某汽油發動機機油消耗量高原因分析

趙福成 甄洪梅 宋吉林 欒永東 楊雋

摘 要：針對某汽油發動機活塞機油消耗量高的問題，從發動機系統級、零部件級分析了該問題可能產生的原因并形成故障魚骨圖，以此為基礎利用仿真分析和試驗驗證相結合的方法對可能原因進行逐一排查。最后通過優化缸體筋板、活塞環結構、活塞回油結構等，有效解決了發動機活塞機油消耗量高的問題。

關鍵詞：機油消耗量 缸孔變形 回油結構

Abstract：Aiming at the problem of high oil consumption of a gasoline engine， the possible causes of the problem were analyzed from the engine system level and component level， and the fishbone diagram was formed. Base on this， the possible causes were checked one by one by the method od simulation analysis and test verification. Finally， by optimizing cylinder block， the second ring structure， piston oil return structure and so on， the problem of high oil consumption is effectively solved.

Key words：oil consumption， cylinder block deformation， piston oil return structure

機油消耗量為發動機工作過程中機油的消耗量，國家標準對發動機機油消耗量并沒有進行規定，GB/T 19055-2003《汽車發動機性能試驗方法》附錄A中A.3規定：在額定轉速全負荷工況機油與燃油的消耗比值不得超過0.3%，各主機廠開發發動機時，會對發動機的機燃比做更嚴格的規定，一般要求機燃比不大于0.15%。雖然沒有規定具體機油消耗量，但對于標定數據成熟的發動機，燃油耗在額定轉速、全負荷時非常穩定，機燃比也能反映機油消耗量。

機油消耗量過大就是通常所說的“燒機油”故障，機油消耗量高除影響發動機性能外，對排放也會造成惡劣影響，因此本文通過針對某增壓汽油發動機的機燃比高的問題，采用魚骨圖分析故障產生的原因，并提出相應的解決方案，經試驗驗證，可有效解決機燃比高問題。[1-2]

1 背景

某汽油發動機開發出初期進行臺架循環負荷耐久試驗時，發動機發動耐久初始時機燃比滿足設計要求，耐久后復試機燃比超過企業標準0.15%，在進行耐久試驗的4臺發動機中有3臺出現該問題，機燃比都略高于標準，機燃比超標成為當時亟待解決的問題。

2 原因分析

2.1 原因分析魚骨圖

如圖2所示，根據機燃比高可能存在的故障原因列出魚骨圖。

3 故障排查及試驗驗證

根據圖2所示的故障魚骨圖，以11號發動機為例，針對該發動機中所有燒機油的零部件及系統進行逐一排查。

3.1 曲通油氣分離不良竄機油

測量曲通在額定功率點機油攜帶量為2.0g/h，故障機的機油消耗量為79.08g/h，曲通機油攜帶量相比與整機機油消耗量影響很小，因此，曲通油氣分離不良非該問題的原因。

3.2 增壓器燒機油排查

增壓器燒機油為常見的一個影響因素，通過更換20號發動機（機油消耗量低）的增壓器發現，機油耗變化較小0.165%→0.17%。再次更換新增壓器，機油耗變化較小0.165%→0.157%，兩次驗證說明增壓器不燒機油，增壓器故障排除。

3.3 氣門油封排查

當氣門油封設計或加工質量有問題時會出現密封不良問題，從而導致燃燒室進機油，進行機油消耗。經拆機檢查發現，故障機氣門背部積碳無異常，排除氣門油封氣門密封不良導致機燃比高。

3.4 缸體與活塞組件配合故障排查

3.4.1 缸體配缸間隙是否合理排查

針對缸徑接近的四缸汽油機的配缸間隙進行對標，對標數據顯示該發動機設計配缸間隙合理，不是造成機油消耗量高的原因，如圖3所示，1號數據為該發動機配缸間隙數據。

3.4.2 活塞環彈力設計合理性排查

對標機油耗無異常且市場保有量很大的成熟機型的組合油環切向彈力，該發動機切向彈力設計合理，1號數據為該發動機組合油環切向彈力。

發動機缸體材料不同、結構不同，不同發動機間的缸孔變形量及磨損量存在差異，因此對組合油環的彈力進行了驗證。組合油環彈力由20N調整為26N，耐久驗證后機燃比0.157%，該方案無效。并且組合油環彈力增大會導致缸孔及刮片環工作面磨損量增大，該方案取消。

3.4.3 缸孔變形量大排查

當缸孔在工作時熱變形過大會導致刮片環貼合率變差，刮油效果受到影響，因此對缸孔變形進行排查。

該發動機缸體是鋁缸體，考慮到工作時熱變形較大，因此對缸體毛坯增加了T5熱處理從而提高其抗熱變形的能力。但是搭載經T5熱處理后的缸體的發動機，耐久后機燃比為0.156%，與普通熱處理的缸體機油耗數據相當，因此缸體熱處理方式非引起機油耗高的原因。

