你我增压中冷柴油机湿式气缸套周向应变的动态测

增压中冷柴油机湿式气缸套周向应变的动态测试与分析

一、前言

气缸套——活塞是内燃机重要的摩擦副之一，由于机体螺栓预紧力以及工作中不均匀的热应力与机械负荷的影响，使缸套周向变形不均匀，产生失圆，从而带来机油消耗、漏气、振动等问题，严重时甚至影响发动机的排放特性[]。柴油机采用增压中冷技术后，标定功率、最大转矩均大幅度提高，最高爆发压力增加，燃烧放热率增加，使缸套的热负荷和机械负荷增加。在高强度的工作条件下，气缸套变形量会显著增加。为进一步了解发动机强化对缸套变形的影响，对外特性工况点工作时的增压中冷柴油机湿式缸套周向的应变进行了动态测试与分析，了解缸套工作中的变形特性与受力情况，分析气缸套变形的特点以及主要影响因素。

二、测试方案

选择4100QBZ柴油机为试验机型，选择耐温可达150℃的应变片测量缸套的周向应变。通过前期对外特性工况下自然吸气柴油机缸套变形所作的测试分析可知[4]，缸套处于上下支承、中间悬挂的状态，靠近支承点，振动相对较小；而缸套中部，刚度小，振动大，应变波形变化剧烈。试验在柴油机的1、3缸缸套中部半个圆周上布置5个测点，图1为贴着应变片的缸套半个圆周展开图，其中横片为工作片（实际测量应变片），竖片为温度补偿片，以消除应变片因温度变化而产生的误差，接桥方式为半桥。将导线我们能做的就是尽可能避免这类现象引出机体，外接3840应变放大器与5932数据采集仪，整个测试电路用密封胶密封。

在外特性工况，转速范围1400r/min～3200r/min，每隔400r/min对缸套周向应变进行测试。采用连续采样方式，采样频率为10kHz。为消除发动机每个工作循环存在的波动，每个测点计算10个最大应变值，然后进行平均取值。

三、测试数据的处理与分析

（一）基准的选定

气缸爆发压力对缸套内壁的作用通过活塞来传递，因此当活塞通过该测点所处的位置时，该测点变形将会达到最大值。测量该测点和缸套顶部上止点处的垂直距离x，由式（1）可得该测点变形达到最大值时的曲轴转角。

式中x为活塞位移，以上止点为起点；R为曲柄半径；λ为曲柄连杆比；α为曲轴转角。

选择活塞在上止点时对应的曲轴转角为0°CA，缸套上的测点距离上止点32mm，计算得活塞经过该点时相对应曲轴转角为55°CA。

（二）缸套各个作用面的应变特点

图2给出1800r/min工况测得的缸套主推力面、次推力面、侧面的应变波形图。观察应变波形，可以看到每个工作循环，即两个最大波峰之间，都存在次波峰，且近似均匀分布，邻缸爆发时对本缸也会产生影响，使缸套产生了比发动机运转频率更高的倍频振动。

在燃烧过程，缸内气体压力、温度急剧升高，爆发压力占据优势，缸套受到挤压的各个面同时向外膨胀，此时主推力面由于受到活塞的敲击，应变最大。在压缩行程，与主推力面相对的次推力面受到活塞冲击，出现一个峰值，与此同时其他面受到次推力面的拉伸而向内有一定的凹陷。活塞撞击次推力面后，爆发压力尚未急剧增大，次推力面获得的势能开始释放，缸套壁面开始回弹。在次推力面回弹过程中，喷入缸内的柴油开始爆发燃烧，于是次推力面的波谷出现了振荡。

（三）缸套外壁径向变形曲线的拟合

对测得的周向应变数据进行处理，首先在所测得的应变波形中找到应变的峰值点，再找出该峰值相对应的未发生变形前该点的坐标值，纵坐标的差即为该测点在此时的最大应变量，即周向应变值。

假设缸套为弹性体，则由弹性力学中圆筒周向应变和径向应变的极坐标几何方程可知式中ur为径向位移量， vθ为周向位移，εr 为径向正应变，εθ为周向正应变。

为了由试验测得的周向正应变εθ计算出缸套外壁的径向位移量ur ， 忽略高阶无穷小量，由式（3）得

忽略缸套中心的摆动，根据实际测量的气缸套周向膨胀应变量、周向反弹应变量、缸套直径以及测试仪器的灵敏度，计算各个推力面相对缸套中心的径向位移。表1为增压中冷柴油机外特性试验缸套主推力面、侧面以及次推力面测点在各转同时速下的周向应变量及计算的径向位移结果。

