李 丹

（廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣東廣州 510640）

0 前言

該增壓發(fā)動機總體設計基于原有1.8L自然吸氣發(fā)動機，設計為以最大化沿用原有零部件、盡量避免對現(xiàn)有機加工和裝配工藝進行重大調整為原則，通過采用增壓中冷等技術，有效提高發(fā)動機的進氣量和熱效率，使得發(fā)動機升功率、升扭矩提升到較高的水平，從而可替代更大排量自然吸氣發(fā)動機，并有效降低燃油消耗率。以下增壓發(fā)動機代號簡稱X發(fā)動機。

1 總體技術方案的確定

X氣缸蓋總體結構基于1.8L自然吸氣發(fā)動機氣缸蓋，采用了水泵布置在缸蓋前端、分體式凸輪軸蓋、塑料缸蓋罩、曲軸箱通風系統(tǒng)集中在罩蓋內(nèi)部的總體設計思路，并對氣道、水道、油道、燃燒室等進行設計，同時盡可能沿用現(xiàn)有1.8L自然吸氣氣缸蓋生產(chǎn)線。

2 氣道方案

由于增壓發(fā)動機進氣量大大增加，因此氣缸蓋采用高滾流的進氣道設計，排氣道采用高流量系數(shù)設計。

汽油機氣道設計關鍵參數(shù)：影響汽油機氣道滾流比、流量系數(shù)的關鍵參數(shù)有V/F1/A1/A2/B1/B2/B3/Dv，如圖1所示。根據(jù)缸蓋結構和總布置要求，確定氣道3D模型。

圖1 氣道設計關鍵參數(shù)

自然吸氣發(fā)動機傾向于獲得更高的流量系數(shù)；而對于增壓機型，充氣效率較高，爆振傾向對性能影響較大，需要更高的滾流比以降低爆振敏感性。X發(fā)動機缸蓋進氣道性能開發(fā)目標在保證較高流量系數(shù)的同時，也獲得高的滾流比，如圖2所示。

圖2 X發(fā)動機進氣道流量系數(shù)對比圖

氣道試驗方法：進氣道開發(fā)設備采用的是PIV新型氣道試驗臺架，采用光學和統(tǒng)計學相結合的試驗方法；排氣道采用傳統(tǒng)的渦流試驗臺架，主要測量排氣道的流量系數(shù)。

3 燃油噴射和氣道匹配方案

（1）X發(fā)動機采用氣道噴射。對于氣道噴射發(fā)動機，影響噴射目標的關鍵參數(shù)為噴射角度α、β、γ，如圖3所示。X發(fā)動機噴油器α為15°，β為10°，γ為0°。

圖3 燃油噴射角度

（2）對于氣道噴射發(fā)動機，燃油噴射匹配設計時需優(yōu)先考慮以下原則。

1）燃油噴射后，以蒸汽、液滴和濕壁油膜三種形式存在，匹配設計時應盡量避免燃油濕壁現(xiàn)象，燃油濕壁會造成機油稀釋、排放較差等問題。

2）燃油噴嘴離氣門盤的距離應盡可能近，距離較遠會造成油霧較分散，噴射區(qū)域較大，濕壁現(xiàn)象嚴重。一般推薦在100 mm以內(nèi)。

3）理論上希望油束完全噴射于進氣門盤部區(qū)域。在初始設計時，一般讓油束靜態(tài)噴射于進氣門盤的下半部分區(qū)域，在實際進氣時受氣流影響油束會往氣門盤上部移動，盡量達到理論設計目標。

（3）第一輪燃油噴射和氣道匹配結果發(fā)現(xiàn)，噴油距離L較遠，油束噴射至氣門盤時區(qū)域擴散太大，濕壁嚴重，如圖4。

圖4 濕壁示意圖

（4）針對濕壁現(xiàn)象，進行了以下優(yōu)化方案。

1）通過優(yōu)化進氣歧管燃油噴油器噴射點位置，避免氣道上部的濕壁現(xiàn)象，使油束更好地噴至氣門盤下部，如圖5。

圖5 油束方案對比

2）優(yōu)化進氣歧管噴油器出口的結構（圖6），改善氣流方向，使氣道濕壁現(xiàn)象得到改善。

圖6 進氣歧管結構優(yōu)化

4 燃燒室方案

X發(fā)動機氣缸蓋采用屋脊型燃燒室（圖7），結合高滾流進氣道設計，獲得較好的擠氣效應。

圖7 燃燒室結構

5 缸蓋冷卻方案

基本結構設計：根據(jù)進氣道、氣門組件、火花塞和燃燒室的結果和布置，對水道進行結構設計，如圖8。

圖8 冷卻水道

水道設計原則如下。

（1）缸蓋壁厚盡量均勻，進氣道壁厚約4.5 mm，排氣道壁厚約4.75 mm。

（2）水道體積：理論上，水道體積越小越好。水道的體積越小，越有利于減小發(fā)動機重量和起動暖機，但要求冷卻水流速更高，對水泵的要求也提高。一般水道體積為0.5L至1.5L。

（3）水道流速：鼻梁區(qū)＞2 m/s，其他區(qū)域＞0.5 m/s。

（4）滿足分模要求，拔模角≥1°。

（5）滿足缸蓋毛坯鑄造時，進排氣道砂芯的裝配。

（6）砂芯壁厚≥3 mm。

仿真分析過程如下。

（1）完成水道的初步設計后，通過水道CFD計算，評估水道壓力分布、熱傳導情況和流速分布，檢查局部是否有冷卻死點，如圖9所示，排氣道氣門橋附近各處換熱系數(shù)HTC值均高于15 000 W/m2K，無冷卻死點。

