BMW與PSA聯合開發的四缸汽油發動機技術介紹(二)

◆文/浙江 范明強

范明強 (本刊編委會委員)

教授級高級工程師，參加過陜西汽車制造總廠的籌建工作，主管柴油機的產品開發；1984年調往機械工業部無錫油泵油嘴研究所，曾任一汽無錫柴油機廠 、第一汽車集團公司無錫研究所高級技術顧問、湖南奔騰動力科技有限公司總工程師。

(接上期)

6.模塊化輔助設備傳動機構和熱管理

原則上，輔助設備傳動機構的使用壽命最短設計為240 000km，它們被分成兩個相互獨立的功能模塊，分別適用于各自的發動機型及其配套車型。

模塊1由一根長度為905mm的6筋三角皮帶傳動，如圖10所示。發電機功率在150A以下可以取消附加的導向輪，而在無空調壓縮機的發動機上可以取消張緊輪，發電機的傳動則僅由一根長度為648mm的實心皮帶來實現。因首次應用了單臂扭簧張緊器，所以它使所有型號的發電機都能夠直接固定在汽缸體曲軸箱上，縮短了發動機長度。

圖10 輔助設備傳動機構模塊

模塊2通過一個由曲軸傳動皮帶背面的中間摩擦輪來實現冷卻水泵的傳動。在增壓機型上，該中間摩擦輪始終處于嚙合狀態，而在自然吸氣發動機上，該摩擦輪固定在一個懸臂上。通過一個電控偏心輪機構可改變這個摩擦輪的位置，另外可以用純機械方法確保中間摩擦輪與曲軸傳動皮帶背面之間必要的壓緊力或者脫開傳動。在暖機階段可使中間摩擦輪脫開傳動，因而能夠主動參與發動機的熱管理，冷卻水泵脫開傳動可以使得發動機機油熱得更快些，并能夠降低摩擦功率。應用可接合/分離的冷卻水泵并按特性曲線場脈譜圖控制冷卻可實現連續的熱管理，這在此種類型發動機上絕對是新穎的，且對降低燃油耗和CO2排放作出了重大的貢獻。冷卻水泵的這種傳動方式使得作用在水泵上的靜態和動態力要比通常的三角筋條皮帶傳動低許多倍，因此水泵殼能夠用塑料制成，水泵軸的支承也能夠簡化。

7.摩擦功率

該汽油機對于每個子系統都預先確定了專門的摩擦功率目標。在所有部件的開發中都仔細地進行了摩擦功率試驗，對出現的目標偏差進行分析，并采取了改進措施。雖然發動機的技術比較復雜，但是從總體上來說，該機的摩擦功率較低，優于平均水準，對達到燃油耗目標作出了重要貢獻。

曲柄連桿機構是發動機摩擦功率的最大消耗者，因此改善這些部件的摩擦對整臺發動機摩擦性能的影響是最大的。曲軸的設計總是在較小的軸承直徑、足夠的曲軸剛度和無懈可擊的性能之間尋找最佳的折中。因此，已將所有功率等級機型的主軸承直徑從50mm減小到45mm。活塞環組也經過不斷地優化，整套活塞環組的最大切向力降低到40N就表現出非常有利的效果。所有這些措施使得曲柄連桿機構機構的摩擦功率處于分布帶的下端，如圖11所示。而飛輪的不平衡會對摩擦功率產生另一種影響，因此已通過減小飛輪不平衡度的最大容許公差來限制這種影響。

圖11 自然吸氣機型曲柄連桿機構摩擦功率的改善效果

兩種氣門機構功率消耗的比較表明：

(1)由于自然吸氣機型所用的全可變氣門機構全部采用了滾針軸承，因此即使其運動件的數目明顯較多，但是在最大氣門升程時其摩擦功率消耗還是處于較好的水平；

(2)在最小氣門升程時其消耗的摩擦功率還能再減小多達25%。用戶行駛運行工況時間最多的負荷區間處于怠速與部分負荷之間的范圍內，因此較大的節油效果也是在該負荷工況范圍內獲得的。

