汽油發(fā)動機潤滑系統(tǒng)試驗研究

郭良銳，何志良，何炎迎，吳廣權(quán)，占文鋒

(廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣東 廣州 511434)

隨著我國汽車行業(yè)的發(fā)展，排放和油耗法規(guī)日益嚴(yán)苛，降低發(fā)動機的摩擦，提升發(fā)動機潤滑系統(tǒng)的能力是改善燃油經(jīng)濟性的有效途徑。提升潤滑系統(tǒng)性能的方法主要包括以下幾個方面：使用低黏度、高黏度指數(shù)發(fā)動機機油；使用全可變機油泵代替固定排量機油泵；使用低摩擦技術(shù)。

在降低機油黏度方面，寧李譜、丁月蕾研究了0W-20機油對汽油機摩擦損失的影響。根據(jù)整車NEDC循環(huán)數(shù)據(jù)處理得到發(fā)動機運行工況，即機油溫度分別為60 ℃，80 ℃，100 ℃，發(fā)動機轉(zhuǎn)速分別為800 r/min，1 000 r/min，1 200 r/min，1 600 r/min，2 000 r/min，2 400 r/min和2 800 r/min。通過模擬計算得到NEDC工況下摩擦扭矩減少比例。結(jié)果表明，與5W-30機油相比，摩擦損失降低5%～7%，整車NEDC循環(huán)油耗降低1.5%。

倪偉，龐淑娟在研究可變機油泵對發(fā)動機油耗影響時發(fā)現(xiàn)，在轉(zhuǎn)速為2 000 r/min及油溫為90 ℃時，摩擦功降低1.07%。在轉(zhuǎn)速為2 000 r/min，油溫為90 ℃，平均有效壓力為0.2 MPa工況下，系統(tǒng)機油壓力每降低0.1 MPa，燃油消耗率可降低6 g/(kW·h) 。表明使用可變機油泵在降低機油壓力的同時，能夠降低整機摩擦功，降低整機對機油流量的需求，進(jìn)而降低發(fā)動機油耗。

在降低摩擦方面，張敬東通過使用發(fā)電機單向離合器、優(yōu)化前端輪系布局減少惰輪的使用、降低皮帶張力等措施，優(yōu)化前端輪系的設(shè)計方案。試驗結(jié)果表明，優(yōu)化后整機摩擦功降低3%～5%，NEDC循環(huán)下整車百公里油耗降低1.3%～1.5%。

梅本付等通過建立某直列3缸發(fā)動機曲軸動力學(xué)仿真模型，對曲軸摩擦功影響因素進(jìn)行研究。結(jié)果表明，油溫從40 ℃—110 ℃—150 ℃變化時，曲軸摩擦功先降低后升高，在110 ℃油溫時曲軸摩擦功最低。主油道機油壓力從310 kPa升高到400 kPa時，曲軸摩擦功降低10%，且機油溫度較低時，機油壓力對曲軸摩擦功影響較大。表明發(fā)動機潤滑系統(tǒng)設(shè)計時，合理地控制發(fā)動機機油溫度和機油壓力能夠降低摩擦，改善發(fā)動機燃油經(jīng)濟性。

1 潤滑系統(tǒng)設(shè)計

結(jié)合以上提高潤滑系統(tǒng)性能、降低摩擦功的措施及以往發(fā)動機項目經(jīng)驗，設(shè)計某新一代發(fā)動機潤滑系統(tǒng)時，采用高M(jìn)o含量的0W-20發(fā)動機油降低摩擦功，具體機油參數(shù)見表1。配合使用全可變機油泵和機油冷卻器，對潤滑系統(tǒng)機油溫度進(jìn)行精確控制，并對機油壓力進(jìn)行多級調(diào)節(jié)，降低發(fā)動機部分工況時的摩擦功。

表1 0W-20機油參數(shù)

