魏娜莎，谷豐收，陳 峙

(1.太原科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，太原 030024；2.哈德斯菲爾德大學(xué)工程與效能中心，哈德斯菲爾德 HD1 3DH)

活塞環(huán)-缸套系統(tǒng)作為內(nèi)燃機(jī)的核心組件，其正常運(yùn)行與內(nèi)燃機(jī)的運(yùn)行效率息息相關(guān)。由于不良的潤(rùn)滑狀態(tài)會(huì)引發(fā)活塞環(huán)-缸套表面的過(guò)度摩擦磨損,嚴(yán)重影響內(nèi)燃機(jī)系統(tǒng)的燃油經(jīng)濟(jì)性、動(dòng)力性和系統(tǒng)可靠性，導(dǎo)致內(nèi)燃機(jī)動(dòng)力不足和污染物排放增高等問(wèn)題。目前針對(duì)動(dòng)力系統(tǒng)摩擦潤(rùn)滑狀態(tài)的研究工作主要圍繞潤(rùn)滑油理化特性展開。但是在內(nèi)燃機(jī)系統(tǒng)中潤(rùn)滑油樣品取自油底殼而非工作區(qū)域，不足以準(zhǔn)確實(shí)時(shí)地表征活塞環(huán)-缸套摩擦副的實(shí)際潤(rùn)滑狀態(tài)。

聲發(fā)射(acoustic emission,AE)技術(shù)可以檢測(cè)出因材料受力變形或斷裂而自發(fā)產(chǎn)生的應(yīng)變能。最近的研究表明，聲發(fā)射可以用于監(jiān)測(cè)診斷內(nèi)燃機(jī)系統(tǒng)的運(yùn)行狀態(tài)[1-3]。Hase等[4]和Ma等[5]學(xué)者驗(yàn)證了聲發(fā)射信號(hào)能夠有效監(jiān)測(cè)和診斷摩擦和磨損過(guò)程。近幾年國(guó)內(nèi)的一些研究成果開始嘗試將聲發(fā)射技術(shù)應(yīng)用于監(jiān)測(cè)和診斷發(fā)動(dòng)機(jī)活塞-缸套組件的摩擦磨損和潤(rùn)滑過(guò)程[6-7]。由于發(fā)動(dòng)機(jī)表面的聲發(fā)射信號(hào)包含了眾多激勵(lì)源，為了明確環(huán)套表面摩擦潤(rùn)滑狀態(tài)與實(shí)測(cè)聲發(fā)射信號(hào)的相關(guān)性，現(xiàn)通過(guò)對(duì)比研究活塞環(huán)-缸套系統(tǒng)的摩擦力數(shù)值仿真結(jié)果與實(shí)測(cè)聲發(fā)射信號(hào)的相似性，明確摩擦潤(rùn)滑-聲發(fā)射信號(hào)的特征，并根據(jù)信號(hào)特征設(shè)計(jì)閾值-小波包降噪算法，以期實(shí)現(xiàn)對(duì)摩擦-聲發(fā)射信號(hào)特征值的提取和分析。

1 活塞環(huán)-缸套系統(tǒng)潤(rùn)滑模型

1.1 平均雷諾方程

根據(jù)Nadir Patir和Cheng提出的平均Reynolds方程[8]，即

(1)

平均油膜厚度表達(dá)式[9]為

(2)

式(2)中：f(σ)為σ的分布函數(shù)。

油膜隨環(huán)形輪廓的形狀沿xj方向(活塞運(yùn)動(dòng)方向)而變化，其油膜厚度h為

(3)

式(3)中：e為活塞環(huán)的桶面高度；hn為活塞環(huán)和襯套之間的標(biāo)準(zhǔn)間隙；b為活塞環(huán)的寬度。

1.2 活塞環(huán)徑向載荷平衡方程

活塞槽間隙向活塞環(huán)內(nèi)表面總施加載荷FTO與總接觸載荷WTO是一對(duì)作用力與反作用力，表達(dá)式為

FTO-WTO=(Fe+Fg)-(WA+WO)=0

(4)

