿比；εc為壓縮比。

(15)

(16)

3 當(dāng)量漏氣面積數(shù)值計(jì)算

3.1 倒拖過程缸內(nèi)傳熱計(jì)算

在柴油機(jī)倒拖過程中，氣缸與缸內(nèi)氣體之間持續(xù)進(jìn)行著熱交換，在計(jì)算運(yùn)行工況下壓縮行程的氣體溫度時(shí)，需考慮壁面?zhèn)鳠釋?duì)氣體溫度的影響。壓縮行程氣體的溫度變化率可由(3)式表示。

應(yīng)用牛頓放熱定律可得單位曲軸轉(zhuǎn)角內(nèi)的壁面?zhèn)鳠崃繛?/p>

(17)

式中：ne為曲軸瞬時(shí)轉(zhuǎn)速(r/min)；Aci為傳熱表面積(m2)；Twi為燃燒室表面瞬時(shí)平均溫度(K)；αhc為工質(zhì)與燃燒室壁的傳熱系數(shù)(W/(m2·K))；i=1, 2, 3對(duì)應(yīng)為活塞、缸蓋和缸套壁面。

工程應(yīng)用中，計(jì)算大缸徑四沖程直噴柴油機(jī)壁面?zhèn)鳠嵯禂?shù)通常選用Woschni經(jīng)驗(yàn)公式[16]，表達(dá)式為

(18)

式中：c1、c2為經(jīng)驗(yàn)修修正系數(shù)，由試驗(yàn)確定；vm為活塞平均速度(m/s)；Vs為氣缸工作容積(m3)；p0為柴油機(jī)倒拖過程中缸內(nèi)氣體壓力(MPa)；pr、Tr、Vr分別為壓縮始點(diǎn)時(shí)缸內(nèi)氣體壓力(MPa)、溫度(K)以及氣缸容積(m3)。

缸套外壁面和冷卻水間的熱量傳遞屬于對(duì)流傳熱過程，距缸套頂端l處缸套內(nèi)壁面的平均溫度計(jì)算可由經(jīng)驗(yàn)公式[16]得到：

(19)

3.2 活塞環(huán)熱變形計(jì)算

在柴油機(jī)壓縮過程中，缸內(nèi)氣體最高溫度可達(dá)800 K[4]，活塞環(huán)和缸套的熱變形會(huì)導(dǎo)致其配合間隙發(fā)生變化。由于150 mm直徑42MnCr52合金鋼缸套在預(yù)緊力矩220 kN·m、氣缸墊剛度為150 GPa條件下徑向最大壓縮變形為3.12 μm，徑向最大膨脹變形為7.75 μm，而與之配套的65Mn鋼梯形環(huán)與扭曲氣環(huán)在壓縮過程中最大周向變形為0.115 mm[17]，缸套變形的尺度遠(yuǎn)小于活塞環(huán)變形的尺度。因此在分析缸內(nèi)漏氣面積時(shí)，忽略缸套變形的影響，僅考慮活塞環(huán)熱變形的影響。

基于當(dāng)量漏氣面積計(jì)算模型的活塞環(huán)與缸套壁面緊密貼合的假設(shè)，活塞環(huán)的徑向熱變形受缸套內(nèi)徑限制，因此僅考慮活塞環(huán)的周向熱變形，其表達(dá)式為

ΔLp=(πd-ap0)αp(Tp-Tp0)，

(20)

式中：ap0為活塞環(huán)開口間隙(mm)；αp為65Mn鋼的平均熱膨脹系數(shù)(l/℃)；Tp為活塞環(huán)溫度(K)；Tp0為活塞環(huán)初始溫度(K)。

活塞環(huán)開口處的截面是由扇形開口間隙、缸套壁面與活塞圍成，由于缸套直徑遠(yuǎn)大于活塞環(huán)開口間隙尺寸，活塞環(huán)開口所對(duì)應(yīng)的弧度可近似等于2πε/d，ε為活塞環(huán)開口間隙，由熱變形引起的弧度變化為2ΔLpπ/d，則活塞環(huán)熱變形導(dǎo)致的面積變化為