通過零件持續不斷地優化，已將全可變氣門機構因工作原理所決定的較大的摩擦功率降低到了可接受的水平，如圖12所示。

圖12 兩種機型包括鏈傳動在內的氣門機構摩擦力矩

為了使自然吸氣機型所采用的進排氣雙凸輪軸相位調節器能快速地響應，必須在最高容許機油溫度下即使在怠速運行時也能提供足夠高的機油壓力。在初期設計階段，曾應用過一種壓力可調節的機油泵方案，它能在泵油量與功率消耗之間獲得可接受的折中，但是為了在接近怠速的運行范圍內能達到泵油量的目標值，則必須應用尺寸明顯較大的機油泵，如圖13所示，因此決定選用體積流量可調式機油泵。從圖13中可清楚地看出，從2 000r/min轉速起其消耗的功率大大降低，通過諸如精細地調整齒輪組等其他一些措施還能將2 000r/min轉速基準點的功率消耗降低大約30%。暖機運行時，在發動機機油粘度較高的情況下，即使在低轉速時，通常體積流量可調式機油泵也明顯占優勢，因此不僅在用戶實際運行中，而且在歐盟燃油耗試驗循環中燃油耗也降低了。

圖13 兩種機型體積流量可調式機油泵的節油潛力

一個由發動機電控系統控制的摩擦輪能按需要來操縱冷卻水泵是否運轉使用，這在此種等級發動機中是獨一無二的創新，因此在明顯縮短的暖機期間，冷卻水泵的機械和液壓功率都不消耗了。冷卻水泵傳動輪橡膠涂層的改進以及使用一個封閉的傳動摩擦輪進一步降低了高轉速下輔助設備傳動的摩擦力矩約20%，如圖14所示。

圖14 兩種機型皮帶傳動及其輔助設備無載荷時的功率消耗

將泵吸損失降低到最低程度是另一個重要的開發目標。泵吸損失可被理解為氣動功，這是跟隨活塞移動的空氣體積所必需消耗的功。因為在轉速較高時泵吸損失才有明顯的改善，如圖15所示，因此只有在功率需求較高時所減少的泵吸損失才顯示出明顯的優勢。雖然汽缸體曲軸箱和汽缸蓋上的空間位置情況非常緊湊，但還是獲得了較大的開放式的曲軸箱通風截面以及汽缸體曲軸箱與汽缸蓋之間的連接(參見圖4、圖5)。采取措施所得的綜合效果使得高轉速時的泵吸損失降低了11Nm或者90%以上。

圖15 兩種機型在最高機油液面時的泵吸損失

整機無換氣時的摩擦力矩圖線可以清楚地看到，廣泛的機械改進取得了良好的效果，如圖16所示。在2 000r/min轉速基準點上摩擦力矩降低了15%，而在較高的轉速時摩擦力矩的降低甚至達到了30%。若將降低的泵吸損失一起考慮在內的話，所有改進措施使摩擦平均壓力降低了足有50%。

圖16 自然吸氣機型無換氣時的摩擦力矩

三、試驗結果

以下介紹所達到的有關動態性能、效率和排放方面的試驗結果。1.70kW和88kW標定功率機型

(1)動態性能

BMW公司Mini轎車從來就是以其靈活性給人留下深刻的印象，特別是良好的加速性和發動機運轉平穩性相結合，其靈活性發揮得更加淋漓盡致。在兩種自然吸氣機型上，通過采取一系列的技術措施達到了相應的要求。

整個進氣系統在更大范圍內減少節流損失應從汽車前端的設計著手，包括減少進氣口的氣流損失，優化初始進氣管、空氣濾清器和清潔空氣管中的流動。進氣裝置滿足了苛刻的結構空間要求，并配備了一個諧振箱，其容積及其在整機總布置上的連接通過一維和三維相結合的換氣計算進行了仔細的優化，因此在低轉速時獲得了連續豐滿的扭矩特性曲線。用消失模鑄造的汽缸蓋具有較高的表面質量，再加上充氣效率優化的進氣道設計，為實現高的功率目標提供了另一個重要的前提條件。昂貴的進氣道造型不僅確保其獲得了出眾的充氣效果，而且在冷啟動和暖機階段獲得了較低的原始排放。

分缸配置的鋼排氣歧管的每根分管長度為300mm，對提高低速扭矩起到了明顯的作用。廢氣裝置帶有中間消聲器，其容積、結構和位置都針對換氣進行了精細的優化，具有較低的排氣背壓，同樣對低速扭矩的提升和達到功率目標做出了重要的貢獻，同時形成了Mini轎車特有的聲音，有助于改善駕駛的動態感受。

