摘要: 以捷达1. 6 L 汽车内燃机为试验母体，将黄缘真龙虱体表的减阻、耐磨凹坑结构应用于内燃机主要摩擦副活塞裙部上，并进行优化设计。首先，根据龙虱体表凹坑排布的形状和结构尺寸确定仿生孔径和间距范围，通过相对速度减阻率选定最优仿生孔径。其次，根据标准活塞裙部热-结构耦合分析应力排布情况，设计变孔径、变行间距排布的仿生孔，并制定正交试验方案。对仿生活塞模型进行有限元热-结构耦合分析，选取3 个典型目标变量作为试验指标，进行优化设计得出主次因素和最优组合。最后，选取标准活塞、最优性能仿生活塞、最优组合活塞，进行内燃机耐久性台架试验。通过检测各个气缸活塞运行至上止点时其顶部温度、气体压力变化率、活塞磨损量、磨损后活塞裙部表面粗糙度验证了仿生活塞减阻、耐磨的优越性。

       引言

      作为内燃机的核心部件，活塞-缸套系统的润滑及密封情况对内燃机的燃油损耗和排放性能有着重大影响。内燃机机械损耗占其总燃烧能量的15%，其中绝大部分为摩擦损耗，由活塞-缸套系统摩擦副引起的摩擦功耗则高达整个内燃机摩擦损耗的50%左右［ 。考虑到巨大的内燃机使用量，即使将活塞-缸套系统的摩擦损耗降低很小幅度，也可以对减少能源消耗和改善环境产生较大影响。

      生物界中的很多物种在进化中形成了减阻的非光滑形态，黄缘真龙虱便是演化得较完美的一种拥有非光滑形态的动物 ］。经研究表明，正是黄缘真龙虱的这种非光滑表面，使其能够快速游移在空气和水中 。很多人已经将生物体上这种减阻的非光滑形态应用于工程机械中的摩擦副表面 ］。但这些凹坑或者网格形状都均匀排布于零部件表面上，没有考虑到零部件上应力分布不均匀的现象。本文以捷达1. 6 L 汽车内燃机为试验母体，将黄缘真龙虱体表的减阻、耐磨结构应用于内燃机中的主要摩擦副———活塞裙部上。

      1 、标准活塞力学分析

      捷达1. 6 L 汽车内燃机，为直列四缸、排量1. 6 L、曲轴最大转速6 000 r /min、气缸点火顺序1—3—2—4。

     1. 1 活塞动力学分析

     对活塞进行受力分析 ( 图1) ，为后文活塞有限元分析做铺垫，现将活塞受到的各个力均转换成与曲轴转角相关的变量。

                     图1 活塞受力分析

     活塞在气缸中的位移、速度及加速度为
 
    

     式中r———曲轴半径 ω———曲轴转速 θ———曲轴旋转角度

     Ep———活塞销偏心距L———连杆长度活塞往复惯性力为

     式中Fgas———气缸顶部燃气压力

     Ff、Mf———活塞裙部所受摩擦力和摩擦力矩
     FL———连杆对活塞的支反力
     F、M———活塞裙部所受法向力和其产生的力矩
     a———活塞裙部顶端距离销中心线轴向长度
     b———活塞裙部顶端距离活塞质心轴向长度
     Eg———活塞质心与销中心的径向距离

      1. 2 活塞受热分析
 

      内燃机工作过程为瞬态工况，但一旦其进入正常工作状态之后，活塞受热的温度分布可认定为稳态。本文根据试验用活塞的边界温度和传热系数，计算各个温度区间的温度( 温度区间排布见图2) ，并将计算值与实测值对比( 表1) ，计算值均在误差允许范围内 。

       
  
                      图2 活塞温度区间

                       表1 活塞温度计算值与实测值对比

      据研究，设曲轴转角在0°时为进气冲程始，当转角为345°时，活塞主推力面与气缸最贴近且处于做功冲程。故可认定内燃机曲轴处于最大转速和该时间点为活塞裙部最恶劣工况时刻，据此运用1. 1 节中动力学分析，计算出活塞顶部燃气压力和惯性加速度，将之施加于活塞缸套系统作为有限单元非线性接触分析的边界条件。配合1. 2 节中活塞受热分析采用间接耦合法对标准活塞进行热-结构耦合分析 。分析结果表明标准活塞应力沿活塞裙部由下至上逐渐减小，由活塞顶部至第3 道环槽逐渐减小，在回油孔处应力再次变大，裙部径向应力分布较均匀( 后文中仿生活塞有限元分析方法同标准活塞) 。