(21)

式中：b為活塞環(huán)寬(mm)。

3.3 倒拖壓縮過程活塞環(huán)間壓力求解

(13)式表征了倒拖壓縮過程中缸內(nèi)壓力、活塞環(huán)間壓力和曲軸箱壓力之間的數(shù)值關(guān)系，通過數(shù)值解微分方程的方法可對(duì)環(huán)間壓力進(jìn)行數(shù)值求解。

150 mm缸徑單缸柴油機(jī)試驗(yàn)臺(tái)架型號(hào)參數(shù)如表2所示，試驗(yàn)裝置及采集設(shè)備如圖2所示。試驗(yàn)缸壓傳感器采用美國(guó)Optrand公司產(chǎn) H33294型缸壓傳感器。

表2 150mm缸徑柴油機(jī)試驗(yàn)臺(tái)參數(shù)

測(cè)量單缸機(jī)在倒拖壓縮工況下的瞬時(shí)轉(zhuǎn)速、缸壓以及曲軸箱壓力。取倒拖過程前10 s的缸壓數(shù)據(jù)與瞬時(shí)轉(zhuǎn)速，并進(jìn)行光順濾波處理，去除數(shù)據(jù)中的隨機(jī)波動(dòng)。瞬時(shí)轉(zhuǎn)速和缸壓的測(cè)量處理結(jié)果如圖3所示。

由圖3可見：?jiǎn)胃讬C(jī)倒拖壓縮過程瞬時(shí)轉(zhuǎn)速峰值為298.6 r/min，最小值286.9 r/min，均值為293.3 r/min；缸壓峰值為2.781 MPa，最小值2.541 MPa；倒拖過程瞬時(shí)轉(zhuǎn)速和缸壓均較為穩(wěn)定。

對(duì)倒拖過程的缸壓進(jìn)行均一化處理后，按曲軸轉(zhuǎn)角進(jìn)行表示。將缸內(nèi)壓力與曲軸箱壓力實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)代入(13)式，采用龍格庫塔法求解倒拖過程環(huán)間壓力，得到結(jié)果如圖4所示。

由圖4可見：濾波后缸壓峰值2.723 MPa，對(duì)應(yīng)曲軸轉(zhuǎn)角位置為6°CA；曲軸箱壓力實(shí)測(cè)最大值為0.122 MPa，最小值為0.101 MPa，均值0.109 MPa；環(huán)間壓力計(jì)算值最大值為0.218 MPa，對(duì)應(yīng)曲軸轉(zhuǎn)角位置為65°CA，相比缸壓峰值延遲59°CA. 從檢測(cè)和計(jì)算結(jié)果來看，兩道氣環(huán)密封性良好，環(huán)間壓力與曲軸箱壓力接近。

3.4 當(dāng)量漏氣面積數(shù)值計(jì)算

φ位置處當(dāng)量漏氣面積的數(shù)值計(jì)算流程如圖5所示。

4 當(dāng)量漏氣面積的試驗(yàn)驗(yàn)證

利用該型單缸機(jī)保險(xiǎn)期試驗(yàn)對(duì)當(dāng)量漏氣面積檢測(cè)模型進(jìn)行驗(yàn)證，依據(jù)國(guó)家軍用標(biāo)準(zhǔn)GJB 1822—1993裝甲車輛用柴油機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)方法，試驗(yàn)時(shí)間共400 h，通過測(cè)量試驗(yàn)初始、110 h結(jié)束以及400 h結(jié)束時(shí)倒拖壓縮壓力計(jì)算其當(dāng)量漏氣面積，分析當(dāng)量漏氣面積的特性和變化規(guī)律。保險(xiǎn)期臺(tái)架試驗(yàn)分為40個(gè)循環(huán)，每個(gè)工作循環(huán)持續(xù)運(yùn)行10 h. 其試驗(yàn)工況為外特性工況。單個(gè)工作循環(huán)工況為：2 000 r/min持續(xù)1 h，1 800 r/min持續(xù)7 h，1 600 r/min持續(xù)100 min，1 400 r/min持續(xù)20 min. 運(yùn)行100 h后對(duì)柴油機(jī)進(jìn)行維護(hù)保養(yǎng)；運(yùn)行完300 h將潤(rùn)滑油箱及其管道進(jìn)行清洗，更換新的潤(rùn)滑油；400 h試驗(yàn)結(jié)束后對(duì)被試柴油機(jī)進(jìn)行拆解，測(cè)量相關(guān)的零部件的尺寸變化量。

