郭平，李紅洲，朱小春，葛峰，吳建財(cái)

（寧波吉利羅佑發(fā)動(dòng)機(jī)零部件有限公司，浙江 寧波 315336）

前言

隨著燃油經(jīng)濟(jì)性和排放法規(guī)的日趨嚴(yán)格，傳統(tǒng)自然吸氣發(fā)動(dòng)機(jī)已經(jīng)越來(lái)越無(wú)法滿足整車匹配的要求。匹配混合動(dòng)力和較高的熱效率、低油耗率成為新的目標(biāo)?，F(xiàn)以4G18 發(fā)動(dòng)機(jī)為基礎(chǔ)機(jī)型，對(duì)原有機(jī)型的相關(guān)零部件進(jìn)行優(yōu)化和開(kāi)發(fā)。部分工況采用阿特金森循環(huán)，開(kāi)發(fā)出了一款更高熱效率和性價(jià)比的自然吸氣發(fā)動(dòng)機(jī)，整機(jī)熱效率目標(biāo)達(dá)到40%，滿足2020 年后的油耗指標(biāo)。

1 主要技術(shù)特征

該1.8L 自然吸氣發(fā)動(dòng)機(jī)以現(xiàn)有1.8L 自然吸氣為基礎(chǔ)，缸徑77.8mm，直列四缸，主要參數(shù)如下：額定功率88kW@ 6000、最大扭矩152N·m、低速扭矩130N·m、最低油耗211g/kWh、高程徑比1.22、高滾流比2.8、高壓縮比13.7、EGR、阿特金森循環(huán)、進(jìn)氣凸輪軸包角250°。

1.1 燃燒系統(tǒng)

燃燒系統(tǒng)的開(kāi)發(fā)對(duì)整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)的性能開(kāi)發(fā)、油耗和排放都起到至關(guān)重要的作用。為降低油耗，采用了高壓縮比設(shè)計(jì)，對(duì)于提升壓縮比，可能會(huì)帶來(lái)爆震加劇，在設(shè)計(jì)仿真分析階段，采用阿特金森循環(huán)提高膨脹比，充分利用膨脹功，降低泵氣損失，提高部分負(fù)荷下的燃燒熱效率，再通過(guò)氣道雙噴高滾流的方式，在提高進(jìn)氣效率和燃油霧化性能的前提下，高負(fù)荷可以實(shí)現(xiàn)開(kāi)閥晚噴模式，進(jìn)一步降低爆震傾向，故壓縮比提高對(duì)缸內(nèi)效率提升范圍可以進(jìn)一步擴(kuò)大。

圖1 整機(jī)圖

在氣道設(shè)計(jì)上，為了達(dá)到高熱效率 40%，氣道平均滾流比目標(biāo)要達(dá)到2.8～3.3。對(duì)氣道的滾流比和流量系數(shù)進(jìn)行CFD 仿真分析。

圖2 氣道設(shè)計(jì)

圖3 CFD 分析

為配合高壓縮比的設(shè)計(jì)，燃燒室和活塞的幾何結(jié)構(gòu)進(jìn)行了更改，同時(shí)氣門座進(jìn)行了降低。

圖4 氣門座設(shè)計(jì)

為降低油耗，采用雙噴油器結(jié)構(gòu)，在噴油器油束布置位置上，噴油器向缸蓋方向旋轉(zhuǎn)3.5°，同時(shí)γ角反向補(bǔ)償3°，避免濕壁風(fēng)險(xiǎn)。

圖5 噴油器布置

1.2 缸體和缸蓋

缸體以原有機(jī)型為主，降低傳熱，更改冷卻水套及水泵蝸殼結(jié)構(gòu)。為降低活塞頭部的熱負(fù)荷，在缸體進(jìn)氣側(cè)油道采用活塞冷區(qū)噴嘴結(jié)構(gòu)。

缸蓋在整體氣道重新設(shè)計(jì)后，在原有單缸單噴油器的基礎(chǔ)上變?yōu)殡p噴結(jié)構(gòu)。缸蓋水套進(jìn)行優(yōu)化。

1.3 曲柄連桿機(jī)構(gòu)

曲柄連桿機(jī)構(gòu)為最大的摩擦副，為降低機(jī)械損失，活塞環(huán)采用低張力活塞環(huán)，并且一環(huán)外圓采用PVD 涂層。活塞裙部減小了接觸面積，尤其副推力面，采用不對(duì)稱結(jié)構(gòu)。活塞裙部涂層二硫化鉬，并采用儲(chǔ)油結(jié)構(gòu)。軸瓦采用降摩擦樹(shù)脂涂層、有效寬度降低。

1.4 配氣與正時(shí)系統(tǒng)

該機(jī)配氣機(jī)構(gòu)采用雙頂置凸輪軸，機(jī)械挺柱（DLC 涂層），進(jìn)排氣可變配氣正時(shí)技術(shù)。為實(shí)現(xiàn)部分負(fù)荷的阿特金森循環(huán)，對(duì)進(jìn)氣門的包角進(jìn)行重新設(shè)計(jì)，進(jìn)氣包角采用了240°和250°兩種方案，同時(shí)對(duì)排氣門的升程和包角也重新調(diào)整。鏈系導(dǎo)軌材料從PA66 更改為PA46，降低鏈系摩擦功。同時(shí)根據(jù)配氣機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)，校核凸輪的接觸應(yīng)力和氣門飛拖、同時(shí)對(duì)活塞和氣門的間隙進(jìn)行校核無(wú)風(fēng)險(xiǎn)。

圖6 凸輪型線

1.5 冷卻與潤(rùn)滑系統(tǒng)

