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任璞，赵章行
（650500 云南省 昆明市 昆明理工大学 机电工程学院）
机械运动中有30%～50%的能量损失在各种形式的摩擦上，约有80%的零件因为摩擦造成损坏[1]。表面微织构技术作为一种新兴的可实现润滑减摩的有效手段[2-3]，在内燃机摩擦副之间逐渐被广泛应用[4-5]。表面织构技术是指通过一定的加工技术在摩擦副表面加工制备出具有一定尺寸、形状和排列的微观结构的技术,是改善摩擦副摩擦学性能的有效手段，合理的表面织构设计可以显著改善机械零件表面的摩擦学性能[6-7]。因此，开展不同形状织构对内燃机关键摩擦副润滑减摩性能的研究具有重要的科学意义和实践价值[8-9]。
Hamilton[10]最早于1966 年发现表面织构技术有利于提升摩擦副润滑减摩性能。近年来，国内外许多学者对此进行了大量研究[11-13]。Siripuram[14]研究了圆形、正方形、菱形、三角形等7 种形态的织构和不同密度的织构对摩擦系数的影响，研究表明对降低摩擦副间摩擦系数起重要作用的是织构密度；
Nakano 等[15]对平行凹槽织构、网状凹槽织构和圆形凹坑织构进行了对比，研究发现圆形凹坑织构会降低摩擦系数；
Yu 等[16]对圆形织构、椭圆形织构和三角形织构进行数值分析，认为椭圆形织构润滑减摩的性能较好；
Qiu 等[17]认为Siripuram 等人没有考虑不同深度和不同密度下不同形状织构的润滑减摩性能，对相同形状下不同深度的织构进行研究后，发现椭圆体织构的油膜承载力最大；
Shen 等[18]对矩形、斜三角形和等腰三角形3 种不同底部特征的凹坑织构进行了研究，发现平底圆形凹坑具有最高的油膜承载力。Grabon 等[19]、朱世新等[20]分别通过建立不同排列方式的织构证明了合适的织构可以改善摩擦润滑；
麻凯等[21]对双螺纹凹槽织构进行性能分析，研究发现不同深度的双螺纹凹槽在150 μm 深度时可以提升润滑性能，50 μm 时效果相反。
目前，对于内燃机织构润滑减磨的研究多倾向于单侧织构，对于织构形状及其作用效果的研究还不多见，因此本文针对圆形和正三角形织构对活塞裙部-缸套摩擦副的承载力和摩擦系数影响开展研究，从油膜润滑流场出发，通过分析活塞一个周期内织构表面油膜压力分布、承载力和摩擦系数的变化情况，给出圆形和正三角形凹坑微织构对发动机活塞润滑减摩性能的影响。
本文以一款满足国V 排放限值的四冲程柴油机作为研究对象，对内燃机活塞-缸套摩擦副进行研究。分别在活塞裙部与缸套内表面构造圆弧形凹坑织构和三角形织构，织构阵列规则均匀地分布于活塞裙部及缸套内表面，如图1 所示。
图1 微织构示意图Fig.1 Texture diagram
将摩擦副沿周向展开为平面，圆形织构模型直径为2r，深度为hf；
三角形织构模型边长为l，高为h，深度Δh。定义边长为L 的单个织构控制单元格。定义织构的面积占有率Sp和深径比β分别为
利用ANSYS Fluent 平台，以一列3 个控制单元格为研究对象，对微织构条件下油膜流场进行分析。取圆形织构最大截面半径为30μm，最大深度为12μm；
取三角形织构为等边三角形，边长为50μm，深度为12μm。采用多相流欧拉空化及大涡（LES）相结合的模型，设定流体密度804 kg/m3，动力粘度为0.022 8 Pa·s，空化气相（vapor）密度为0.554 2 kg/m3，动力粘度为1.34×10-5Pa·s，空化模型选用Zwart-Gerbet-Belamri 模型，空化压力为20 256 Pa，压力-速度耦合器选择Coupled 算法，计算结果收敛残差小于10-6。结合流体雷诺方程和膜厚方程对流场特性进行分析。
2.1 压力分布
对一个周期内活塞-缸套间润滑油油膜压力分布进行分析。由牛顿内摩擦定律可知，活塞在内燃机内高速运动时，会带动活塞-缸套间的润滑油流体流动。如图2 所示，当润滑油被活塞带动流经织构区域过程中，由于过流截面变化形成收敛楔导致流体受阻，流体动能转化为压力能，使压力升高，形成流体动压效应。圆形织构在上行行程0～T/2（即0～10 ms）流体运动和压力变化与下行行程T/2～T（即10～20 ms）的规律相同，方向相反。可见，织构越靠近出口区域压力分布越密集，动压效应越明显。
图2 周期内圆形织构油膜压力变化图Fig.2 Pressure variation diagram of circular texture oil film in period
如图3 所示，三角形织构在0～T/2 和T/2～T 内的压力分布规律不同。在上行行程，三角形织构压力分布在单角点区域；
