尹建民，陳紅兵

(泛亞汽車技術中心有限公司，上海 201206)

全球汽車工業(yè)的發(fā)展加劇了能源危機和環(huán)境污染。為了節(jié)能減排，各大車企正著力發(fā)展混合動力、純電動、燃料電池汽車等，不斷擠壓汽油機生存空間。提高汽油機熱效率、降低整車油耗成為發(fā)動機發(fā)展的迫切需求和贏取市場生存空間的關鍵。

整車燃油經(jīng)濟性是國家法規(guī)的重點考核指標[1-3]，是客戶評價車輛性價比的客觀依據(jù)，也是整車環(huán)保節(jié)能的評價基礎。當前，在發(fā)動機仍然作為整車燃油消耗主要來源的背景下，需要打破各方面的限制，不斷挖掘潛力來提高發(fā)動機燃油經(jīng)濟性。本研究結合發(fā)動機開發(fā)過程中主要的降油耗技術，基于試驗數(shù)據(jù)，通過“單缸最優(yōu)”確定發(fā)動機核心架構設計原則；研究燃油消耗路徑中“燃燒效率”、“機械損失”和“泵氣損失”等關鍵因子，以提升燃油經(jīng)濟性。

1 單缸最優(yōu)原則

單缸最優(yōu)即在發(fā)動機項目開發(fā)前期，深入挖掘發(fā)動機核心架構設計與燃燒性能之間的關系，實現(xiàn)以最佳燃油經(jīng)濟性為核心目標的發(fā)動機單缸最優(yōu)參數(shù)組合設計。單缸最優(yōu)須兼顧動力性、排放性、可靠性、振動噪聲、成本等因素，為多缸機模塊化擴展夯實基礎。

單缸最優(yōu)開發(fā)主要包括兩個階段：1)概念設計階段，基于計算機仿真分析確定單缸架構設計參數(shù)方案；2)單缸機試驗開發(fā)階段，通過試驗結果鎖定單缸設計參數(shù)。

1.1 概念設計階段

基于發(fā)動機應用項目規(guī)劃、新技術儲備和多缸機擴展需求等背景，概念設計階段主要確定單缸排量、缸徑行程比、進排氣系統(tǒng)參數(shù)匹配和燃燒系統(tǒng)布局等。

1.1.1單缸排量

綜合考慮燃燒效率、動力性匹配空間、機械損失、振動噪聲、整機空間布置以及成本重量等因素，確定單缸排量。增大單缸排量有利于減小傳熱損失、提升熱效率, 但排量增大會增加發(fā)動機振動噪聲的控制難度；單缸排量減小有利于縮短燃燒時間[4]，但排量過小不利于發(fā)動機燃油系統(tǒng)布置，會惡化混合氣分布均勻性，增大燃油濕壁損失。

綜合各因素分析，基本確定高效增壓汽油機最優(yōu)單缸容積為0.33～0.5 L。

1.1.2缸徑行程比

在單缸排量一定的基礎上，缸徑和行程組合決定了燃燒效率擴展空間，研究表明，缸徑行程比越低，燃燒效率越高[5]。在進氣條件一定的前提下，長行程對應的活塞平均速度大，有利于提高缸內(nèi)湍流強度，改善燃燒速率；小缸徑對應的火焰?zhèn)鞑ヂ窂蕉?，減少了邊緣部位的燃燒，能提高燃燒效率；長行程對應的單循環(huán)膨脹做功效率較高。但缸徑小會限制氣門直徑和發(fā)動機最高機械轉(zhuǎn)速等。

現(xiàn)有高效發(fā)動機一般選取0.83～0.92的缸徑行程比(長行程)。

1.1.3進排氣系統(tǒng)參數(shù)匹配

發(fā)動機進排氣氣流影響流動損失、缸內(nèi)氣體運動特性和缸內(nèi)殘余廢氣分布，作為燃燒系統(tǒng)的源頭，影響燃燒效率、異常燃燒邊界等關鍵性能表現(xiàn)。