4.1 當(dāng)量漏氣面積的對(duì)稱性驗(yàn)證

400 h保險(xiǎn)期試驗(yàn)結(jié)束時(shí)，測(cè)量單缸機(jī)倒拖壓縮壓力，計(jì)算得到單缸機(jī)當(dāng)量漏氣面積。由當(dāng)量漏氣面積的定義可知，在確定曲軸轉(zhuǎn)角處，當(dāng)量漏氣面積僅與該處缸套徑向磨損深度和活塞環(huán)變形量有關(guān)，因此倒拖過程中計(jì)算得到的當(dāng)量漏氣面積關(guān)于上止點(diǎn)具有對(duì)稱性。

圖6為400 h保險(xiǎn)期試驗(yàn)開始前和結(jié)束后測(cè)量計(jì)算得到的單缸機(jī)當(dāng)量漏氣面積。保險(xiǎn)期試驗(yàn)開始前，當(dāng)量漏氣面積最大值為0.349 mm2，位置為曲軸轉(zhuǎn)角-9.5°CA處；400 h保險(xiǎn)期結(jié)束后當(dāng)量漏氣面積最大值為0.447 mm2，最大值較考核開始前增長(zhǎng)28.08%，峰值位置在曲軸轉(zhuǎn)角-9.1°CA處。400 h考核結(jié)束后當(dāng)量漏氣面積曲線對(duì)稱度最大誤差為1.9%，出現(xiàn)在曲軸轉(zhuǎn)角-117.5°CA、117.5°CA處。

4.2 當(dāng)量漏氣面積的工況相關(guān)性驗(yàn)證

選取柴油機(jī)典型工況計(jì)算其壓縮行程的當(dāng)量漏氣面積，分別計(jì)算單缸機(jī)400 h外特性和空轉(zhuǎn)條件下1 400 r/min、1 600 r/min和2 000 r/min工況壓縮行程的當(dāng)量漏氣面積，并與倒拖過程的當(dāng)量漏氣面積進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖7所示。

圖7結(jié)果表明在壓縮行程中，當(dāng)量漏氣面積計(jì)算結(jié)果與工況相關(guān)性很小。選取倒拖當(dāng)量漏氣面積作為比較基準(zhǔn)，其中1 600 r/min空轉(zhuǎn)工況壓縮行程的當(dāng)量漏氣面積與倒拖當(dāng)量漏氣面積整體偏差最小，均方根誤差為0.001 5，最大偏差值在-73.9°CA處，最大偏差0.86%，偏差值0.003 mm2；外特性2 000 r/min壓縮行程的當(dāng)量漏氣面積與倒拖當(dāng)量漏氣面積整體偏差最大，均方根誤差0.003 5，最大偏差值出現(xiàn)在-65.5°CA處，最大偏差1.39%，偏差值為0.005 mm2.

4.3 當(dāng)量漏氣面積與柴油機(jī)使用時(shí)間相關(guān)性驗(yàn)證

在單缸機(jī)保險(xiǎn)期試驗(yàn)過程中，分別計(jì)算運(yùn)行初始、運(yùn)行110 h和運(yùn)行400 h 3個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)的1 400 r/min空轉(zhuǎn)工況壓縮行程的當(dāng)量漏氣面積。