缸套壁厚由2.5mm增加至3.0mm，耐久后機燃比為0.162%，與之前故障機機燃比接近，增加缸套壁厚無效，缸套壁厚非引起該故障原因。

缸體排氣側調整加強筋位置和深度以及增加加強筋，圖5為優化前方案，優化后方案如圖6。該方案同時對水套壁厚也做了局部優化，優化前后結構如圖7、圖8所示。這兩個方案目的是降低缸孔變形量。

加強筋優化變化點：位置1加強筋高度相對于缸孔中心面下沉2mm；位置2新增加強筋；位置3加強筋下移9.5mm，高度相對于缸孔中心面下沉7mm。

優化缸體加強筋后進行試驗驗證機燃比為0.121%，數據顯示通過改善缸體加強筋及水套均勻性，減小了缸孔工作時的變形量，改善了發動機的機油消耗。

3.4.4 活塞回油不暢排查

活塞的回油孔設計過少或者直徑過小時，總的回油面積會過小從而導致回油不暢，組合油環刮下的機油無法快速返回曲軸箱從而引起機油消耗量高的問題。初始活塞方案是8個直徑為2mm的通孔，4個布置在主副推力側通往內腔，如圖9所示。優化方案為將8個回油孔直徑2mm更改為2.5mm，進行試驗驗證結果表明該方案無效。

3.4.5 回油孔結構設計合理性排查

一般活塞回油孔設計多采用圖9結構，但也有不同，有些僅設計通往內腔的回油孔，有些活塞僅設計流向活塞面窗的回油結構，回油面積足夠便可以保證回油通暢。

活塞冷卻采用冷卻噴嘴底噴方式，活塞沒有設計內冷油道。因發動機缸徑較小冷卻噴嘴打靶位置可選擇空間有限。相比于其他發動機活塞冷卻噴嘴傾斜角度略小。針對該問題點，將活塞主副推力側方向通往內腔的回油孔取消，增大流向面窗的回油孔直徑，以保證回油通暢，優化方案見圖10。

回油孔方案優化將面窗左右側回油孔圖中位置1和3回油孔直徑由2mm增大至2.5mm，位置3新增回油槽保證回油面積。前后面窗回油孔采用相同設計。

該方案驗證后機燃比0.103%，數據顯示通過改善回油孔結構設計，改善了發動機的機油消耗量。改善原理如圖11所示。

當冷卻噴嘴底噴油束打靶位置不合理時，活機油會通過活塞回油孔回流至油環槽與缸孔之間，在活塞上行時環槽與缸孔之間的機油泵入燃燒室，也會影響回油速度從而燒機油；冷卻噴嘴受空間設計無法進行設計優化，可通過取消通往內腔的回油孔從而減少機油存入環槽與缸孔之間的存油量，從而減少機油消耗量。

3.4.6 活塞型線合理性排查

進入燃燒室的機油消耗有四種方式：機油從缸套上蒸發、慣性力導致活塞環甩油進入燃燒室、第一道氣環閉口間隙竄入的機油、活塞頂邊緣刮油。機油耗消耗的四種方式中，活塞頂部邊緣刮油占大部分機油耗，降低活塞頂邊緣刮油的情況可降低機油消耗。仿真分析顯示在活塞上行過程中，活塞的偏擺角超過0.2deg，徑向位超過0.02mm時，活塞頂邊緣出現刮油現象，如圖12所示。如圖13所示，該問題可通過優化活塞裙部型線進行改善：加大裙部型線直線段長度，提高活塞穩定性，改善頭部刮油，活塞的型線優化前后對比見圖14。

該方案驗證后機燃比0.092%，數據顯示通過改善裙部型線，對機油消耗也有改善。

3.4.7 氣環設計優化

第二道氣環具有輔助刮油效果，外臺錐面氣環及鼻型錐面氣環均為常見設計，設計方案根據發動機機油耗和漏氣量的設計需求選取。該發動機活塞環設計為外臺錐面環，針對機油消耗量高的故障，第二道氣環結構由外臺結構改為鼻型結構，對比圖見圖15、16，鼻型結構更有利于刮機油。

該方案驗證后機燃比0.085%，鼻型環相比與外臺環更有利于刮機油。

4 總結

通過排查和試驗驗證，該發動機的機油消耗量高故障是由缸孔與活塞環組配合導致。改善有效的方案見圖17。

該發動機初始設計方案均為常規設計，機燃比也僅比企業內部標準略高，遠小于國家標準要求，初始設計滿足耐久需求。為了追求更好的發動機性能及滿足國家排放標準，較低的機油消耗量為開發過程中所被追求的。本文通過分析影響機油耗高的可能因素及試驗驗證，確認實際影響的因素并提出整改方案，經大量試驗樣本驗證，完成循環負荷耐久后試驗13臺，機燃比均未超過0.12%，整改方案有效。

參考文獻：

[1]楊連聲.內燃機設計[M]. 中國農業機械初版設，1981.8.

[2]王帆.某發動機活塞環組結構對潤滑油消耗的影響.小型內燃機與車輛技術，2020.02.