霍英賢 張曉雨 劉宏江 韋 虹 Ingo Scholten 王瑞平，2

（1-寧波吉利羅佑發(fā)動機零部件有限公司 浙江 寧波 315336 2-浙江吉利動力總成有限公司）

引言

隨著全球經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，人們對石油、煤炭等非再生能源需求日益增多。在能源緊缺的情況下，汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性備受關(guān)注。

據(jù)GB27999-2014 乘用車燃料消耗量評價方法及指標(biāo)[1]公布，2020 年，乘用車的CAFC（企業(yè)平均油耗）值將從2010 年的8.2L/100km 下降到5.0L/100km，2025 年將進(jìn)一步下降至4 L/100 km。為了達(dá)到日趨嚴(yán)格的燃油經(jīng)濟(jì)性標(biāo)準(zhǔn)，OEM（原始設(shè)備制造商）不斷創(chuàng)新開發(fā)低油耗機型[2]。

發(fā)動機自身摩擦占發(fā)動機整機機械損失功率的60%[3]，可見摩擦損失在功率損失中占有較大的比重。本文以市場上的某款競品機（同領(lǐng)域其它企業(yè)生產(chǎn)的發(fā)動機）為研究對象，通過對標(biāo)分析的方式研究減摩擦措施，從而為自身企業(yè)發(fā)動機的開發(fā)提供支持。

1 競品機型選擇

選取市場上NVH 性能、燃油經(jīng)濟(jì)性等方面性能優(yōu)良某款汽車作為樣車，樣車A 搭載某款發(fā)動機的第一代產(chǎn)品（競品機型A），樣車B 搭載同款發(fā)動機的第二代產(chǎn)品（競品機型B），樣車的整車、發(fā)動機性能指標(biāo)及技術(shù)信息如表1 所示。

拆下2 輛樣車的發(fā)動機總成，使發(fā)動機、變速器、整車3 者分離，獲取競品機型A 和競品機型B。拆卸過程中必須保證發(fā)動機管路、附件等部件的完整性。

2 競品機試驗及結(jié)果

2.1 油耗試驗

對2 臺競品機進(jìn)行臺架試驗，為避免臺架、測試設(shè)備不一致性而引起的測試誤差，2 臺競品機在同一臺架上依次測試。主要試驗儀器設(shè)備如表2 所示。

表1 樣車性能指標(biāo)及技術(shù)信息

表2 主要試驗儀器設(shè)備

試驗臺架示意圖如圖1 所示。

圖1 試驗臺架示意圖

2.2 測試結(jié)果

2 臺競品機的燃油消耗率對比如圖2 所示，圖中，紅色區(qū)域和綠色區(qū)域的數(shù)值表示競品機型A 的燃油消耗率與競品機型B 的燃油消耗率差異，由如下公式計算：

式中：be1為競品機型A 的燃油消耗率，g/（kW·h）；be2為競品機型B 的燃油消耗率，g/（kW·h）；c 為2臺競品機的燃油消耗率的差異，%。

圖2 中，紅色區(qū)域的正值和綠色區(qū)域的負(fù)值分別表示競品機型B 的燃油消耗率低于和高于競品機型A 的燃油消耗率的百分比。

圖2 燃油消耗率對比圖

從圖2 可以看出，在大部分發(fā)動機工作范圍內(nèi)，與競品機型A 相比，競品機型B 的燃油消耗率均有明顯的降低。其中，在2 000 r/min@0.2 MPa 工況，競品機型B 的燃油消耗率較競品機型A 低13%。

3 競品機摩擦功試驗

發(fā)動機油耗差異與摩擦功、新技術(shù)的熱管理模塊、可變氣門升程技術(shù)、輕量化等方面有關(guān)，本文主要從摩擦功方面進(jìn)行研究和分析。

3.1 摩擦功試驗條件及邊界

對2 臺競品機進(jìn)行臺架試驗，為避免臺架、測試設(shè)備的不一致性而引起的測試誤差，2 臺競品機在同一臺架上依次測試。主要試驗邊界條件如表3 所示。

表3 主要試驗邊界條件

主要試驗臺架邊界如表4 所示。

3.2 整機摩擦功試驗

在試驗臺架上采用倒拖的方式對2 臺競品機進(jìn)行整機摩擦功試驗，整機狀態(tài)包括進(jìn)排氣系統(tǒng)：節(jié)氣門全開；附件輪系：發(fā)電機、空氣壓縮機處于空載狀態(tài)。