根據(jù)產(chǎn)品規(guī)劃和單缸最優(yōu)原則，在單缸排量和缸徑行程比確定之后，再制訂單缸機進排氣系統(tǒng)方案。以提高進氣動能強度(滾流比)兼顧充氣效率和降低缸內(nèi)殘余廢氣為主要出發(fā)點，綜合平衡進排氣道形式、氣門直徑、氣門夾角、氣門升程曲線等關鍵設計參數(shù)，借助計算機仿真分析手段，確定進排氣系統(tǒng)參數(shù)匹配方案。

1.1.4燃燒系統(tǒng)方案

燃燒系統(tǒng)布局是穩(wěn)定燃燒和避免異常燃燒(爆震、失火、早燃)的關鍵[6-9]。燃燒系統(tǒng)一方面需具備較強擴展空間，能充分發(fā)揮冷卻EGR、Miller循環(huán)、稀薄燃燒等降油耗技術的優(yōu)勢；另一方面需具備快速燃燒的基本特征，以縮短燃燒持續(xù)期、降低奧拓循環(huán)時間損失，提高燃燒效率，同時兼顧燃燒噪聲。

借助AVL Fire軟件搭建燃燒系統(tǒng)仿真分析模型，通過對不同設計方案的湍動能分布、滾流比、氣門局部滾流比和渦流比、混合氣最大當量比比率、火花塞附近流速和當量比、火焰?zhèn)鞑ミ^程等仿真結果對比，確定可行的設計方案。

1.2 試驗開發(fā)階段

試驗開發(fā)主要是對概念設計階段設定的方案進行確認與優(yōu)化，通過單缸機試驗開發(fā)鎖定最優(yōu)關鍵設計參數(shù)組合。

1.2.1單缸機試驗介紹

單缸機試驗作為燃燒系統(tǒng)開發(fā)的核心步驟，主要研究缸內(nèi)流場分布、噴油噴霧形態(tài)及濃度分布、混合氣分布均勻性、火焰發(fā)展形態(tài)以及燃燒特性等。以減少噴油濕壁風險、優(yōu)化混合氣動能分布和實現(xiàn)快速燃燒為宗旨，最終鎖定燃燒系統(tǒng)相關關鍵參數(shù)[10-12]。

試驗開發(fā)中主要基于激光系統(tǒng)、PIV(Particle Image Velocimetry)系統(tǒng)、LIF(Planar Laser Induced Fluorescence)系統(tǒng)和高精度攝像系統(tǒng)等的應用，支持測量透明單缸機缸內(nèi)流動、噴霧和燃燒過程數(shù)據(jù)，通過優(yōu)化控制參數(shù)，對比各組合方案，確定燃燒系統(tǒng)設計。

1.2.2試驗結果分析

基于某機型單缸機開發(fā)試驗，選取兩種噴油方式和燃燒室形狀設計不同組合方案(見表1)，研究不同方案對燃燒特性的影響。

試驗采用全因子排列組合方法，在部分負荷(2 000 r/min，0.6 MPa)和全負荷(1 500 r/min，WOT)兩種工況下對噴油相位和噴射壓力等參數(shù)進行優(yōu)化。表2列出部分負荷(2 000 r/min，0.6 MPa)單次噴射特征點測試結果，表3列出全負荷(1 500 r/min，WOT)單次噴射特征點測試結果，表4列出全負荷工況3次噴射試驗結果對比，圖1示出關鍵燃燒時刻炭煙火焰對比。IA方案顆粒物排放水平明顯超標；IB+PB方案相比IB+PA方案顆粒物排放更低。IB+PB方案在全負荷工況采用3次噴射策略，可進一步降低氮氧化物和碳氫排放水平，故采用IB+PB方案。