      2 、仿生活塞设计

      2. 1 仿生孔直径确定

      两栖昆虫黄缘真龙虱是在水中游动最快的动物之一，经研究表明龙虱体表各个部位都呈现凹坑形非光滑结构，正是这种非光滑结构起到了减阻的作用 ( 图3) 。本文以黄缘真龙虱为仿生原型，将其体表凹坑直径和间距按比例放大，并基于内燃机活塞表面尺寸，定义仿生孔行间距与列间距均为7 mm，初始验证孔径为0. 5、1. 0、1. 5、2. 0、2. 5、3. 0、3. 5、4. 0、4. 5、5. 0 mm，对仿生活塞进行仿生孔直径尺寸校验。
 

                           图3 黄缘真龙虱非光滑体表

              ( a) 黄缘真龙虱( b) 龙虱胸部凹坑形非光滑结构

      研究仿生凹坑表面减阻的最终目的是为了减小相对运动物体之间的摩擦阻力。本文拟通过运动速度来评价仿生凹坑表面的减阻效果。摩擦阻力使物体在运动过程中产生了一个与运动方向相反的加速度，在位移一定的情况下，摩擦阻力越大最终速度越小。给定活塞一个初始速度v，使活塞与缸套在接触状态下相对运动一个冲程的距离，得到活塞与缸
套相对速度的变化，以此来评价减阻效果。结合之前对标准活塞动力学分析，选3 种内燃机标定工况，曲轴转速怠速800 r /min; 正常工作转速3 200 r /min; 最高转速6 000 r /min，计算出每种工况下曲轴转角到345°位置时刻活塞速度v和裙部侧压力F。将该速度v 作为初始速度，施加于1 /2 活塞-缸套简化模型中的活塞上且方向沿轴向向上，并在活塞径向方向上施加压力载荷F，缸套为固定件。在ANSYSWOＲKBENCH 软件中导入模型并加载上述边界条件和活塞-缸套相关材料参数和摩擦因数，使活塞在缸套上行走一个冲程的距离。之后使用ANSYSAPDL PＲODUCT LANCHEＲ 来调用LS-DYNA 求解器求解，得出活塞在初始速度v 下考虑摩擦，行走一个冲程后的最终速度vF。计算相对速度减阻率 ，从而找出适合本内燃机活塞的最优仿生孔直径。
 
      相对速度减阻率计算式为

      式中v———活塞与缸套的初始相对速度
      vF———具有仿生凹坑表面活塞与缸套接触摩擦结束后的相对速度
      vG———标准活塞与缸套接触摩擦结束后的相对速度
 

      相对速度减阻率越大，仿生活塞最终速度越大，其所受摩擦力越小，减阻、耐磨效果越好。由图4 中数据可以看出孔径在0. 5 ～ 3. 5 mm 之间时减阻效果相对较好。孔径在4 mm 以上时，由于孔径过大，对活塞裙部刚度影响较大，导致裙部变形严重，阻力增加。故选取仿生孔径为0. 5 ～ 3. 5 mm。

            图4 不同仿生孔相对速度减阻率对比图

       2. 2 仿生活塞设计及有限元分析
 
       2. 2. 1 仿生孔形活塞正交试验方案制定
 
       根据标准活塞动力学分析结果，即裙部上端应力最大，裙部下端变形最大。在内燃机活塞裙部表面以3 种排布形式逐行加工出变孔径、变行间距( 列间距固定) 、凹坑和通孔交错的宏观仿生孔( 图5) 。为了保证仿生孔卸载活塞环槽应力作用的实现，同时使仿生孔不影响活塞裙刚度以加大活塞裙底部变形，本文中仿生孔直径为变大小排布、行距为变尺寸排布，距离活塞顶部越近的孔直径越大，行间距越大。这样设计的活塞在达到减阻、耐磨目的的同时，可保证活塞在工作过程中不易疲劳失效。

                      图5 仿生孔形活塞裙部示意图

       本试验根据试验母体活塞尺寸，在活塞裙部加工4 行仿生孔。第一行仿生孔孔径径向中心连线到活塞顶部距离26. 84 mm，行间距从上至下依次为8、6、5 mm ( 图5) 。

       采用3 种孔分布类型如图6 所示。

                                                     图6      3 种孔分布类型

                                                            图7      3 种仿生孔
                                              ( a) 通孔形( b) 凹坑形( c) 凹坑通孔交错形