式(4)中：FTO為活塞環(huán)張力Fe與燃?xì)饬g之和；WTO為微凸法向力WA與油膜壓力WO之和。

1.3 微凸體接觸

根據(jù)Greenwood 接觸模型[10]，粗糙表面之間的壓力分布為

(5)

式(5)中：K*為表面粗糙度的函數(shù)；E′為綜合彈性模量；F2.5(λ)為粗糙高度的概率分布函數(shù)。

1.4 摩擦力計(jì)算

活塞環(huán)與缸間之間的摩擦力數(shù)值計(jì)算模型可表示為

(6)

式(6)中：fa為微凸體接觸摩擦力；fv為黏滯摩擦力；μa為粗糙面對(duì)摩擦系數(shù)；τi為平均剪應(yīng)力。

2 試驗(yàn)方案

結(jié)合Stribeck曲線和活塞環(huán)-缸套系統(tǒng)對(duì)摩擦潤(rùn)滑模型可知[11]，2個(gè)接觸表面的摩擦因數(shù)與動(dòng)黏度，相對(duì)滑動(dòng)速度和接觸表面上的負(fù)載密切相關(guān)。為了驗(yàn)證活塞環(huán)-缸套系統(tǒng)聲發(fā)射信號(hào)與黏度、速度載荷對(duì)的相關(guān)性，通過(guò)立式單缸壓縮點(diǎn)火直接噴式柴油機(jī)實(shí)驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行測(cè)試(型號(hào)：QCH1125)，實(shí)驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)原理圖如圖1所示。使用15W40、10W30和0W20三種黏度等級(jí)的潤(rùn)滑油進(jìn)行燃燒試驗(yàn)，其中15W40為實(shí)驗(yàn)臺(tái)發(fā)動(dòng)機(jī)推薦使用的潤(rùn)滑油等級(jí)。采集在不同轉(zhuǎn)速和載荷下聲發(fā)射信號(hào)和缸壓信號(hào)，實(shí)驗(yàn)工況如表1所示，每種潤(rùn)滑油樣品在不同工況下的聲發(fā)射信號(hào)試驗(yàn)均重復(fù)兩次，每次試驗(yàn)采集超過(guò)100個(gè)工作循環(huán)的數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，采樣頻率為800 kHz，以保證數(shù)據(jù)的可靠性。

圖1 柴油機(jī)試驗(yàn)系統(tǒng)原理圖Fig.1 Schematic diagram of the diesel engine test system

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)使用的潤(rùn)滑油型號(hào)與測(cè)試工況Table 1 Properties of lubricants and test conditions in engine test

3 結(jié)果分析

3.1 仿真結(jié)果分析

為了明確聲發(fā)射信號(hào)與活塞環(huán)-缸套系統(tǒng)摩擦潤(rùn)滑特性的相關(guān)性，以QCH1125型立式單缸壓縮點(diǎn)火直噴(compression ignition direct injection，CIDI)發(fā)動(dòng)機(jī)為研究對(duì)象，通過(guò)數(shù)值仿真模型計(jì)算活塞環(huán)-缸套系統(tǒng)的微凸體接觸摩擦力、黏滯摩擦力和最小油膜厚度。主要計(jì)算參數(shù)如表2所示?；钊?缸套總摩擦的數(shù)值流程圖如圖2所示。

將單缸機(jī)實(shí)驗(yàn)臺(tái)測(cè)量的氣缸壓力數(shù)據(jù)(通過(guò)布置在單缸機(jī)缸蓋部位的壓力傳感器測(cè)得)代入摩擦潤(rùn)滑數(shù)值仿真模型進(jìn)行計(jì)算。分別選取3種潤(rùn)滑油(0W20、10W30和15W40)試驗(yàn)實(shí)測(cè)工況下(最高轉(zhuǎn)速-低載荷，最高轉(zhuǎn)速-高載荷，最低轉(zhuǎn)速-高載荷和最低轉(zhuǎn)速-低載荷)的原始數(shù)據(jù)代入數(shù)值仿模型，并計(jì)算4種典型工況下黏滯摩擦力、微凸體接觸摩擦力和最小油膜厚度隨潤(rùn)滑油和工況不同的變化趨勢(shì)。

表2 仿真分析的主要計(jì)算參數(shù)Table 2 The main calculation parameters of simulation analysis