表1 噴油和燃燒室設計方案

表2 部分負荷工況單次噴射試驗結果對比

表3 全負荷工況單次噴射試驗結果對比

表4 全負荷工況3次噴射試驗結果對比

圖1 關鍵燃燒時刻炭煙火焰對比

2 整機油耗改進措施

基于單缸最優(yōu)原則所確定的發(fā)動機核心架構參數(shù)，本研究從燃燒效率、泵氣損失和機械損失等整機油耗三要素出發(fā)，分別細化發(fā)動機各系統(tǒng)設計，降低整機油耗。

2.1 燃燒效率

燃燒效率即燃料化學能轉(zhuǎn)化成機械能的效率，是發(fā)動機燃燒系統(tǒng)開發(fā)的重要評估指標，常用指示燃油消耗率定量評判發(fā)動機燃燒效率，指示燃油消耗率越低，對應的燃燒效率越高。

高效燃燒是發(fā)動機開發(fā)設計的目標，受諸多設計因子綜合影響且各因子間相互制約，需要在發(fā)動機總排量、缸數(shù)、缸徑行程比、氣道燃燒室系統(tǒng)結構、噴油點火系統(tǒng)布置、壓縮比、內(nèi)外部廢氣再循環(huán)(EGR)系統(tǒng)布置、熱管理系統(tǒng)布置和分層燃燒技術等重要因素之間找到最優(yōu)解，以實現(xiàn)較高的燃燒效率。

2.1.1發(fā)動機總排量和缸數(shù)對燃燒效率的影響

缸數(shù)一定的前提下，基于散熱和有效壓縮比兩個維度，總排量越小，燃燒室散熱面積越小，有效壓縮比越高，小負荷工況燃效因而得到改善；但在大負荷工況，因散熱能力不足和有效壓縮比過高，引起爆震邊界惡化，會使燃燒效率降低[4]。缸數(shù)相同、排量分別為1.0 L和1.3 L的發(fā)動機在2 000 r/min不同指示輸出扭矩下的實測燃燒效率對比見圖2。結果顯示：小排量在小扭矩工況下的燃燒效率占優(yōu)，大排量在中大扭矩工況下的燃燒效率優(yōu)勢明顯。僅從燃燒效率改善的角度看，排量從1.0 L增大至1.3 L時，在整車NEDC工況下，油耗改善約1%。

圖2 不同排量下燃燒效率測試結果對比

總排量一定的前提下，缸數(shù)越多則燃燒系統(tǒng)面容比越大、單缸排量越小，使得散熱損失、燃油損失增加，燃燒效率惡化。相同排量的3缸和4缸發(fā)動機在2 000 r/min不同平均有效壓力下的實測燃燒效率對比見圖3。結果顯示：缸數(shù)越少對應的燃燒效率改善越明顯，僅從燃燒效率改善角度看，發(fā)動機由4缸減少至3缸，整車在NEDC循環(huán)工況下油耗改善在1%以上。

圖3 不同缸數(shù)下燃燒效率測試結果對比

2.1.2氣道燃燒室系統(tǒng)對燃燒效率的影響

氣道燃燒室系統(tǒng)是實現(xiàn)發(fā)動機高效燃燒的關鍵因素，它影響缸內(nèi)混合氣分布質(zhì)量、燃燒火焰?zhèn)鞑ニ俾?、EGR容忍度、未燃燃油損失比和抗異常燃燒能力等。

進氣道滾流比、進排氣道流量系數(shù)和擠氣面設計等是氣道燃燒室設計的關鍵因子。以滾流比為例研究其對燃燒效率的影響，氣道設計對比方案見圖4，其中氣道A為低滾流比設計，滾流比為1.7，氣道B為高滾流比設計，滾流比為2.4。

圖5示出兩種滾流比氣道對燃燒效率影響的測試結果。由圖5可見，高滾比氣道對應的燃燒效率改善明顯。主要原因是高滾流比能有效改善混合氣質(zhì)量，減少未燃燃油損失，加快燃燒速率，提高抗爆震能力。預計使用高滾流比氣道可使整車在NEDC循環(huán)工況下油耗改善1%。