降低潤滑系統(tǒng)對機油流量的需求能夠降低機油泵功耗，該發(fā)動機進(jìn)氣采用電動VVT，并在電動VVT入口油道處、缸蓋液壓挺柱油道入口處、平衡軸油道入口處增加機油節(jié)流閥，在排氣凸輪軸第一軸頸增加機油密封環(huán)并取消正時鏈條冷卻噴嘴，使?jié)櫥到y(tǒng)機油需求量最優(yōu)。與以往2.0 L排量發(fā)動機相比，機油泵最大排量降低約30%。

發(fā)動機最關(guān)鍵的摩擦副是缸孔-活塞環(huán)，其顯著影響發(fā)動機質(zhì)量及效率。該發(fā)動機使用低張力活塞環(huán)，活塞裙部采用樹脂涂層降低活塞與缸套之間的摩擦損失。進(jìn)排氣凸輪軸第一軸頸采用滾動軸承，以此降低凸輪軸滑動摩擦損失。為了實現(xiàn)電動化并降低整機摩擦功，采用電動空調(diào)壓縮機和電子水泵，從而取消附件輪系，使整機摩擦功最優(yōu)。

潤滑系統(tǒng)結(jié)構(gòu)見圖1。該潤滑系統(tǒng)采用先濾清器后冷卻器的結(jié)構(gòu)布局，平衡軸油道位于濾清器和冷卻器之間。連桿軸承采用一拖二的結(jié)構(gòu)，第二主軸承為第一和第二連桿供油，第四主軸承為第三和第四連桿供油。缸蓋采用液壓挺柱油路和VVT油路分離設(shè)計，液壓挺柱油道入口處設(shè)置有節(jié)流閥，為確保VVT快速響應(yīng)，VVT油道入口無節(jié)流閥。

圖1 潤滑系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

2 發(fā)動機潤滑系統(tǒng)試驗

2.1 發(fā)動機及測試設(shè)備

發(fā)動機潤滑系統(tǒng)試驗需對發(fā)動機機油泵、活塞冷卻噴嘴、軸瓦間隙、節(jié)流閥尺寸等進(jìn)行選配，機油泵、活塞冷卻噴嘴、節(jié)流閥等均選擇極限性能件，試驗發(fā)動機最終總間隙為94.5%。測試發(fā)動機具體參數(shù)見表2。

表2 測試發(fā)動機參數(shù)

測試臺架采用220 kW AVL電力測功機，扭矩測量精度小于等于±0.1%FS，轉(zhuǎn)速測量精度小于等于±1 r/min?？刂葡到y(tǒng)型號為PUMA OPEN1.5，控制精度小于等于±0.2%FS。

2.2 試驗內(nèi)容

首先測試了潤滑系統(tǒng)在不同機油溫度下的機油壓力分布及機油流量，并與定排量機油泵進(jìn)行對比。測試并研究了排氣凸輪軸第一軸頸增加密封環(huán)對機油壓力和機油流量的影響。為了探究發(fā)動機低溫狀態(tài)下的潤滑系統(tǒng)機油流量和機油壓力，使用高黏度機油代替測試低溫時潤滑系統(tǒng)機油壓力分布及機油流量。機油冷卻器是影響機油溫度的重要因素，測試了不同功率機油冷卻器對機油溫度的影響，包括對機油升溫速度的影響和穩(wěn)態(tài)工況下機油溫度的影響。最后對發(fā)動機倒拖摩擦功進(jìn)行分解測試,并對比了不同機油加注量情況下的整機倒拖摩擦功。