表4 主要試驗臺架邊界

3.2.1 整機摩擦功試驗

具體內(nèi)容如下：

1）臺架預(yù)熱發(fā)動機冷卻液溫度和機油溫度至（90±1）℃（發(fā)動機進(jìn)水口溫度和油底殼溫度）；

2）電力測功機倒拖發(fā)動機運轉(zhuǎn)，將轉(zhuǎn)速穩(wěn)定在1 000 r/min，并持續(xù)運轉(zhuǎn)3 min。以后每組測試的第1個工況都需穩(wěn)定運轉(zhuǎn)3 min，從而保證邊界條件的一致性，其他工況只需穩(wěn)定1 min；

3）記錄此時發(fā)動機轉(zhuǎn)速、倒拖轉(zhuǎn)矩、消耗功率、油溫和水溫等參數(shù)；

4）記錄完成后將發(fā)動機迅速調(diào)至下一個工況（轉(zhuǎn)速從1 000～6 000 r/min，每500 r/min 取一工況，逐步遞增測量）；

5）按照試驗要求重復(fù)進(jìn)行1～4 步驟3 次，以保證數(shù)據(jù)的一致性。

3.2.2 系統(tǒng)級摩擦功分解

1）移除進(jìn)排氣系統(tǒng)。

進(jìn)氣側(cè)：移除進(jìn)氣歧管及節(jié)氣門等零部件，用工裝堵住節(jié)氣門加熱水管。

排氣側(cè)：移除排氣側(cè)三元催化器、渦輪增壓器、增壓器冷卻水管、增壓器潤滑油管及排氣歧管等零部件，并用工裝封堵冷卻水管和潤滑油管接口。

2）移除附件輪系。

移除空氣壓縮機、發(fā)電機、張緊器、惰輪及曲軸皮帶輪。

3）移除機油泵。

移除正時罩蓋和油底殼，拆除機油泵、機油泵驅(qū)動鏈條及鏈條張緊器，用工裝連接臺架潤滑油供應(yīng)系統(tǒng)與發(fā)動機潤滑油入口，復(fù)裝油底殼、正時罩蓋。

4）移除缸蓋。

臺架停止運轉(zhuǎn)，移除缸蓋罩、正時罩蓋、正時傳動及缸蓋系統(tǒng)，用工裝密封缸體和正時罩蓋頂面。

重新連接發(fā)動機冷卻系統(tǒng)，缸體頂面壓板工裝上預(yù)留發(fā)動機冷卻液出口。

5）移除活塞連桿機構(gòu)。

臺架停止運轉(zhuǎn)，斷開發(fā)動機與臺架的管路、線束，將發(fā)動機從臺架上拆下來，放在拆裝小車上，并放掉發(fā)動機內(nèi)部的冷卻液和潤滑油。

拆除正時罩蓋、缸體頂面壓板工裝、油底殼及下機體等零部件，取出各缸的活塞連桿組件，然后在曲軸連桿軸頸處裝配替代質(zhì)量塊（質(zhì)量塊能相對曲軸運動）。

將下機體、油底殼、缸體頂面壓板工裝、正時罩蓋等零件復(fù)裝，再將發(fā)動機與臺架相連，加注冷卻液和機油。

6）移除配氣機構(gòu)。

臺架停止運轉(zhuǎn)，拆開缸蓋罩、曲軸皮帶輪、正時罩蓋，將發(fā)動機旋轉(zhuǎn)到正時裝配標(biāo)記對齊的位置，松開正時鏈條張緊器，將凸輪軸與VVT 分離，替換工裝凸輪軸（無凸輪）。