   
       采用3 种类型的仿生孔，如图7 所示。考虑到活塞裙部的厚度和刚度，选取凹坑深度为1 mm。设计中采用3 种孔尺寸，孔径d1 ～ d4( 图5) 在每种孔尺寸类型中都设定为固定值，且排布规律为孔径从活塞顶至底部逐渐减小，孔径符合2. 1 节中的验证结果，凹坑和通孔具体尺寸见表2。

                                    表2 仿生孔径排布

       选用三水平三因素正交表L9( 33 ) 编制模拟试验方案［18］，如表3 所示。

                              表3 仿生孔形活塞模拟试验

       2. 2. 2 仿生孔形活塞热-结构耦合有限元分析

       根据标准活塞有限元分析结果，应力最大位置出现在活塞顶部，说明热冲击载荷对活塞顶部的影响很大，为了验证仿生活塞分散热冲击载荷的功效，选取活塞顶部最大应力作为试验指标之一; 活塞裙部油膜厚度直接影响活塞表面的润滑效果，裙部表面变形量决定了油膜均匀排布的程度和油膜厚度，选取活塞裙部最大变形为试验指标之二; 根据标准
活塞应力排布可知活塞第3 道环槽的回油孔处应力很集中，其大小仅次于活塞顶部，为了验证仿生孔对集中应力的卸载作用，选取回油孔处最大应力作为试验指标之三。仿生活塞有限元分析结果详见图8。

                     图8 标准和仿生活塞有限元分析结果对比
 

       2. 2. 3 仿生孔形活塞试验优化设计

      依据正交表的综合可比性，利用极差分析法 对上述正交试验方案结果进行分析，确定最优水平为: 交错形、凹坑通孔交错形、孔径Ⅰ( 2. 5、2、1. 5、1 mm) ，主次因素为: 孔类型、孔分布类型、孔径。

      3 、台架试验

      仿生活塞实际工况下的性能指标通过内燃机台架冷试验来验证。对内燃机整机进行耐久性试验，用电机带动飞轮使活塞在缸套中做往复运动。严格按照内燃机台架试验标准制定试验方案，磨合期20 h曲轴转速选取怠速800 r /min; 耐久性试验500 h 曲轴选取正常转速3 200 r /min ( 图9) ［19］。

                             图9 台架试验
 
                     ( a) 试验台( b) 内燃机

      研究目的是改善活塞缸套摩擦系统的界面润滑条件，解决活塞缸套系统的摩擦磨损问题，因此在台架试验中，一方面要针对内燃机整机的动力性、经济性和可靠性进行测试，观察活塞裙部结构改进对内燃机整机工作性能的影响，本试验通过检测各个气缸活塞顶部温度( 活塞顶部温度越低说明散热效果越好，温度检测通过热成像仪检测活塞运行至气缸最顶端时刻活塞顶部平均温度得到) 以及试验初期和末期压力变化率( 根据动力学分析可知气缸压力变化率越大，摩擦产生的机械损耗越大，气缸内气体的输出功率越小) 来实现; 另一方面要测定裙部仿生设计对活塞的结构特性及耐磨性能的影响，本试验通过检测试验前后的活塞质量和试验后活塞裙部表面粗糙度来检验磨损情况。
 

      由于台架试验周期长，故本试验选取标准活塞、有限单元分析中综合性能最好的仿生活塞9( 图10a) 、优化设计中最优水平活塞( 图10b) 进行对比研究。试验结果详见表4 和图11。

        
  
                               图10 台架试验活塞
 
                        ( a) 仿生活塞9 ( b) 最优活塞

                                  表4 活塞试验指标对比

                      图11 台架试验后粗糙度检测结果

       采用粗糙度轮廓仪检测粗糙度，检测位置均选在仿生孔周边，且仿生孔每处检测都对标准活塞进行对应采样，以进行对比使检测结果误差达到最小。活塞在运动过程中，分布在销孔两侧的裙部表面均发生摩擦、磨损，但由于活塞销孔的偏心设计，使活塞运动过程中主推力面受力更大，试验效果更明显，此处仅对活塞裙主推力面进行分析。将轮廓算数平均偏差作为分析依据，且指标越大表明磨损量越大( 图11) 。图11 中横坐标为活塞裙部采样位置，横坐标轴由左至右依次为裙部底端至顶端检测值，每个检测位置的采样长度为10 mm。