3 試驗結(jié)果

3.1 潤滑系統(tǒng)壓力及流量測試結(jié)果

由于使用全可變機油泵配合比例電磁閥，潤滑系統(tǒng)機油壓力可進(jìn)行多級調(diào)節(jié)。圖2和圖3分別示出主油道機油溫度為125 ℃和40 ℃時不同壓力模式下的主油道機油壓力和機油流量。各轉(zhuǎn)速下在滿足潤滑系統(tǒng)最低油壓要求的情況下，黑色陰影部分代表與采用全可變機油泵相比，定排量機油泵的機油壓力冗余，而紅色陰影部分代表采用定排量機油泵時的機油流量冗余。從圖2和圖3對比可以看出，機油溫度越低，采用定排量機油泵時的壓力和流量冗余越大。這是因為機油溫度較低時機油黏度更大，潤滑系統(tǒng)機油流動阻力大，機油泵固定排量時更易達(dá)到較高的機油壓力。此時采用變排量機油泵能夠在安全的情況下降低機油壓力，降低機油泵功耗。對于混合動力專用發(fā)動機而言，由于發(fā)動機頻繁啟停，與傳統(tǒng)發(fā)動機相比機油溫度較低，所以采用全可變機油泵能夠降低機油泵功耗，提高發(fā)動機效率。

圖2 潤滑系統(tǒng)壓力及流量(125 ℃)

圖3 潤滑系統(tǒng)壓力及流量(40 ℃)

圖4示出高壓模式下，不同機油溫度時主油道機油壓力和機油流量對比。在低轉(zhuǎn)速時，機油溫度越低，機油壓力越高。在低轉(zhuǎn)速全可變機油泵未改變排量時，機油溫度90 ℃，125 ℃，140 ℃時的機油流量相當(dāng)。這是因為在轉(zhuǎn)速低于1 500 r/min時，為滿足潤滑系統(tǒng)壓力，機油泵為全排量運行，且未達(dá)到系統(tǒng)壓力上限，所以機油流量相當(dāng)。

圖4 高壓模式機油壓力及流量對比

3.2 排氣凸輪軸第一軸頸有無密封環(huán)時油壓及流量對比

圖5示出140 ℃油溫下排氣凸輪軸第一軸頸有無密封環(huán)時機油壓力和機油流量對比。凸輪軸增加密封環(huán)后，機油泵未改變排量時主油道和VVT入口油壓升高，凸輪軸有密封環(huán)時VVT入口油壓整體高于無密封環(huán)時的機油壓力。凸輪軸增加密封環(huán)后，機油流量降低，轉(zhuǎn)速在5 000～6 000 r/min區(qū)間時，機油流量降低約10%。這是因為排氣凸輪軸增加密封環(huán)后，減少了系統(tǒng)對機油流量的需求，增大了潤滑系統(tǒng)阻力，機油泵在全排量情況下工作，提高了系統(tǒng)機油壓力。

圖5 有無密封環(huán)時油壓及流量對比

3.3 不同功率機油冷卻器測試結(jié)果

為了對比不同功率機油冷卻器對機油升溫速度和冷卻液升溫速度的影響，分別使用在特定工況點換熱功率為6.4 kW和8.1 kW的機油冷卻器進(jìn)行試驗，并與無機油冷卻器時的升溫速度進(jìn)行對比，結(jié)果見圖6，其中0 kW代表無機油冷卻器。使用換熱功率6.4 kW和8.1 kW的機油冷卻器時，機油升溫速度和冷卻液升溫速度相近。與無機油冷卻器相比，使用換熱功率為6.4 kW的機油冷卻器能夠提高機油升溫速度，但冷卻液升溫速度降低。當(dāng)目標(biāo)溫度為80 ℃時，機油升溫速度提高9.1%，冷卻液升溫速度降低15.5%。這是因為發(fā)動機在熱機階段，通過機油冷卻器使用冷卻液加熱機油。