根據(jù)正時標(biāo)記復(fù)裝正時鏈條、張緊器、正時罩蓋、曲軸皮帶輪及缸蓋罩等零部件。

7）移除正時驅(qū)動機構(gòu)。

臺架停止運轉(zhuǎn)，拆開缸蓋罩、曲軸皮帶輪、正時罩蓋和正時鏈條張緊器，取出正時鏈條及正時鏈條張緊導(dǎo)軌。

用工裝替代正時鏈條張緊器，復(fù)裝正時罩蓋、曲軸皮帶輪及缸蓋罩等零部件。

8）移除平衡軸。

臺架停止運轉(zhuǎn)，移除缸蓋、正時驅(qū)動、油底殼，正時罩蓋，拆下平衡軸（或驅(qū)動鏈條）。

3.3 摩擦功計算

采用減法的形式，進(jìn)行整機及各系統(tǒng)摩擦功計算，具體計算方法如表5 所示。表中，T1～T12代表不同邊界下測得的摩擦功，N·m。

主要零部件摩擦功計算公式如下：

1）泵氣損失：

2）配氣機構(gòu)摩擦功：

3）活塞連桿摩擦功：

4）正時驅(qū)動摩擦功：

5）水泵能耗：

6）附件摩擦功：

7）平衡軸摩擦功：

表5 摩擦功計算方法

8）機油泵能耗：

9）曲軸摩擦功：

式中：T真空泵為發(fā)動機進(jìn)氣、壓縮行程因為油溫、水溫等發(fā)生變化而引起真空泵產(chǎn)生的摩擦功，N·m；T壓縮為壓縮行程產(chǎn)生的摩擦功，N·m。

3.4 測試結(jié)果

整機摩擦功測試結(jié)果如圖3 所示，圖3 中，以FMEP（摩擦平均有效壓力）表征摩擦功。從圖3 可以看出，各轉(zhuǎn)速下，2 臺競品機均在散帶范圍內(nèi)，但競品機型A 在散帶的最上方位置，競品機型B 的整機摩擦功小于競品機型A。

圖3 整機摩擦功對比

各系統(tǒng)摩擦功測試結(jié)果如圖4 所示，圖4 中，以FMEP 表征摩擦功。2 000 r/min@0.2 MPa 工況下，競品機型B 的各系統(tǒng)摩擦功均小于競品機型A。其中，2 臺競品機的曲柄連桿機構(gòu)摩擦功相差最大。

圖4 各系統(tǒng)摩擦功對比

4 降摩擦措施分析

發(fā)動機降摩擦措施分析，即從曲柄連桿機構(gòu)、配氣機構(gòu)、正時輪系、外附件等方面進(jìn)行對標(biāo)分析[4]。

4.1 曲柄連桿機構(gòu)

將2 臺競品機曲柄連桿機構(gòu)影響摩擦的關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)行對比，如表6 所示。競品機型B 的曲軸質(zhì)量、平衡塊數(shù)量、主軸頸直徑均小于競品機型A。

競品機型B 的活塞為非對稱式，主推力側(cè)面積小于次推力側(cè)，且活塞銷、軸瓦帶有涂層，活塞環(huán)的張力小于競品機型A。相對于競品機型A，競品機型B 的平衡軸本體結(jié)構(gòu)、質(zhì)量、軸承形式等進(jìn)行了優(yōu)化，以降低摩擦。

4.2 配氣正時機構(gòu)的減摩

2 臺競品機配氣正時機構(gòu)的參數(shù)對比如表7 所示，在配氣正時機構(gòu)中，競品機型B 的凸輪軸質(zhì)量小于競品機型A。競品機型B 的鏈系采用非接觸式上導(dǎo)軌，以降低摩擦。

表6 運動件的主要參數(shù)對比

表7 配氣正時機構(gòu)的主要參數(shù)對比

4.3 附件輪系的減摩

競品機型B 外附件皮帶張力小于競品機型A，張力小，摩擦降低，如表8 所示。

分解附件輪系摩擦功可知，競品機型B 的發(fā)電機摩擦功小于競品機型A，但競品機型B 的發(fā)電機功率大于競品機型A。

表8 外附件的主要參數(shù)對比

5 結(jié)論

1）通過對兩代機型的對標(biāo)分析，在曲柄連桿機構(gòu)、正時輪系、外附件等方面采取了減摩擦措施，從而降低了油耗。

2）對于曲柄連桿機構(gòu)，通過減少曲軸質(zhì)量、平衡塊數(shù)量，減小主軸頸直徑，采用非對稱式活塞、進(jìn)行推力面優(yōu)化，采用帶涂層活塞銷、帶涂層軸瓦、低張力活塞環(huán)，優(yōu)化平衡軸本體質(zhì)量、采用滾針軸承等措施，以減小摩擦。

3）對于正時輪系，采用非接觸式導(dǎo)軌，以減小摩擦。

4）對于外附件，降低附件皮帶張力，增大發(fā)電機發(fā)電效率，以降低損耗。

5）競品機的對標(biāo)分析成果，可為自身企業(yè)發(fā)動機的開發(fā)提供有力的數(shù)據(jù)支撐。