所有改進措施組合起來為實現全負荷目標奠定了基礎。1.4L機型的最大扭矩達到140Nm/4 000r/min，最大功率達到70kW/6 000r/min，而1.6L機型的最大扭矩達到160Nm/4 250r/min，最大功率達到88kW/6 000r/min，并且在2 000r/min時扭矩就已能達到140Nm。這兩種機型的比扭矩都已達到了100Nm/L，為該等級的轎車樹立了新標桿，如圖17所示。

(2)效率

新動力總成低的燃油耗不僅為用戶提供了較高的使用經濟性，而且盡到了環保和社會責任。11.0∶1的壓縮比為獲得良好的效率奠定了基礎。可變進氣門升程在部分氣門升程時升程曲線前沿沒有緩慢的斜坡段，使其換氣的泵吸功比用節氣門調節負荷的發動機明顯降低。雙氣門導氣屏和配氣相位調節獲得了非常良好的廢氣兼容性和燃燒穩定性，從而在寬廣的部分負荷范圍內能夠以較大的氣門重疊角和較高的廢氣再循環率運轉。由于進氣門座圈上的導氣屏的導向作用，在燃燒室中產生滾流運動，而在中等氣門升程時，同一個汽缸中的兩個進氣門開啟的相位差產生了附加的渦流成分，其組合效果使得在點火時刻的渦流水平足以保證混合汽獲得很短的著火滯后期和高的燃燒速度。火花塞在電極幾何形狀和耐久性等方面也針對燃燒過程的要求進行了專門的匹配調整。摩擦優化的基礎發動機和流量可調式機油泵、按特性曲線場脈譜圖控制的節溫器以及可接合/分離的冷卻水泵配備成了高效的公共平臺。

圖17 88kW機型全負荷性能與同類競爭機型的比較

新的自然吸氣機型在熱態運轉時的燃油耗特性曲線場在同類競爭機型中是最佳的，如圖18所示。在FEV公司統計的燃油耗分布帶中示出了88kW機型的最低有效燃油消耗率和在n=2 000r/min，We=0.2kJ/L負荷工況點的有效燃油消耗率，這樣低的燃油耗已達到了噴束引導缸內直接噴射稀薄燃燒過程才能達到的水平。

MiniOne轎車的歐洲試驗循環燃油耗為5.3L/100km，而MiniCooper轎車則為5.4L/100km，這相當于比老車型降低了22%。同時，所應用的技術確保了在全球范圍內，在整個特性曲線場較高的負荷工況時具有相似的節油效果，并幾乎與當地的燃油品質無關。所有汽車的燃油耗數據都是指從2007年8月起的車型，它們都具有自動啟動、停車功能，制動能量回收和換擋點指示等功能。

(3)排放

新動力總成的設計能夠滿足全球所有重要的廢排放法規(EU4、JLEV2005、ULEVⅡ)。降低原始排放、提高啟動與暖機時的廢氣溫度、提高廢氣后處理裝置的起燃速度以及提高疲勞強度等各種改善發動機方面的措施對于有效地達到目標要求是具有決定性作用的。

圖18 88kW機型有效比燃油耗與同類競爭機型的比較

其中自然吸氣機型的全可變氣門機構，由于改善了部分氣門升程時的充氣效果和小氣門流通截面時的混合汽形成效果，因此給降低試驗循環中的原始排放提供了最佳的前提條件。另外噴油器已針對霧化質量和油束噴射方向進行了精細的優化，且由于采用了雙氣門導氣屏和配氣相位調節的措施，所以獲得了高的燃燒穩定性，且這能確保混合汽能夠實現稀薄燃燒及獲得高的廢氣溫度、質量流量，而原始排放優化的燃燒室幾何形狀使得燃燒方面的措施更加完備。

在排氣方面采取的措施是采用了熱容量較小的鋼管排氣歧管，在全負荷熱應力場和催化器快速起燃之間獲得了最佳的折中。在設計這種排氣歧管時特別重視使催化器后的連續變化型λ傳感器能夠迅速起作用，而排氣歧管及其進入催化器的喇叭口的造型設計為λ傳感器恰當的信號特性和催化器的穩定效果奠定了基礎。近發動機催化器配備了一個總容積為1.34L的目數較多的蜂窩狀載體及其抗老化的涂層，并具有較小的壓力損失。總的來說，為滿足歐洲和日本的排放法規提供了一個有效且成本非常有利的廢氣后處理系統，其貴金屬的用量極少。

為了滿足美國加州法規對排放限值和診斷的苛刻要求，ULEV-Ⅱ機型(88kW)還必須在汽車底板下附加一個容積為0.95L的催化器。