圖8為單缸機(jī)保險(xiǎn)期試驗(yàn)0 h、110 h、400 h 3個(gè)時(shí)間節(jié)點(diǎn)在1 400 r/min空轉(zhuǎn)工況下壓縮行程當(dāng)量漏氣面積。由圖8可知，隨著單缸機(jī)運(yùn)行時(shí)間的增長(zhǎng)，相同曲軸轉(zhuǎn)角處氣缸的當(dāng)量漏氣面積隨運(yùn)行時(shí)間呈單調(diào)增長(zhǎng)的趨勢(shì)，與運(yùn)行時(shí)間存在較強(qiáng)的相關(guān)性。

4.4 當(dāng)量漏氣面積與磨損深度相關(guān)性的驗(yàn)證

在單缸機(jī)400 h保險(xiǎn)期試驗(yàn)結(jié)束后，按試驗(yàn)規(guī)程對(duì)缸套進(jìn)行拆解，檢測(cè)其磨損尺寸，缸套徑向磨損深度尺寸如圖9所示。

活塞環(huán)開口間隙隨缸套徑向磨損深度變化規(guī)律[15]為

ε=2π+ε0,

(22)

式中：ε0表示新品活塞環(huán)安裝后的開口間隙寬度(mm)；ε表示缸套徑向磨損深度(mm)。

試驗(yàn)結(jié)束后活塞環(huán)開口處的漏氣面積可表示為

(23)

式中：D為活塞環(huán)外徑(mm)；δ為新品缸套出廠時(shí)的內(nèi)徑(mm)。

將拆解后單缸機(jī)缸套徑向尺寸的測(cè)量結(jié)果代入(23)式，得到由缸套實(shí)測(cè)徑向磨損量計(jì)算得到的集合磨損漏氣面積，并與當(dāng)量漏氣面積進(jìn)行對(duì)比，對(duì)比結(jié)果如圖10所示。

由圖10可知，當(dāng)量漏氣面積計(jì)算結(jié)果與缸套徑向磨損實(shí)測(cè)值所計(jì)算得到的幾何漏氣面積具有較高的一致性，整體分布上當(dāng)量漏氣面積較幾何漏氣面積稍大。在-95.4°CA處當(dāng)量漏氣面積與幾何漏氣面積偏差最大，為6.29%，其值為0.023 mm2，偏差均值2.85%，當(dāng)量漏氣面積與幾何漏氣面積具有較高的一致性，較為準(zhǔn)確地反映了氣缸的漏氣和磨損狀況。

5 結(jié)論

本文基于柴油機(jī)氣缸密封性下降的機(jī)理分析，提出了柴油機(jī)氣缸當(dāng)量漏氣面積的概念，分析了氣缸雙環(huán)密封模型活塞環(huán)開口間隙處的氣體流動(dòng)過程和傳熱過程，通過數(shù)值解法求得了柴油機(jī)的當(dāng)量漏氣面積。得到主要結(jié)論如下：

1)計(jì)入活塞環(huán)熱變形對(duì)開口間隙的影響，建立了柴油機(jī)壓縮過程氣缸當(dāng)量漏氣面積計(jì)算模型，并利用單缸機(jī)400 h保險(xiǎn)期試驗(yàn)對(duì)當(dāng)量漏氣面積的特性進(jìn)行了驗(yàn)證，結(jié)果表明：倒拖工況當(dāng)量漏氣面積對(duì)稱度最大誤差為1.9%，倒拖當(dāng)量漏氣面積曲線具有對(duì)稱性；各典型工況壓縮行程的當(dāng)量漏氣面積與倒拖當(dāng)量漏氣面積一致性較高，最大均方根誤差0.003 5，最大偏差1.39%，當(dāng)量漏氣面積與工況相關(guān)性很低。

2)當(dāng)量漏氣面積隨單缸機(jī)使用時(shí)間的增長(zhǎng)而增大，與使用時(shí)間具有較高的相關(guān)性；當(dāng)量漏氣面積計(jì)算結(jié)果與缸套徑向磨損實(shí)測(cè)值所計(jì)算得到的幾何漏氣面積最大偏差6.29%，平均偏差2.85%，當(dāng)量漏氣面積與幾何漏氣面積具有較高的一致性，較為準(zhǔn)確地反映了氣缸的漏氣和磨損狀況。