圖4 兩種不同滾流比氣道

圖5 兩種滾流比氣道對燃燒效率影響對比

由于氣道滾流比和流量系數(shù)互為制約，高滾比氣道在提升燃燒效率的同時，會因充氣效率受限而影響發(fā)動機的標定功率。為減小該影響，開發(fā)過程中主要采用魚腹型氣道、優(yōu)化增壓器匹配和降低標定功率轉(zhuǎn)速等措施。

2.1.3燃油噴射系統(tǒng)對燃燒效率的影響

燃油噴射系統(tǒng)主要分為進氣道噴射、缸內(nèi)直噴以及混合噴射等多種形式。燃油噴射系統(tǒng)決定噴射粒徑大小、燃油霧化濃度分布、燃油濕壁損失以及極限噴油量等，直接影響燃燒效率。

相對于進氣道噴射系統(tǒng)，缸內(nèi)直噴系統(tǒng)的主要優(yōu)勢有：噴射粒徑更小、蒸發(fā)能力更強，缸內(nèi)混合氣分布更均勻；噴油正時和噴射量控制更精確，缸內(nèi)實時空燃比分布更優(yōu)；缸內(nèi)燃油蒸發(fā)吸熱，降低壓縮終了溫度，抗爆震能力更強。但直噴系統(tǒng)也有局限性：在冷機工況及中小負荷工況下，受高壓直噴燃油局部濕壁集中的影響，顆粒排放相對惡化。

通過氣道噴射和缸內(nèi)直噴兩種設計方案，研究兩種噴射系統(tǒng)對燃燒效率的影響，測試結果見圖6。從圖6可知，直噴系統(tǒng)對燃燒效率的改善主要集中在中大負荷工況，這主要是因為直噴系統(tǒng)對缸內(nèi)混合氣分布改善和多次噴射策略對爆震邊界的有效改善。預計缸內(nèi)直噴系統(tǒng)在NEDC工況改善整車油耗約1%。

圖6 氣道噴射和缸內(nèi)直噴對燃燒效率的影響

雖然直噴系統(tǒng)可改善燃燒效率，但在小負荷會引起顆粒排放惡化。在開發(fā)中主要通過提高噴射壓力和燃燒室壁面溫度等措施，將顆粒排放控制在較低水平。圖7示出某機轉(zhuǎn)速1 500 r/min，平均有效壓力為0.7 MPa工況顆粒排放改善情況。由圖7可見，采用高噴射壓力顆粒排放改善明顯。

圖7 直噴噴射壓力對顆粒排放的改善

2.1.4壓縮比對燃燒效率的影響

壓縮比對燃燒效率的影響最直接，理論上壓縮比越高燃燒效率越高，在開發(fā)中追求更高壓縮比是實現(xiàn)更優(yōu)燃燒效率的首選措施[13-14]。圖8示出在轉(zhuǎn)速2 000 r/min不同平均有效壓力下，壓縮比對燃燒效率的影響。由圖8可見：隨著壓縮比不斷增大，中小負荷的燃燒效率不斷改善；但壓縮比越高，改善幅度卻越低，這主要由于高壓縮比帶來爆震惡化和散熱損失增加。圖9示出以壓縮比9.5為基礎，增大壓縮比對整車在NEDC循環(huán)工況下油耗的影響。由圖9可見，壓縮比增大至12可改善油耗約3%。

圖8 壓縮比對燃燒效率的影響

圖9 壓縮比對整車油耗的改善效果

雖然壓縮比增加有利于燃燒效率的提升，但當前量產(chǎn)發(fā)動機壓縮比普遍不高，主要是因為采用高壓縮比會增加異常燃燒的風險。通常采用外部冷卻EGR、掃氣策略、水冷式進氣中冷器等措施降低缸內(nèi)溫度，甚至考慮采用高標號燃油等高成本措施，控制異常燃燒風險。