圖2 數(shù)值計(jì)算流程圖Fig.2 Flow chart of numerical calculation

圖3為3種潤(rùn)滑油最高轉(zhuǎn)速1 800 r/min和最低速1 200 r/min的缸壓曲線進(jìn)行對(duì)比。在不同的黏度值下，在相同速度下的壓力曲線幾乎相同，峰值壓力隨發(fā)動(dòng)機(jī)速度的增加而略有下降。除了峰值附近的其他范圍內(nèi)，壓力隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增加而增大。

圖4為整個(gè)工作循環(huán)過(guò)程中最小油膜厚度在不同速度、載荷和黏度下的仿真值。如圖4所示，上止點(diǎn)(top dead center，TDC)和下止點(diǎn)(bottom dead center，BDC)處的最小油膜厚度最低，最小油膜厚度在行程中部達(dá)到最大值并且隨速度、載荷和黏度值而增加。

圖3 氣缸壓力曲線Fig.3 The pressures curve

圖4 不同工況和黏度下的最小油膜厚度仿真Fig.4 Simulation of film thickness under different conditions and viscosity

圖5和圖6顯示了在不同速度、載荷和黏度下的微凸體接觸摩擦和黏性摩擦的仿真結(jié)果，其中微凸體接觸摩擦隨著速度降低，載荷對(duì)微凸體接觸摩擦的影響不大。在高速高載荷下微凸體接觸摩擦略低于其他工況。微凸體接觸摩擦力的最大值是在燃燒沖程上止點(diǎn)附近，這是由于氣缸壓力值驟然升高而引起粗糙面摩擦力值迅速增大。

黏滯摩擦力在吸氣沖程、壓縮沖程和排氣沖程中部隨活塞速度的增大而增大。與各個(gè)沖程中部的最小油膜厚度達(dá)到最大值的趨勢(shì)相似。黏滯摩擦力的最大值集中在燃燒沖程的中部缸內(nèi)壓力較高且活塞離開上止點(diǎn)，最小油膜厚度逐漸增大時(shí)隨著黏度、速度和載荷的增大而增大，但其他沖程中部黏性摩擦隨著速度增加和黏度明顯增大，隨載荷的變化不明顯。

圖5 不同工況和黏度下的微凸體接觸摩擦力仿真Fig.5 Simulation of asperity friction under different conditions and viscosity

圖6 不同工況和黏度下的黏滯摩擦力仿真Fig.6 Simulation of viscous friction under different conditions and viscosity

3.2 試驗(yàn)結(jié)果分析

缸套外表面的聲發(fā)射信號(hào)與活塞速度曲線如圖7所示，其中，轉(zhuǎn)速為1 800 r/min，燃燒、噴油和閥門開關(guān)轉(zhuǎn)角位置都具有較高幅值的聲發(fā)射信號(hào)。由于受到噴油和燃燒過(guò)程的影響，燃燒沖程上止點(diǎn)曲軸轉(zhuǎn)角360°附近產(chǎn)生了大幅值的聲發(fā)射事件，使得上止點(diǎn)附近幅值較小的由微凸體接觸摩擦引起聲發(fā)射信號(hào)難以辨別和提取。而其他沖程的上止點(diǎn)和下止點(diǎn)位置均不存在幅值明顯的聲發(fā)射事件。

聲發(fā)射信號(hào)在沖程中部具有明顯增大的趨勢(shì)并呈現(xiàn)“鼓”型，這與由于活塞速度變化而在沖程中部增大的黏滯摩擦力具有相似的變化規(guī)律。

因此結(jié)合表征黏滯摩擦聲發(fā)信號(hào)與活塞速度曲線廓形的相關(guān)性，設(shè)計(jì)相關(guān)距離函數(shù)對(duì)聲發(fā)射信號(hào)xn進(jìn)行降噪。閾值函數(shù)Y其表達(dá)式為

(7)

Di=γiv(dn)

(8)

式中：n為采樣的工作循環(huán)數(shù)，n=1，2，…，N;γi為沖程中部聲發(fā)射信號(hào)均方根值計(jì)算出的權(quán)重系數(shù)；i為同一工況下每個(gè)工作循環(huán)的采樣點(diǎn)數(shù)；通過(guò)迭代縮小γi系數(shù)直到與活塞速度的相關(guān)距離dn達(dá)到最?。籿()為活塞速度值函數(shù);Di為i工況下的最優(yōu)閾值。dn的表達(dá)式為

