基于平臺化的增壓汽油機潤滑系統(tǒng)設計

(上汽通用五菱汽車股份有限公司 廣西柳州 545007)

汽油發(fā)動機(以下簡稱汽油機)是車用動力輸出的重要組成部分，而為了滿足用戶對動力性能的需求，目前增壓汽油機已成為各大整車廠開發(fā)的主流。為了避免生產(chǎn)制造系統(tǒng)的資源浪費，汽油機產(chǎn)品的平臺化升級已成為各大整車廠的重要開發(fā)策略。

平臺化的汽油機產(chǎn)品升級，通常會以基礎機型零部件變更最少、成本變化最低為原則，也即借用基礎機型的關鍵零部件設計，保證汽油機生產(chǎn)線最少的變更。

本文作者研究對象為平臺化增壓汽油機產(chǎn)品開發(fā)項目(基礎機型為同排量自然吸氣機型)中的潤滑系統(tǒng)，通過該增壓汽油發(fā)動機潤滑系統(tǒng)的設計，為其他平臺化汽油機潤滑系統(tǒng)的開發(fā)提供方法指導，同時為新潤滑系統(tǒng)的詳細設計提供重要邊界(機油泵排量的匹配)。

1 平臺化開發(fā)策略

1.1 平臺化增壓汽油機開發(fā)策略

研究的基礎機型為某企業(yè)量產(chǎn)的1.5 L自然吸氣汽油機產(chǎn)品，為減少原發(fā)動機生產(chǎn)制造系統(tǒng)的資源浪費，在增壓汽油機沖程、缸心距、曲軸中心到缸體頂端距離等的設計中均采用與基礎機型相同(如表1所示)，而通過增壓器集成、缸蓋氣道優(yōu)化等技術來提升汽油機的功率和扭矩。

表1 平臺化汽油機基本參數(shù)Table 1 Main parameters of platform gasoline engine

1.2 平臺化增壓汽油機潤滑系統(tǒng)開發(fā)策略

汽油機潤滑系統(tǒng)簡化圖如圖1所示，與主油道串聯(lián)的相關零部件主要包括機油泵、機油濾清器、機油冷卻器等，而汽油機其他需要潤滑的零部件油路通常是并聯(lián)在主油道上[1-2]。主油道上的機油壓力為定值，汽油機需潤滑的零部件根據(jù)流阻特性決定了機油流量的大小[3-5]。

圖1 汽油機潤滑系統(tǒng)簡化圖Fig 1 Diagram of gasoline engine lubrication system

平臺化的增壓汽油機新潤滑系統(tǒng)通常沿用基礎機型的潤滑油路走向及大小設計，過程中保持主油道壓力不變(保證原機型各需潤滑的零部件機油流量需求)，通過提高機油泵排量的方式加大機油泵輸出流量，以滿足增壓汽油機特殊零部件的潤滑需求。

2 基礎機型潤滑系統(tǒng)建模

2.1 自然吸氣汽油機潤滑系統(tǒng)建模

根據(jù)基礎機型1.5 L自然吸氣汽油機的潤滑油路走向及相關參數(shù)(如圖2所示)，應用Flowmaster軟件對該潤滑系統(tǒng)進行建模分析，建立的模型如圖3所示[4]。基礎機型與潤滑相關的零部件主要包括機油泵、機油濾清器、軸承、鏈輪噴嘴、張緊器、VVT等，其關鍵參數(shù)均為實際測量值(零部件供應商處獲得)。

1.5 L自然吸氣汽油機采用了排量為10.4 mL/rev的定排量機油泵，經(jīng)過嚴格的耐久性試驗，該排量機油泵是滿足發(fā)動機潤滑需求的。

圖2 1.5 L自然吸氣汽油機潤滑系統(tǒng)Fig 2 1.5 L naturally aspirated gasoline engine lubrication system

圖3 1.5 L自然吸氣汽油機潤滑模型Fig 3 Model of 1.5 L naturally aspirated gasoline engine lubrication system

2.2 自然吸氣汽油機潤滑系統(tǒng)模型校核

對圖3所示模型進行計算，選取模型主油道壓力、缸蓋進油壓力、VVT進油壓力作為校核點，其計算結果如圖4—6所示。

圖4 主油道壓力計算值與試驗值對比Fig 4 Comparison of main oil pressure of computation and experiment

圖5 缸蓋進油壓力計算值與試驗值對比Fig 5 Comparison of cylinder head inlet oil pressure of computation and experiment

圖6 VVT進油壓力計算值與試驗值對比Fig 6 Comparison of VVT inlet oil pressure of computation and experiment

從圖4—6可知：模型的計算值與發(fā)動機實際臺架測試值存在一定的誤差，這主要是由于模型進行的是穩(wěn)態(tài)計算，均未考慮隨溫度、壓力變化對零部件的影響，同時隨著發(fā)動機轉速和負荷的增大，凸輪軸反轉力矩、VVT泄漏系數(shù)和當量面積的確定存在困難，這些因素造成了計算值與試驗值存在一定的誤差，但均在工程允許范圍之內(nèi)[6-9]。