2.1.5外部冷卻EGR系統(tǒng)對燃燒效率的影響

當前發(fā)動機普遍采用VVT技術，通過相位調(diào)節(jié)實現(xiàn)內(nèi)部EGR，在一定程度上使燃燒效率得到改善。相對于內(nèi)部EGR，外部冷卻EGR系統(tǒng)可提供更高EGR率，從而進一步改善燃燒效率?；谂_架實測結果，預計外部冷卻EGR系統(tǒng)能使整車在NEDC工況下油耗改善1%～2.5%。

如圖10所示，以某增壓發(fā)動機匹配外部冷卻高壓EGR系統(tǒng)為例，在轉(zhuǎn)速2 000 r/min，平均有效壓力為0.8 MPa工況下，隨著外部EGR率不斷提高，燃燒效率大幅改善。通過試驗手段還可挖掘外部EGR率對燃燒效率改善的最大邊界。

圖10 外部EGR率對燃燒效率的影響

然而在開發(fā)過程中，外部EGR系統(tǒng)除了帶來燃燒效率改善外，也帶來設計開發(fā)挑戰(zhàn)，如：EGR受整機布置的影響，動態(tài)響應性相對較差，容易造成收油門失火；EGR流量分配均勻性影響各缸燃燒一致性。主要應對開發(fā)措施有：優(yōu)化EGR系統(tǒng)布置和流場分布，減少流動損失，實現(xiàn)各缸均勻分配；優(yōu)化內(nèi)部EGR控制策略，以有效配合外部EGR的應用；優(yōu)化動態(tài)收油門時斷油標定策略，控制缸內(nèi)失火風險。

2.1.6熱管理系統(tǒng)對燃燒效率的影響

熱管理系統(tǒng)主要從降低散熱損耗和排放損耗兩方面來提高燃燒效率，技術層面上分為智能熱管理模塊和基于智能熱管理模塊開發(fā)的主動智能熱管理系統(tǒng)。

智能熱管理模塊主要在機械節(jié)溫器的基礎上，通過控制發(fā)動機大小冷卻循環(huán)、缸體缸蓋的流量分配，來實現(xiàn)快速暖機以及高水溫快速精確控制；主動智能熱管理系統(tǒng)主要采用電動水泵實現(xiàn)實時控制發(fā)動機所有冷卻通道的流量分配，實現(xiàn)快速暖機、加速機油溫升、使局部冷卻液工作在飽和邊界等。某機型應用智能熱管理模塊的試驗測試結果顯示，其對油耗貢獻來源于兩方面：因暖機速率提升，預計整車在NEDC工況下油耗改善約1%；因高水溫快速精確控制，使穩(wěn)態(tài)臺架試驗整機燃燒效率改善約0.6%。

圖11示出某機在90 ℃常規(guī)水溫邊界和110 ℃高水溫邊界下，2 000 r/min不同平均有效壓力下的燃燒效率測試結果。由圖11可見，燃燒室水溫度邊界對燃燒效率影響明顯。

圖11 發(fā)動機水溫邊界對燃燒效率影響

在智能熱管理模塊基礎上，升級采用主動智能熱管理系統(tǒng)可更深入挖掘暖機速率和發(fā)動機溫度邊界的潛力，預計應用主動智能熱管理系統(tǒng)能進一步降低整車油耗1%～1.5%。

兩種智能系統(tǒng)帶來油耗改進的同時，也帶來控制策略方面的挑戰(zhàn)，當前主要通過增加溫度監(jiān)控來實現(xiàn)有效閉環(huán)控制，增加控制的精確性。

2.2 泵氣損失

已有研究表明，若完全排除泵氣損失的影響，發(fā)動機油耗可改善6%以上[7]。因此，降低發(fā)動機泵氣損失是改善油耗的另一有效途徑。

發(fā)動機配氣機構在換氣階段流動損失無法避免，常用改善流動損失的技術措施包括：進排氣可變相位系統(tǒng)(DVVT)、可變氣門升程、米勒/阿特金森循環(huán)、外部EGR系統(tǒng)、可控廢氣旁通閥渦輪增壓系統(tǒng)等。