在下行行程，三角形压力分布在双角线区域。通过对比圆形织构和三角形织构油膜压力变化，发现圆形织构压力覆盖比较均匀且覆盖区域较大，而三角形织构的油膜压力集中于织构出口区域。在右侧角尖位置的压力峰值大于圆形织构压力峰值，这是因为润滑油流体在流经三角形织构时，流体受到三角形织构边的阻挡，在角尖处形成的收敛楔较圆形织构的更狭窄，所以三角形织构在角尖处形成的动压峰值较大；
在T/2～T 阶段，三角形织构出口区域由点区域变化为线区域，压力集中于双角出口区域。相比于0-T/2 阶段，可明显看出油膜压力峰值小于出口区域为单角时，但区域更大，此时在三角形织构左侧区域，两个角间处依然存在间隙减小形成的收敛楔，但产生流体动压的流体体积分散向两个角尖，导致形成的流体动压相较于单个角时要小。
图3 周期内三角形织构油膜压力变化图Fig.3 Variation diagram of oil film pressure for periodic triangular texture
2.2 体积分数
对一个周期内活塞-缸套间润滑油膜的体积分数进行分析。由空化作用可知，当润滑油高速流动时，经过织构后流体内局部压力降低，可能导致液体内部气体析出。由图4 可知，对比圆形织构和三角形织构体积分数，可看出圆形织构和三角形织构均是在织构入口区域形成较大的空化作用。圆形织构由于截面深度变化平缓，所以在入口区域形成的空化现象较弱；
三角形织构因其深度一致，因此在上行行程，当油膜进入微织构区域时流场内形成较为明显的空化现象。
图4 不同织构体积分数对比Fig.4 Comparison of volume fractions of different textures
随着活塞运动位置的改变，在经过单个圆形凹坑织构区域时，油膜内厚度呈现先增加再减小的过程，此时会形成一定的动压效应，但是由于压力变化较小，形成的空化效果不明显。对于三角形凹坑织构，由于其底部深度相同，因此在经过整个三角形织构区域时油膜厚度不变，因此不会产生动压效应，只有在进出阶段由于润滑油膜厚度的骤变会形成局部尖角区域得到空化。进一步对比圆形织构和三角形织构下润滑油膜内的压力部分分析发现，圆形织构的体积分数虽然峰值小于三角形织构，但三角形织构的动压效应覆盖的区域要明显小于圆形织构，因此有必要从圆形织构和三角形织构下油膜润滑建模机理入手分析两者的成因。
3.1 承载力
润滑油在活塞-缸套摩擦副间流动时，表面微织构产生的动压效应和空化效应可以提升油膜的承载力。当内燃机转速在3 000 r/min，活塞行程为120 mm 时，计算可知油膜内承载力呈现如图5 所示变化规律。
由图5 可见，在相同织构深度下，圆形织构产生的承载力显著高于三角形织构产生的承载力。圆弧形织构0～T/2 阶段和T/2～T 阶段产生的承载力基本一致，而三角形织构在0～T/2 阶段时的油膜压力小于T/2～T 阶段。进一步分析可知，三角形织构形成动压效应的区域远小于圆形织构，空化效应却高于圆形织构，填补了因为动压效应不足对油膜承载力的影响，以至于三角形织构的承载力与圆形织构的承载力相差并不悬殊。在0～T/2 阶段内三角形织构承载力峰值约为圆形织构的68%，T/2～T 内约为前者的82%。对于三角形织构而言，因为在0～T/2阶段流体动压主要集中在三角形单个角尖部位，而T/2～T 阶段流体动压集中区域由点区域变为线区域，虽然在T/2～T 阶段压力峰值小于前一阶段，但形成流体动压的区域面积更大，且此阶段空化区域也大于0～T/2 阶段，因此承载力要高于0～T/2 阶段。
图5 织构承载力Fig.5 Textural bearing capacity
3.2 摩擦系数
进一步对比圆形织构和三角形织构的摩擦系数。当活塞运行至上止点时的瞬时速度为0，由活塞带动运动的流体瞬时速度为0，油膜承载力在此刻极其弱，因此不考虑此时的摩擦系数，即不考虑0，10，20 ms 处的摩擦系数。
如图6 所示，在相同工况下，当织构深度相同时，三角形织构的摩擦系数要普遍高于圆形织构摩擦系数。在5 ms 和15 ms 时，油膜的摩擦系数均达到最小值，此时圆形织构的摩擦系数约为三角形织构的50%。
图7 摩擦系数Fig.7 Friction coefficient
综上可见，通过对比圆形织构和三角形织构的润滑油膜承载力和摩擦系数，发现圆形织构有更高的承载能力和更小的摩擦系数，因此可以为活塞和缸套之间提供良好的减摩性能。
（1）本文明确了圆形织构和三角形织构在活塞缸-缸套摩擦副间实现润滑减磨方面的原理性区别。通过流场压力分布和体积分数分析，结合油膜膜厚方程对圆形织构和三角形织构润滑减摩性能进行对比，发现：圆形凹坑织构主要通过动压效应实现润滑减磨，而三角形织构主要通过空化效应实现润滑减磨。
（2）本文明确了圆形织构和三角形织构对油膜承载力和摩擦系数的影响。通过数值计算发现：相同工况下，圆形织构承载力均匀且整体大于三角形织构的承载力，为后者的1.2～1.4 倍；
三角形织构的承载力会呈现一定的交变变化特征。圆形织构摩擦系数整体小于三角形织构的摩擦系数，约为后者的50%。