        4 、讨论

       根据图8 中3 个试验指标情况、试验优化设计结果以及内燃机台架试验数据对仿生活塞进行机理分析:( 1) 由有限元分析3 个试验指标可以看出: 5、6、9 号仿生活塞顶部最大应力较小且均小于标准活塞。通孔和凹坑在裙部的交错形排布起到对活塞顶部热冲击力的由上向下的分散作用。且一坑一孔的仿生孔设计，较凹坑形仿生孔分散应力效果更佳，较通孔形仿生孔更好地保证了活塞的刚度。

       1、4、9 号仿生活塞最大变形较小且均小于标准活塞。此处对裙部最大变形的分析主要为了反映润滑油膜的排布情况，因为其可直接影响活塞的润滑、摩擦性能［20］。仿生活塞和标准活塞裙部最大变形与最大应力变化趋势一致，虽然仿生孔对活塞裙部刚度有一定影响，但其对应力的卸载作用，使裙部最大应力减小故变形也相应减小。通孔形在卸载应力方面优于其他2 种类型的仿生孔，而中间尺寸孔径的仿生孔在保证卸载应力的同时，保证了裙部刚度。
 

      4、6、8、9 号仿生活塞回油孔最大应力较小，且均小于标准活塞。图12 选取标准活塞和4、6、8 号3 个仿生活塞进行对比，每个活塞中红色椭圆圈位置为裙部最大应力位置。可以看出带有通孔的仿生活塞最大应力均从回油孔处下移。凹坑形仿生活塞虽然裙部最大应力仍然集中于回油孔处，但其数值( 图8) 已经低于标准活塞。以往在摩擦副部件上加工凹坑和通孔来改善润滑状态的研究，都没有考虑到零部件非均匀分布的应力，故设计出的凹坑和通孔都是均匀排布且尺寸统一。而本文仿生孔设计将大直径类仿生孔加工于活塞裙部上端，使回油孔处集中应力卸载。同时仿生孔径，尤其是裙部顶端行间大间距尺寸的合理设计，使活塞裙部的疲劳寿命得以延长。

  
                    图12 仿生与标准活塞有限元分析应力云图
 
         ( a) 标准活塞( b) 仿生活塞4   ( c) 仿生活塞6 ( d) 仿生活塞8

      ( 2) 由优化设计结果可以看出: 最主要因素为孔类型，最优水平为: 交错形、凹坑通孔交错形、孔径Ⅰ。均布形孔排布由于每列孔呈直线排布，在分散和卸载应力方面存在死角。逐行增加形孔排布使活塞裙部受力不够均匀。交错形孔排布则弥补了上述2 种排布的缺点。凹坑可以更好地保证裙部的刚度，通孔则使活塞集中应力卸载更彻底，凹坑通孔交错形同时兼顾了上述2 种类型孔的优点。( 3) 由台架试验前后仿生活塞与标准活塞试验指标对比可以看出: 由表4 可以看出，通孔和凹坑在裙部的均匀排布起到一个散热器的作用，使热度最高的活塞顶部温度降低。通孔使热量被释放到活塞周边介质中，凹坑中存储的润滑油起到了提高润滑效果减小摩擦和摩擦热的作用。仿生活塞的磨损情况和机械损耗均低于标准活塞。由图11 可以看出，在活塞裙部低端小孔径和行间小间距设计的仿生活塞整体耐磨性均高于标准活塞，并且其磨损度较均匀，最大磨损部位位于活塞裙部中上位置，裙部底端磨损小于裙部顶端。可见仿生孔虽然影响活塞的刚度但不会引起突发状况，同时其存储磨屑、集油和布油的功能使活塞在整个运动过程中无磨粒磨损且摩擦阻力减小。活塞在做二阶摆动的时候，最易敲缸的部位即为裙部底端，而仿生活塞裙部底端磨损量反而小于裙部顶端，可见仿生孔内存储的润滑油在活塞下行乏油状态时及时供给，增加了裙部底端油膜的厚度，减少了仿生活塞裙部敲缸的几率，从而延长了活塞的使用寿命。

       5 、结论

      ( 1) 仿生孔的变孔径和变行间距的设计，较均匀分布的仿生孔在保证裙部变形方面有更大的优势，使裙部底端磨损更小，润滑更好。
 
       ( 2) 通孔形卸载集中应力效果最佳。
 
       ( 3) 孔径控制在1 ～ 3. 5 mm 之间效果最佳。
 
       ( 4) 交错形孔排列，可以更好地规避集油、布油、存屑的死角。
 
       ( 5) 仿生活塞较标准活塞，平均磨损量减小了90%; 由于摩擦产生的机械损耗减小使气缸内做功气体功率最大提高了50%; 活塞散热效率提高了0. 5%。