由表1可见，对主推力面测点，2200r/min时的缸套周向应变量最大，而3200r/min时周向应变量反而变小。

根据表1列出的缸套外壁相对于中心的径向位移计算值，进行三次样条最佳曲线拟合，绘制出研究人员发明了1种由丝纤维制成的可生物降解的复合材料半个圆周的周向变形曲线，由于缸套与机体结构的对称性，不受侧向力的两个面变形应该一致，所以得出完整的周向变形曲线。由于篇幅关系，图3 仅给出1400r/min、2200r/min和3200r/min时上中下3处缸套周向变形曲线的拟合结果。为了易于观察变形，图中将变形适当放大。

（四）缸套动态应变分析

柴油机增压中冷后，工作压力及温度相应增加，加上压缩终了缸内压力较高，压力升高比反而降低，燃烧相对较为柔和，使得高转速下活塞对缸套的冲击较自然吸气时的冲击小，因此缸套高频振动减小。

试验数据显示：即使在3200r/min工况下，缸套应变波形也未出现剧烈振动现象，因此增压后转速升高对缸套周向应变影响不明显，但增压使得平均有效压力和燃烧温度大大增加，从而使缸套应变量大幅度增加，这对缸套的机械强度提出更高的要求。

在转速3200r/min工况下，4100QBZL柴油机的爆发压力最高，活塞平均速度也最大，但平均有效压力一般是在经济转速时（2200r/min）最高。通过对缸内压力曲线实际测试（图4），发现2200r/min工况下的最高爆发压力在曲轴转角为371°CA 时达到，而3200r/min工况下的最高爆发压力在363.75°CA时达到，可见3200r/min工况下的最高爆发压力比2200r/min工况下的最高爆发压力距离上止点更近[5]。当爆发压力达到最高值时，如果活塞距离上止点较近，此时缸内压力pz虽然很大，但此时连杆和缸套轴线的夹角β及活塞速度很小，活塞惯性力pj也很小。活塞往复惯性力产生的横向冲击力N 为

可见活塞往复惯性力产生横向冲击力较小，活塞无法对缸套主推力面进行大的冲击，对应的缸套变形也就比较小。活塞速度虽然也对缸套变形有影响，但此时缸套变形更取决于燃烧压力的变化及活塞所处的位置。缸套的变形是多种因素作用的共同结果，除前两种考虑的因素外，分析缸套的最大变形还应考虑作功行程内，缸套壁面所获得的弹性势能，即各作用力对缸套壁面所作的功。这样看来，平均有效压力最大的2200r/min工况下各作用力对缸套壁面作功最多，因此相对应缸套的变长时间看1035计划能够给产业的发展提供政策支持和保证形也是最大的。

四、结论

1．柴油机采用增压中冷技术后，导致最高爆发压力增加，燃烧放热率也随之增加（使缸套壁的温度梯度有所提高），气缸套变形量显著增加，这对缸套的机械强度提出更高的要求。

2．增压后转速升高对缸套应变影响不明显。

增压中冷后的柴油机由于工作压力及温度增加，加上增压后压缩终了缸内压力较高，压力升高比反而降低，燃烧相对较为柔和，使高转速下活塞对缸套的冲击较自然吸气时小，因此高转速下缸套高频振动减小。

3．增压柴油机湿式缸套的最大变形出现在各作用力对缸套壁面作功最多的2200r/min工况。

参考文献

[1] 张宝玉，李红民，王海山，等.内燃机气缸套磨损图测量方法的研究[J]. 内燃机学报，2001，19（6）：48- 51.

[2] 曹茉莉，李德桃，姜树李，等.6110型柴油机气缸套变形的有限元计算与分析[J].江苏理工大学学报（自然科学版），2000（3）:.

[3] 张雨，张志沛.内燃机主运动副振动监测技术的研究[M ].北京:中国铁道出版社，1998.

[4] Koch Franz，Decker Paul， et al. CylinderLinerDeformation Analysis - Measurements and Calculations[C].SAE Paper 980567.

[5] 卫静思，申立中，毕玉华，等.湿式气缸套周向应变的动态测试与分析[J].内燃机学报，2005，23（2）.

[6] 申立中，沈颖刚，毕玉华，等. 不同海拔高度下自然吸气和增压柴油机的燃烧过程[J].内燃机学报，2002，20（1）:.(end)