2.2.1排量選擇對泵氣損失的影響

在缸數(shù)一定的前提下，發(fā)動機單缸排量越小，相同進氣量所耗的泵氣損失越小。圖12示出1.0 L和1.3 L兩種排量發(fā)動機，在2 000 r/min不同有效輸出扭矩下泵氣損失測試結果。可見在同等輸出功率條件下，1.0 L排量機型的泵氣損失明顯低于1.3 L排量機型，預估整車在NEDC循環(huán)油耗收益達2%左右。

圖12 排量對泵氣損失的影響

2.2.2DVVT技術對泵氣損失的影響

DVVT技術之所以被廣泛應用，主要原因是其能降低泵氣損失，改善油耗。圖13示出某發(fā)動機在不同VVT相位的示功圖，可見相位A相對相位B換氣過程泵氣損失明顯降低，預計DVVT技術使整車在NEDC循環(huán)工況下油耗改善約2%。

圖13 相位對泵氣損失的影響

2.2.3電動廢氣旁通閥增壓系統(tǒng)對泵氣損失的影響

小排量增壓發(fā)動機為了實現(xiàn)更佳的低速扭矩響應和更高扭矩輸出，需采用效率更高的增壓器。傳統(tǒng)正壓控制增壓器在非增壓工況區(qū)間需要建立一定的基礎增壓壓力，導致泵氣損失偏大。當前通過采用電動可控廢氣閥系統(tǒng)，主動控制廢氣旁通閥開度，減小泵氣損失。電動可控廢氣閥系統(tǒng)結構見圖14。

圖14 電動可控廢氣閥增壓系統(tǒng)結構

圖15示出某機型采用不同廢氣旁通閥控制系統(tǒng)，在2 000 r/min不同有效輸出功下，匹配兩種廢氣閥控制系統(tǒng)對泵氣損失的影響。從測試結果可見，電動可控廢氣閥在非增壓區(qū)間的泵氣損失顯著降低，預估整車在NEDC循環(huán)工況油耗改善1%左右。

圖15 不同廢氣閥控制系統(tǒng)對泵氣損失的影響

2.2.4米勒循環(huán)/阿特金森循環(huán)對泵氣損失的影響

米勒/阿特金森循環(huán)是發(fā)動機降泵氣損失的有效技術手段之一，目前通過DVVT技術已經(jīng)實現(xiàn)部分米勒和阿特金森循環(huán)來降低泵氣損失。為了進一步挖掘這兩種循環(huán)在降低泵氣損失方面的潛力，以某款渦輪增壓發(fā)動機分別匹配兩種循環(huán)的配氣系統(tǒng)(見圖16)為例，研究在渦輪增壓系統(tǒng)下兩種循環(huán)的泵氣損失差異，測試結果見圖17。

由圖17可見，中大負荷工況，米勒循環(huán)降低泵氣損失表現(xiàn)更優(yōu)，小負荷工況，阿特金森循環(huán)優(yōu)勢明顯。綜合評估，只考慮泵氣損失對油耗的影響，增壓發(fā)動機匹配米勒循環(huán)相比匹配阿特金森循環(huán)，預計整車在NEDC 循環(huán)工況油耗改善0.8%左右。但米勒循環(huán)會降低燃燒速率，開發(fā)中主要通過提高進氣道滾流比等措施來改善燃燒。

圖16 典型阿特金森和米勒循環(huán)氣門升程曲線

圖17 阿特金森和米勒循環(huán)對泵氣損失的影響

2.2.5外部冷卻EGR系統(tǒng)對泵氣損失的影響

外部EGR系統(tǒng)除了改善燃燒效率，在降泵氣損失方面也有一定收益。圖18示出外部EGR系統(tǒng)改善泵氣損失的實測結果。某機在轉(zhuǎn)速2 000 r/min不同平均有效壓力下，與原機沒有采用外部EGR系統(tǒng)對比，使用外部EGR能進一步降低泵氣損失。預估使用外部冷卻EGR系統(tǒng)可使整車在NEDC循環(huán)工況下油耗改善約0.6%。