圖9 HTC結果

（2）通過缸體-缸蓋-缸墊一體化（HBC）計算，分析氣缸蓋的溫度場分布是否滿足要求。如圖10所示，高溫出現(xiàn)在排氣側氣門橋附近，最高溫度為248.1℃，滿足鋁合金最高耐熱溫度250℃～260℃的要求。

圖10 溫度場分布

相對于自然吸氣機型，增壓發(fā)動機熱負荷大大增加，因此對缸蓋的冷卻也提出了更高的要求。為了更好地冷卻燃燒室鼻梁區(qū)，采用M12長螺紋型火花塞，加大鼻梁區(qū)的冷卻容積和冷卻水流速。并通過仿真分析，對水道進行優(yōu)化。

6 曲軸箱通風孔方案

由于增壓機型的進氣量加大，通過活塞漏氣量的初步設定，加大曲軸箱通風孔面積，保證氣缸蓋曲軸箱通風孔流速小于1.5 m/s。發(fā)動機竄氣量的初步設定，一般等于發(fā)動機排量×（轉速/2） ×0.7%×增壓比。

7 氣缸蓋材料和熱處理方式

相對于自然吸氣機型，增壓機型缸蓋上升了。為了提高缸蓋的耐熱性，采用AlSi7Mg0.3鋁合金材料，熱處理方式為T6。鑄造方式采用重力鑄造。

8 氣門座圈、導管

氣門座圈和導管采用常溫壓入方式。座圈、導管采用粉末冶金材料，氣道噴射發(fā)動機的進氣門座圈有燃油的冷卻和潤滑座圈，采用了性能中等的1300材料（安慶帝伯牌號）；排氣門座圈考慮到高溫的耐磨性能，使用了雙層的3220W材料：其基體材料為V523（安慶帝伯牌號），功能層材料為3220（安慶帝伯牌號），其主要規(guī)格和參數(shù)如表1所示。

表1 氣門座圈、導管材料

β階段試驗機400小時交變后，氣門導管以及座圈磨損量檢測如表2。

表2 磨損量

磨損量檢測均遠低于設計允許值，導管和座圈可以滿足X發(fā)動機的工作要求。

9 氣缸蓋墊片

氣缸蓋墊片采用雙層不銹鋼結構，具體見圖11。

圖11 氣缸蓋墊片結構

對氣缸墊進行波紋密封均勻性測試（面壓測試），結果圖12所示。

圖12 面壓測試結果

由以上面壓分布可以得出：高壓結果全波紋區(qū)域清晰，全波紋連續(xù)且分布均勻，符合密封要求。

10 氣缸蓋螺栓

氣缸蓋螺栓機械性能為10.9級，圖紙規(guī)定抗拉強度1 040 MPa～1 200 MPa。采用的材料為23MnB3，材料實測抗拉強度為1 070～1 103 MPa。規(guī)格為M10×1.25×6g，長度為219 mm。

氣缸蓋螺栓采用扭矩-轉角法擰緊。預緊為40N·m，轉角為270°。摩擦系數(shù)控制為0.08～0.14的情況下，經(jīng)計算螺栓擰緊力為47.93 kN～61.65 kN，螺栓達到屈服區(qū)，具有較好的擰緊力穩(wěn)定性以及較為充分地利用了螺栓的性能。

缸蓋螺栓的擰緊試驗曲線如圖13。

圖13 螺栓擰緊試驗結果

11 氣缸蓋排氣側耐熱雙頭螺柱

由于實測排氣歧管雙頭螺柱處溫度在300多℃（最高為第二排最右邊，360多℃），因此汽缸蓋排氣側雙頭螺柱需要采用耐熱材料。（普通材料工作溫度在200℃以下）。雙頭螺柱使用的耐熱材料為SNB16（日本牌號），性能等級為10.9級，精度為6h/6h。

開發(fā)階段β樣機初期，未采用耐熱雙頭螺柱，全部用普通螺柱緊固。結果400 h交變時，由于溫度太高，四缸右下角螺柱出現(xiàn)斷裂（增壓器側）。更換耐熱材料后，該問題得到解決。查驗對標機大眾1.4TSI，以及菲亞特1.4 T-JET，排氣歧管皆全部采用了耐熱雙頭螺柱。X發(fā)動機后來全部予以更換為耐熱雙頭螺柱，有助于增強排氣歧管密封性能。

同時，β臺架試驗，以及整車試驗中，雙頭螺柱多次出現(xiàn)脫落的情況（位置分布不一）。查驗對標機，發(fā)現(xiàn)耐熱雙頭螺柱都采用涂膠裝配（膠型號未明）。X發(fā)動機只在第一排，螺柱打通缸蓋油腔的位置涂密封膠裝配，第二排未采用涂膠裝配。經(jīng)試驗發(fā)現(xiàn)，供應商推薦的PERBOND品牌H131緊固密封膠對增強雙頭螺柱緊固性能顯著（可增加緊固力矩45%以上）。后期X發(fā)動機排氣歧管處耐熱雙頭螺柱全部涂抹該緊固密封膠裝配。采用該措施后螺柱松脫問題未再發(fā)。

12 結束語

目前，X發(fā)動機已投入量產(chǎn)，市場反饋情況良好，氣缸蓋系統(tǒng)售后未出現(xiàn)質量問題。作者簡介：李 丹，女，1984年生，廣東人，大學本科，工程師。研究領域：發(fā)動機氣缸蓋設計。