3 平臺化增壓汽油機潤滑系統(tǒng)設計

相比于基礎機型，平臺化增壓汽油機不同之處在于：由于增壓壓力、爆發(fā)壓力等的提升，增壓汽油機需額外增加機油冷卻器以及活塞冷卻噴嘴；增壓器為全新零件，由于其高速旋轉運動，需油路對其進行潤滑；根據(jù)整車布置，該平臺化增壓汽油機真空泵由凸輪軸直接驅動，需額外進行潤滑。1.5 L平臺化增壓汽油機新潤滑系統(tǒng)分析模型如圖7所示。

圖7 平臺化增壓汽油機新潤滑系統(tǒng)Fig 7 New lubrication system of platform turbocharged >gasoline engine

3.1 增壓汽油機機油泵設計

相比同平臺的自然吸氣汽油機，由于額外增加了需潤滑的裝置，其排量為10.4 mL/rev的定量泵已無法保證主油道的壓力需求。根據(jù)英國里卡多設計咨詢公司的推薦，對于活塞采用冷卻噴嘴的增壓汽油機，全速時循環(huán)油量(機油量)與發(fā)動機功率的比值范圍為25 L/(kW·h)～30 L/(kW·h)，同時取機油泵的效率為70%，經(jīng)計算，取排量為14 mL/rev的定排量機油泵作為新潤滑系統(tǒng)的輸入，其機油泵特性如圖8所示(機油泵供應商處獲得)。

圖8 增壓汽油機機油泵特性Fig 8 Oil pump characteristic curves of turbocharged gasoline engine

3.2 增壓汽油機其他零部件潤滑設計

對于并聯(lián)在主油道上的活塞冷卻噴嘴、增壓器、真空泵等新的潤滑系統(tǒng)零部件，在工作過程中均需提供一定量的機油進行潤滑，其在系統(tǒng)中均可簡化為一個阻力原件，系統(tǒng)根據(jù)阻力特性提供一定流量的機油[8]。而對于串聯(lián)在主油道上的機油冷卻器，其主要功用在于冷卻機油，在潤滑系統(tǒng)的流動過程也僅表現(xiàn)為具有一定阻力特性的原件。

在圖7所示的平臺化增壓汽油機新潤滑系統(tǒng)分析模型中，各個新的零部件均賦予相應的流阻特性曲線(供應商處獲得)用于計算機油管路壓力、流量的變化。

3.3 增壓汽油機潤滑系統(tǒng)計算結果及分析

對圖7所示的平臺化增壓汽油機新潤滑系統(tǒng)模型進行穩(wěn)態(tài)計算，其主油道壓力的計算結果如圖9、10所示。從圖9可知：平臺化增壓汽油機主油道壓力與基礎機型(自然吸氣汽油機)基本相同，也即在該主油道壓力下，平臺化增壓汽油機的主軸承、連桿大頭軸承、VVT等零部件(基礎機型潤滑零部件)均滿足潤滑要求。

圖9 發(fā)動機主油道壓力對比Fig 9 Comparison of engine main oil pressure

圖10 發(fā)動機機油泵輸出流量對比Fig 10 Comparison of engine oil pump output flow

同時由于平臺化增壓汽油機的機油泵排量由10.4 mL/rev提高到14 mL/rev，在相同的主油道壓力下，根據(jù)機油泵特性曲線，其機油泵輸出流量也將獲得增大(如圖10所示)，用于滿足增壓器、活塞冷卻噴嘴等新潤滑零部件的需求。

為保證新增潤滑零部件工作可靠，增壓器要求進油油壓在低怠速時不小于0.069 MPa，同時要求最大扭矩工況時進油油壓在0.196～0.392 MPa之間；活塞冷卻噴嘴的開啟壓力為0.3 MPa，要求壓力為0.4 MPa時，活塞冷卻噴嘴的流量為1 L/min；真空泵要求低怠速時最小油壓為 0.13 MPa。根據(jù)平臺化增壓汽油機新潤滑系統(tǒng)模型計算結果，以上均滿足要求。

4 結論

(1)平臺化1.5 L增壓汽油機由于新增加了增壓器、活塞冷卻噴嘴、真空泵、機油冷卻器等新零件，機油泵排量從10.4 mL/rev提高到14 mL/rev，可保持主油道壓力基本一致。

(2)原潤滑零部件(主軸承、連桿大頭軸承、VVT等零)由于流阻特性不變，在主油道壓力保持一致的情況下，所分配的潤滑油流量均與原系統(tǒng)一致，滿足潤滑需求。

(3)對于平臺化增壓汽油機新潤滑零部件，在保持原主油道壓力一致時，重點校核了新零部件的入口油壓及潤滑油流量，均滿足零部件工作需要。