基于阿特金森循環(huán)1.8L 直列四缸汽油機性能開發(fā)

郭平，李紅洲，朱小春，葛峰，吳建財

（寧波吉利羅佑發(fā)動機零部件有限公司，浙江 寧波 315336）

前言

隨著燃油經(jīng)濟性和排放法規(guī)的日趨嚴(yán)格，傳統(tǒng)自然吸氣發(fā)動機已經(jīng)越來越無法滿足整車匹配的要求。匹配混合動力和較高的熱效率、低油耗率成為新的目標(biāo)?，F(xiàn)以4G18 發(fā)動機為基礎(chǔ)機型，對原有機型的相關(guān)零部件進行優(yōu)化和開發(fā)。部分工況采用阿特金森循環(huán)，開發(fā)出了一款更高熱效率和性價比的自然吸氣發(fā)動機，整機熱效率目標(biāo)達到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)動機以現(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)、進氣凸輪軸包角250°。

1.1 燃燒系統(tǒng)

燃燒系統(tǒng)的開發(fā)對整個發(fā)動機的性能開發(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，對于提升壓縮比，可能會帶來爆震加劇，在設(shè)計仿真分析階段，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，再通過氣道雙噴高滾流的方式，在提高進氣效率和燃油霧化性能的前提下，高負(fù)荷可以實現(xiàn)開閥晚噴模式，進一步降低爆震傾向，故壓縮比提高對缸內(nèi)效率提升范圍可以進一步擴大。

圖1 整機圖

在氣道設(shè)計上，為了達到高熱效率 40%，氣道平均滾流比目標(biāo)要達到2.8～3.3。對氣道的滾流比和流量系數(shù)進行CFD 仿真分析。

圖2 氣道設(shè)計

圖3 CFD 分析

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

圖4 氣門座設(shè)計

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γ角反向補償3°，避免濕壁風(fēng)險。

圖5 噴油器布置

1.2 缸體和缸蓋

缸體以原有機型為主，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)。缸蓋水套進行優(yōu)化。

1.3 曲柄連桿機構(gòu)

曲柄連桿機構(gòu)為最大的摩擦副，為降低機械損失，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?；钊共繙p小了接觸面積，尤其副推力面，采用不對稱結(jié)構(gòu)?；钊共客繉佣蚧f，并采用儲油結(jié)構(gòu)。軸瓦采用降摩擦樹脂涂層、有效寬度降低。

1.4 配氣與正時系統(tǒng)

該機配氣機構(gòu)采用雙頂置凸輪軸，機械挺柱（DLC 涂層），進排氣可變配氣正時技術(shù)。為實現(xiàn)部分負(fù)荷的阿特金森循環(huán)，對進氣門的包角進行重新設(shè)計，進氣包角采用了240°和250°兩種方案，同時對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。同時根據(jù)配氣機構(gòu)動力學(xué)，校核凸輪的接觸應(yīng)力和氣門飛拖、同時對活塞和氣門的間隙進行校核無風(fēng)險。

圖6 凸輪型線

1.5 冷卻與潤滑系統(tǒng)

相對于原有1.8L 發(fā)動機機型，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

對缸蓋水套進行優(yōu)化設(shè)計，通過CFD 仿真分析，增大鼻梁區(qū)水流和換熱面積，減少進氣側(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，存在過冷風(fēng)險，優(yōu)化方案通過分水套的導(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 的效率對比，將改進的水泵效率設(shè)定為20%。潤滑系統(tǒng)相對于原機型無變化。

1.6 EGR 與進排氣系統(tǒng)

由于該發(fā)動機采用了理論壓縮比12，整體爆震趨勢加強，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，相對催前取氣可靠性好。在EGR 的進氣方案上，通過CFD 仿真確定不同進氣方式下的進氣均勻性，采用總管進氣，結(jié)構(gòu)簡單成本相對低。

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

對于EGR 取氣點的位置，主要考慮壓力波動，以壓力波動最小為目標(biāo)，催后的壓力波動遠(yuǎn)小于催前壓力波動。

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

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

2 熱力學(xué)開發(fā)

熱力學(xué)開發(fā)以燃燒為核心，以發(fā)動機的性能和油耗為目標(biāo)，對發(fā)動機不同硬件組合進行評估。

2.1 總體配置方案

表1 性能開發(fā)方案

除此之外：EGR 方案采用催后取氣、進氣方案采用總管進氣歧管方案、點火方案采用80mJ 點火線圈方案。

2.2 相關(guān)試驗結(jié)果

對樣機進行臺架試驗，動力與經(jīng)濟性對比。

圖15 修正扭矩對比

圖16 功率對比

圖17 比油耗對比

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)進行已經(jīng)沒有意義。經(jīng)過臺架性能開發(fā)的試驗數(shù)據(jù)，綜合評估動力性及經(jīng)濟性。外部冷卻EGR 的控制，最大EGR 率可以達到23%，最終方案為缸蓋滾流比Tr 2.8 、壓縮比 CR 13.7、 進氣凸輪軸包角 250°、催后取氣、80mJ 點火線圈、總管進氣方案。部分負(fù)荷油耗點。

圖18 經(jīng)濟性區(qū)域

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

2000/2bar 油耗率309g/kWh，最低油耗率211g/kWh。采用RON 92#燃油進行試驗，實測燃油低熱值為42.82MJ/kg，故最佳有效熱效率達到39.9%。

圖19 開發(fā)結(jié)果

3 結(jié)論

該1.8L 自然吸氣發(fā)動機，通過整體燃燒系統(tǒng)的優(yōu)化開發(fā)，部分負(fù)責(zé)采用阿特金森循環(huán)，整體的熱效率達到39.9%，最低燃油消耗量達到211g/kWh。該發(fā)動機以原有1.8L 自然吸氣為基礎(chǔ)，改動量小，未來可以匹配混合動力整車，整體達到行業(yè)先進水平。