缸套—活塞环摩擦副与主轴承是柴油机的关键摩擦副,其摩擦润滑性能对整机性能有很大影响。本文通过理论分析、数值计算与试验技术相结合的方法,研究了柴油机缸套—活塞环摩擦副与主轴承两大关键摩擦副的摩擦润滑性能,主要研究工作有：根据气体流量方程与质量守恒定律建立了活塞环的漏气计算模型,就所分析的某直列六缸柴油机进行了漏气分析,为润滑分析提供载荷条件与边界条件；然后基于平均雷诺方程,建立了缸套—活塞环摩擦副润滑磨损性能分析的计算模型,所建立的模型综合考虑了粗糙度对润滑性能的影响,考虑了润滑油的变密度和变粘度效应；推导了平均雷诺方程的差分离散格式,给出了求解平均雷诺方程的方法；并就所分析的柴油机进行了润滑磨损分析,分析结果表明：该柴油机的缸套—活塞环摩擦副在压缩上止点附近的一段曲轴转角时间内,膜厚比小于4,处于混合润滑状态,其余曲轴转角时间内膜厚比大于4,处于流体动力润滑状态；最大油膜压力出现在压缩上止点附近,为燃烧室内最高压力的两倍多；最大摩擦力同样出现在压缩上止点附近,主要是由于油膜厚度较小,摩擦副两表面产生固体接触而导致,其余时刻内摩擦力数值较小。最大摩擦功耗出现在压缩上止点附近。缸套的粘着磨损深度最大值位于第一道环上止点处。根据所建立的缸套—活塞环润滑计算模型,考查了缸套—活塞环摩擦副润滑性能的影响因素——润滑油粘度、润滑油温度、摩擦副表面粗糙度、活塞环结构参数等；并且考虑润滑油的非牛顿效应,以幂律流体为例,建立了适用于缸套—活塞环润滑计算的润滑模型,给出了平均雷诺方程的差分格式,进行了求解。缸套—活塞环润滑计算结果表明：减小缸套—活塞环摩擦副的表面粗糙度,最小膜厚比呈增加趋势,处于混合润滑区域的几率减小,润滑状况得以改善；最大摩擦力和最大摩擦功耗都有所降低。润滑油粘度增大,可以改善上下止点处的润滑状况,但其余曲轴转角时刻的摩擦力却增加；随润滑油温度的降低,摩擦副的润滑形式处于混合润滑与边界润滑的几率减小,干摩擦几率减小最大摩擦力有所降低,但全膜润滑时摩擦力增大；从整个循环工况的总体而言,除去膜厚比较小的时刻,其余时刻随润滑油温度的降低,摩擦功耗增大；所以从润滑性能角度而言,润滑油要保持一定温度,不能过高或过低。随活塞环桶面高度降低,活塞环侧面轮廓曲线平缓,有利于挤压效应的形成,最小油膜厚度在上下止点位置处有所增加,其余曲轴转角时刻由于动压效应的减弱,最小油膜厚度有所降低；在上下止点位置附近,摩擦力降低,其余曲轴转角时刻内,摩擦力增大；表明降低活塞环桶面高度可以改善上下止点位置处的润滑性能,但却减弱其他曲轴转角时刻的动压效应,因而要合理选取活塞环桶面高度值,使之发挥最好效应。活塞环环高增加,增大了摩擦副的接触面积,使单位面积承载力降低,增加了膜厚,改善了润滑性能,但同时因为接触面积加大,流体阻力有可能增大而导致摩擦力与摩擦功耗增大,所以应综合考虑,选取合适环高；忽略粘度随压力的变化,最小油膜厚度的计算结果比不忽略粘度变化时小最大摩擦力与最大摩擦功耗比不忽略粘度变化时高。当考虑润滑油的非牛顿效应时,幂律指数不同,油膜压力分布形状保持一致,最大油膜压力出现的位置一致,变化趋势一致。但油膜压力的数值随幂律指数的增大而增大,即,幂律指数越大,油膜承载能力越强。对于幂律指数为0.9的润滑油而言,改变活塞环环高与摩擦副表面粗糙度,对膜厚比与油膜压力的影响与润滑油为牛顿流体时影响基本一致。试验分析是缸套—活塞环摩擦磨损特性研究的重要方面,对于模拟试验来说,重点和难点是如何准确模拟真实情况。