圖18 外部EGR系統(tǒng)對泵氣損失的影響

2.3 機械損失

發(fā)動機作為先進動力機械的代表，提高機械效率是永恒的目標。隨著發(fā)動機技術的發(fā)展，當前發(fā)動機降低機械摩擦損失的主要措施有架構優(yōu)化、可變排量機油泵、滾動軸承凸輪系統(tǒng)、小軸頸曲軸、低張力活塞環(huán)、減摩涂層活塞、大配缸間隙、低摩擦鏈傳動系統(tǒng)、低摩擦附件系統(tǒng)、低摩擦機油等。

2.3.1架構優(yōu)化對機械損失的影響

架構優(yōu)化對機械效率影響最為直接，如缸數(shù)、缸徑行程比、曲軸偏置、冷卻潤滑系統(tǒng)沿程損失等。

如圖19所示，以缸數(shù)優(yōu)化為例，在總排量不變的情況下將4缸變成3缸，摩擦損失平均降幅達25%，這主要是由于缸數(shù)減少使往復旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)摩擦功減少。

圖19 缸數(shù)對往復旋轉(zhuǎn)系統(tǒng)摩擦損失的影響

2.3.2可變機油泵技術對機械損失的影響

結合發(fā)動機潤滑需求，在低速區(qū)間降低供油壓力，采用多級或無級可變機油壓力策略，可最大限度降低摩擦損失。實測結果見圖20。采用多級可變泵相比固定轉(zhuǎn)子泵可明顯改善摩擦損失，最大降幅為75%。

圖20 可變機油泵對摩擦損失的影響

2.3.3活塞系統(tǒng)降摩技術對機械損失的影響

活塞往復系統(tǒng)在整機摩擦損失中占較大比重,平均占比達30%～40%，為了減小摩擦損失，常采用降低活塞環(huán)張力、活塞表面納米涂層、增大配缸間隙等措施。

如圖21實測結果所示，與常規(guī)活塞往復系統(tǒng)相比，采用新設計的低張力環(huán)、活塞表面降摩涂層以及大配缸間隙的活塞往復系統(tǒng)，摩擦損失平均降幅達28%。但大配缸間隙需要配合改善活塞潤滑條件，以保證較好的NVH性能。

圖21 活塞系統(tǒng)降摩技術對機械損失的影響

2.3.4滾動摩擦系統(tǒng)應用對機械損失的影響

傳統(tǒng)發(fā)動機大部分采用滑動摩擦系統(tǒng)，這主要出于成本和系統(tǒng)可靠性方面的考慮。如圖22所示，以配氣機構為例，相比傳統(tǒng)滑動軸承和機械挺柱系統(tǒng)，采用滾動軸承與滾子搖臂的機械效率更優(yōu)，摩擦損失改善幅度達24%。

圖22 配氣機構形式對摩擦損失的影響

3 結束語

a) 基于單缸最優(yōu)原則，小排量增壓發(fā)動機開發(fā)中，推薦單缸排量范圍0.33～0.5 L，缸徑行程比0.83～0.92；

b) 基于試驗測試結果，從發(fā)動機總排量和缸數(shù)、氣道燃燒室系統(tǒng)、燃油噴射系統(tǒng)、壓縮比、外部冷卻EGR、熱管理系統(tǒng)等六方面分析了各因素對燃燒效率改善的影響；從DVVT技術、電動廢氣旁通閥增壓系統(tǒng)、米勒循環(huán)/阿特金森循環(huán)、外部冷卻EGR系統(tǒng)等四方面闡述并量化其對泵氣損失改善的影響；從架構優(yōu)化、可變機油泵技術、活塞系統(tǒng)降摩技術、滾動摩擦系統(tǒng)應用等方面量化其對機械摩擦損失的影響；為國內(nèi)汽油發(fā)動機正向設計開發(fā)，特別是汽油發(fā)動機降油耗技術的選擇與匹配提供數(shù)據(jù)參考。