(9)

相較于燃燒噴油等過(guò)程，表征摩擦潤(rùn)滑特性的聲發(fā)射非常微弱。為了有效提取與黏滯摩擦相關(guān)的聲發(fā)射，對(duì)閾值降噪后的聲發(fā)射信號(hào)進(jìn)行小波包變換，根據(jù)文獻(xiàn)[11-12]研究表明表征摩擦的聲發(fā)射信號(hào)頻帶特征集中于中低頻段，因此選取多貝西小波對(duì)信號(hào)進(jìn)行分解并選取中低頻帶小波包參數(shù)。其中小波階數(shù)為db9，分解層級(jí)選擇8級(jí)。

圖8為不同黏度潤(rùn)滑油的小波包-聲發(fā)射特征值。聲發(fā)射值隨黏度的增大而略微增大，中部具有連續(xù)的聲發(fā)射值與黏滯摩擦的仿真結(jié)果相似。

圖9和圖10為閾值-小波包去噪后4個(gè)沖程中的聲發(fā)射特征值。每個(gè)沖程的聲發(fā)射特征值隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速而增加。低負(fù)荷下不同潤(rùn)滑油的聲發(fā)射特征值隨黏度的增大而增大。

高載荷下10W30和0W20的聲發(fā)射值在進(jìn)氣和壓縮沖程中差異很小。由于在高載荷下10W30和0W20的黏度急劇下降，因此這兩種潤(rùn)滑劑之間的差異很小，由于兩種油的黏度摩擦而產(chǎn)生的AE的差異非常小。此外，高速1 800 r/min在吸氣沖程和壓縮沖程3種潤(rùn)滑油不能明顯區(qū)分?？赡苁怯捎诼暟l(fā)射傳感器位于靠近氣缸蓋的位置，在高載荷和高速下氣門關(guān)閉振蕩引起的干擾。

圖8 小波包-聲發(fā)射特征值Fig.8 Wavelet packet-AE indicators

圖9 低載荷下不同轉(zhuǎn)速下各個(gè)沖程的聲發(fā)射特征值Fig.9 AE indicators at different speeds for each stroke under low load

圖10 高載荷下不同轉(zhuǎn)速下各個(gè)沖程的聲發(fā)射特征值Fig.10 AE indicators at different speeds for each stroke under high load

因此，根據(jù)仿真結(jié)果與聲發(fā)射信號(hào)的對(duì)比研究結(jié)果表明，在發(fā)動(dòng)機(jī)循環(huán)中上止點(diǎn)和下止點(diǎn)附近，由于相對(duì)速度非常低，引起的聲發(fā)射響應(yīng)不太顯著。沖程中部的聲發(fā)射信號(hào)與黏滯摩擦力都隨著活塞速度和黏度的增大而增大，這驗(yàn)證了沖程中部的聲發(fā)射信號(hào)與活塞黏滯摩擦力密切相關(guān)。而較高的活塞速度和潤(rùn)滑油黏度會(huì)導(dǎo)致每沖程中部聲發(fā)射事件明顯增大。

4 結(jié)論

(1)潤(rùn)滑模型中微凸體接觸摩擦都隨速度和黏度值而減小，而黏性摩擦隨速度和黏度值增加，隨載荷變化不明顯。

(2)黏滯摩擦聲發(fā)射在沖程中部連續(xù)增大，并隨速度和黏度的增加而小幅增加。

(3)基于小波包的分析的聲發(fā)射特征值中聲發(fā)射信號(hào)與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速相關(guān)，尤其是由于活塞速度引起的黏滯摩擦相關(guān)。聲發(fā)射特征值隨黏度和轉(zhuǎn)速的增大而增大。

研究結(jié)果為進(jìn)一步精確提取摩擦-聲發(fā)射特征，實(shí)現(xiàn)對(duì)柴油機(jī)系統(tǒng)摩擦潤(rùn)滑狀態(tài)的監(jiān)測(cè)和診斷提供了可靠的理論依據(jù)。