传统的磨损试验—般采用摩擦副零件材料的部分切片作为试样进行研究,并且模拟条件也与柴油机真实工作环境有—定差距,本文从摩擦学系统分析的角度出发,模拟试验中采用更为精准的模拟准则,选用真实的完整缸套—活塞环进行配对,模拟条件中加入温度条件,以及真实工况中存在的酸性环境等,在专用缸套—活塞环往复摩擦磨损试验机上进行摩擦磨损过程的模拟试验,考察压缩上止点处缸套与第—道活塞环的磨损情况,并且为计算柴油机实际工作循环中缸套的磨损量提供当量粘着磨损系数。本文通过测量缸套、活塞环的磨损量数据以及摩擦磨损过程中的实时摩擦力数据等,进行了4对不同材料的缸套—活塞环摩擦特性的对比分析。结果表明：该柴油机缸套—活塞环的最佳配副为等温淬火气缸套-喷钼活塞环配副。在分析主轴承的润滑特性时,弹性变形因素不能忽略,需要在润滑方程组中加入弹性变形方程共同求解。本文采用多体动力学与主轴承弹流润滑相耦合的方法,对柴油机进行主轴承的润滑性能研究。计算获取的主要参数有主轴承载荷、主轴承轴心轨迹、最小油膜厚度、最大油膜压力以及摩擦功耗等。研究结果表明：主轴承载荷中,沿气缸垂向方向(Z向)的载荷大于活塞主副推力面(Y向)的载荷；第2、3、5、6主轴承的Z向载荷峰值较大；第1、4、7主轴承的Z向载荷峰值较小；第1、7主轴承的轴心轨迹类似,轴心的主要运动方式为圆周运动,很少有高速向心运动,穴蚀现象发生几率较低；第2主轴承的轴心向心运动几率也不高,因而润滑性能也较好；第4主轴承的轴心轨迹大部分落在60°CA-240°CA区域,造成此区域油膜厚度很小,容易造成磨损；第3、5、6主轴承的轴心轨迹存在较为明显的向心运动,容易产生穴蚀。第1主轴承的最小油膜厚度最小,需要引起特别注意；最大油膜压力出现位置与Z向轴承力峰值位置基本一致。而最小油膜厚度位置处与轴承力峰值载荷位置不一定一致；摩擦功耗的变化趋势与最大油膜压力的变化趋势基本相同,最大摩擦功耗出现的位置与轴承力峰值位置基本一致。本文还对单缸熄火时的主轴承润滑性能进行了研究。机体的结构复杂,受载形式较为复杂,承受缸盖、轴承盖螺栓预紧力、轴瓦过盈力等静力作用与气缸爆压力、曲柄连杆机构、及活塞组惯性力与活塞的敲击力等动载作用。随内燃机性能不断提高,曲轴的工作条件日益苛刻,强度要求更加严格。机体与曲轴的强度对内燃机工程有重要意义。本文对润滑在机体、曲轴动态强度分析方而进行了探索性研究,在强度分析中引入润滑因素的影响。在机体—曲轴系统动力学润滑耦合分析的基础上,获取机体与曲轴在一个完整工作循环中的动态应力分布,进行了机体与曲轴的动态疲劳强度分析,获取各部位的疲劳安全系数,考查了机体与曲轴的动态强度。通过获取整个工作循环中机体各主轴承对应各曲轴转角下的轴承总压,进行主轴承壁的动态强度分析。分析结果表明：从机体横剖面上看,该柴油机机体的动态疲劳安全系数较小处位于机体顶面上机体与缸套的安装孔边沿与机体底部缸间横隔板上主轴承座孔肋的上端面；从机体纵剖面上看,机体上安全系数较小的位置一般位于气缸间横隔板处,出现位置与静态疲劳强度分析结果安全系数较小位置基本一致。该柴油机第6主轴承壁安全系数最小的位置位于机座下方切口的过渡圆角处；安全系数次小的位置位于止推轴承安装孔下方的凹槽处。曲轴上较小的安全系数均出现在曲柄销与主轴颈的圆角上,疲劳系数较小的区域与静态疲劳强度分析结果基本一致。曲柄销与主轴颈的圆角为强度较薄弱部位,在建立曲轴网格模型时,需要对这些圆角处进行细化。