相對(duì)于原有1.8L 發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)型，新的冷卻系統(tǒng)增加了EGR冷卻器，EGR 冷卻器采用缸體四缸取水，暖風(fēng)水管回水的方式?？紤]冷卻系統(tǒng)壓降和散熱量的增加，對(duì)散熱器流量設(shè)置重新校核。

圖7 缸蓋CFD 仿真

圖8 缸體CFD 仿真

對(duì)缸蓋水套進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，通過(guò)CFD 仿真分析，增大鼻梁區(qū)水流和換熱面積，減少進(jìn)氣側(cè)水流、把水流壓向火力岸等方案。原缸體缸套整體換熱系數(shù)較高，存在過(guò)冷風(fēng)險(xiǎn)，優(yōu)化方案通過(guò)分水套的導(dǎo)流，冷卻液主要處于缸體水套上部，分布更為合理。

水泵效率優(yōu)化，減少軸功消耗，在2000rpm 的效率對(duì)比，將改進(jìn)的水泵效率設(shè)定為20%。潤(rùn)滑系統(tǒng)相對(duì)于原機(jī)型無(wú)變化。

1.6 EGR 與進(jìn)排氣系統(tǒng)

由于該發(fā)動(dòng)機(jī)采用了理論壓縮比12，整體爆震趨勢(shì)加強(qiáng)，為保證更低的燃油消耗量，降低爆震，引入EGR。在EGR 的取氣方式上采用催后取氣，催后的氣體較清潔，不易造成EGR 系統(tǒng)腐蝕，相對(duì)催前取氣可靠性好。在EGR 的進(jìn)氣方案上，通過(guò)CFD 仿真確定不同進(jìn)氣方式下的進(jìn)氣均勻性，采用總管進(jìn)氣，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單成本相對(duì)低。

圖9 EGR 布置方案

圖10 氣道取氣布置及尺寸

圖11 EGR 分布均勻性

對(duì)于EGR 取氣點(diǎn)的位置，主要考慮壓力波動(dòng)，以壓力波動(dòng)最小為目標(biāo)，催后的壓力波動(dòng)遠(yuǎn)小于催前壓力波動(dòng)。

圖12 催后取氣方案

圖13 催前取氣方案

圖14 不同取氣位置的壓力波動(dòng)

EGR 冷卻器的匹配，根據(jù)熱力學(xué)匹配結(jié)果，設(shè)計(jì)EGR冷卻器的進(jìn)氣口直徑和出氣口直徑，根據(jù)冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)需求，設(shè)計(jì)EGR 冷卻器進(jìn)出水管管路內(nèi)徑。

2 熱力學(xué)開(kāi)發(fā)

熱力學(xué)開(kāi)發(fā)以燃燒為核心，以發(fā)動(dòng)機(jī)的性能和油耗為目標(biāo)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)不同硬件組合進(jìn)行評(píng)估。

2.1 總體配置方案

表1 性能開(kāi)發(fā)方案

除此之外：EGR 方案采用催后取氣、進(jìn)氣方案采用總管進(jìn)氣歧管方案、點(diǎn)火方案采用80mJ 點(diǎn)火線圈方案。

2.2 相關(guān)試驗(yàn)結(jié)果

對(duì)樣機(jī)進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)，動(dòng)力與經(jīng)濟(jì)性對(duì)比。

圖15 修正扭矩對(duì)比

圖16 功率對(duì)比

圖17 比油耗對(duì)比

方案三和方案四在5200 轉(zhuǎn)以上的油耗已經(jīng)出現(xiàn)了明顯惡化，繼續(xù)進(jìn)行已經(jīng)沒(méi)有意義。經(jīng)過(guò)臺(tái)架性能開(kāi)發(fā)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，綜合評(píng)估動(dòng)力性及經(jīng)濟(jì)性。外部冷卻EGR 的控制，最大EGR 率可以達(dá)到23%，最終方案為缸蓋滾流比Tr 2.8 、壓縮比 CR 13.7、 進(jìn)氣凸輪軸包角 250°、催后取氣、80mJ 點(diǎn)火線圈、總管進(jìn)氣方案。部分負(fù)荷油耗點(diǎn)。

圖18 經(jīng)濟(jì)性區(qū)域

新的1.8L 自然吸氣發(fā)動(dòng)機(jī)主要匹配搭載的為插電式混動(dòng)整車，與傳統(tǒng)的燃油車，在部分負(fù)荷點(diǎn)的設(shè)置上有所區(qū)別，這里定義17 工況點(diǎn)代表常用工況，其中12 個(gè)代表PHEV 應(yīng)用區(qū)域，基本覆蓋普通車型及混動(dòng)車型。

2000/2bar 油耗率309g/kWh，最低油耗率211g/kWh。采用RON 92#燃油進(jìn)行試驗(yàn)，實(shí)測(cè)燃油低熱值為42.82MJ/kg，故最佳有效熱效率達(dá)到39.9%。

圖19 開(kāi)發(fā)結(jié)果

3 結(jié)論

該1.8L 自然吸氣發(fā)動(dòng)機(jī)，通過(guò)整體燃燒系統(tǒng)的優(yōu)化開(kāi)發(fā)，部分負(fù)責(zé)采用阿特金森循環(huán)，整體的熱效率達(dá)到39.9%，最低燃油消耗量達(dá)到211g/kWh。該發(fā)動(dòng)機(jī)以原有1.8L 自然吸氣為基礎(chǔ)，改動(dòng)量小，未來(lái)可以匹配混合動(dòng)力整車，整體達(dá)到行業(yè)先進(jìn)水平。