圖6 不同功率機油冷卻器升溫對比

圖7示出使用不同功率機油冷卻器時穩(wěn)態(tài)工況下油底殼機油溫度對比。在1 500 r/min和2 000 r/min常用轉(zhuǎn)速下，將冷卻液出水溫度控制在105 ℃時，相比無機油冷卻器，使用機油冷卻器能夠使油底殼機油溫度提高5～8 ℃，使機油黏度降低、摩擦功減少。當(dāng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速為5 000 r/min時，使用機油冷卻器能夠使油底殼機油溫度降低10～20 ℃，可防止高速高負(fù)荷時機油溫度過高，從而降低機油氧化速度。相同轉(zhuǎn)速、負(fù)荷、冷卻液出水溫度時，使用6.4 kW和8.1 kW機油冷卻器時油底殼機油溫度相近。

圖7 不同功率機油冷卻器油溫對比

使用不同功率機油冷卻器，對比機油升溫速度和冷卻液升溫速度，結(jié)果見圖8。使用機油冷卻器能夠提高機油升溫速度，但冷卻液升溫速度降低。而機油冷卻器功率對機油升溫速度和冷卻液升溫速度影響不大。

圖8 不同功率機油冷卻器升溫速度對比

3.4 整機倒拖摩擦功試驗結(jié)果

圖9示出機油溫度為90 ℃時該發(fā)動機整機平均摩擦有效壓力(FMEP)。對比以往機型，該發(fā)動機FMEP減小約50%，且小于廣汽數(shù)據(jù)庫中所有機型的FMEP。

圖9 整機倒拖摩擦功

圖10示出發(fā)動機轉(zhuǎn)速2 000 r/min、機油溫度90 ℃時各部分摩擦功占比。可以看出，在發(fā)動機各部分摩擦功中，活塞連桿倒拖摩擦功占比最大，為43.5%，其次分別是曲軸和正時配氣機構(gòu)。

圖10 發(fā)動機各部分摩擦功占比

試驗過程中，為了對比不同機油加注量對整機倒拖扭矩的影響，分別添加了3.3 L，3.8 L，4.3 L和4.8 L機油，對整機倒拖扭矩進(jìn)行測試，測試結(jié)果見圖11。隨著機油加注量的增加，整機倒拖扭矩增加，當(dāng)機油加注量超過3.8 L時，整機倒拖扭矩明顯增加，這是因為平衡軸位于油底殼中，當(dāng)機油加注量較大時，平衡軸平衡塊攪拌機油，導(dǎo)致倒拖扭矩增加，且轉(zhuǎn)速越高，機油加注量增加導(dǎo)致的倒拖扭矩增加越明顯。

圖11 不同機油加注量下的整機倒拖扭矩

4 結(jié)論

a) 與采用全可變機油泵相比，機油溫度越低，采用定排量機油泵時的壓力和流量冗余越大；

b) 排氣凸輪軸第一軸頸增加密封環(huán)后，VVT入口機油壓力提高，潤滑系統(tǒng)機油流量需求降低，當(dāng)機油溫度為140 ℃時，機油流量需求降低10%；

c) 當(dāng)潤滑系統(tǒng)使用機油冷卻器時，在發(fā)動機出水溫度相同的情況下，能夠使低速小負(fù)荷時的油底殼機油溫度提高5～8 ℃，使高速大負(fù)荷時的油底殼機油溫度降低10～20 ℃；

d) 在發(fā)動機熱機階段，使用機油冷卻器能夠提高油底殼機油溫度的升溫速度，但冷卻液升溫速度降低，機油冷卻器的功率對機油升溫速度和冷卻液升溫速度影響不大；

e) 在分解摩擦功試驗中，機油溫度90 ℃情況下，該發(fā)動機與以往發(fā)動機相比，F(xiàn)MEP約降低50%；在2 000 r/min時，活塞連桿FMEP占比最大，約43.5%，其次分別是曲軸和正時配氣機構(gòu)；

f) 當(dāng)平衡軸布置于油底殼中時，隨著機油加注量的增加，由于平衡塊攪動機油，使得整機倒拖扭矩增加，當(dāng)機油加注量超過3.8 L時，倒拖扭矩顯著增加。