某款发动机减摩擦措施的研究

霍英贤 张晓雨 刘宏江 韦 虹 Ingo Scholten 王瑞平，2

（1-宁波吉利罗佑发动机零部件有限公司 浙江 宁波 315336 2-浙江吉利动力总成有限公司）

引言

随着全球经济的发展，人们对石油、煤炭等非再生能源需求日益增多。在能源紧缺的情况下，汽车的燃油经济性备受关注。

据GB27999-2014 乘用车燃料消耗量评价方法及指标[1]公布，2020 年，乘用车的CAFC（企业平均油耗）值将从2010 年的8.2L/100km 下降到5.0L/100km，2025 年将进一步下降至4 L/100 km。为了达到日趋严格的燃油经济性标准，OEM（原始设备制造商）不断创新开发低油耗机型[2]。

发动机自身摩擦占发动机整机机械损失功率的60%[3]，可见摩擦损失在功率损失中占有较大的比重。本文以市场上的某款竞品机（同领域其它企业生产的发动机）为研究对象，通过对标分析的方式研究减摩擦措施，从而为自身企业发动机的开发提供支持。

1 竞品机型选择

选取市场上NVH 性能、燃油经济性等方面性能优良某款汽车作为样车，样车A 搭载某款发动机的第一代产品（竞品机型A），样车B 搭载同款发动机的第二代产品（竞品机型B），样车的整车、发动机性能指标及技术信息如表1 所示。

拆下2 辆样车的发动机总成，使发动机、变速器、整车3 者分离，获取竞品机型A 和竞品机型B。拆卸过程中必须保证发动机管路、附件等部件的完整性。

2 竞品机试验及结果

2.1 油耗试验

对2 台竞品机进行台架试验，为避免台架、测试设备不一致性而引起的测试误差，2 台竞品机在同一台架上依次测试。主要试验仪器设备如表2 所示。

表1 样车性能指标及技术信息

表2 主要试验仪器设备

试验台架示意图如图1 所示。

图1 试验台架示意图

2.2 测试结果

2 台竞品机的燃油消耗率对比如图2 所示，图中，红色区域和绿色区域的数值表示竞品机型A 的燃油消耗率与竞品机型B 的燃油消耗率差异，由如下公式计算：

式中：be1为竞品机型A 的燃油消耗率，g/（kW·h）；be2为竞品机型B 的燃油消耗率，g/（kW·h）；c 为2台竞品机的燃油消耗率的差异，%。

图2 中，红色区域的正值和绿色区域的负值分别表示竞品机型B 的燃油消耗率低于和高于竞品机型A 的燃油消耗率的百分比。

图2 燃油消耗率对比图

从图2 可以看出，在大部分发动机工作范围内，与竞品机型A 相比，竞品机型B 的燃油消耗率均有明显的降低。其中，在2 000 r/min@0.2 MPa 工况，竞品机型B 的燃油消耗率较竞品机型A 低13%。

3 竞品机摩擦功试验

发动机油耗差异与摩擦功、新技术的热管理模块、可变气门升程技术、轻量化等方面有关，本文主要从摩擦功方面进行研究和分析。

3.1 摩擦功试验条件及边界

对2 台竞品机进行台架试验，为避免台架、测试设备的不一致性而引起的测试误差，2 台竞品机在同一台架上依次测试。主要试验边界条件如表3 所示。

表3 主要试验边界条件

主要试验台架边界如表4 所示。

3.2 整机摩擦功试验

在试验台架上采用倒拖的方式对2 台竞品机进行整机摩擦功试验，整机状态包括进排气系统：节气门全开；附件轮系：发电机、空气压缩机处于空载状态。

表4 主要试验台架边界

3.2.1 整机摩擦功试验

具体内容如下：

1）台架预热发动机冷却液温度和机油温度至（90±1）℃（发动机进水口温度和油底壳温度）；

2）电力测功机倒拖发动机运转，将转速稳定在1 000 r/min，并持续运转3 min。以后每组测试的第1个工况都需稳定运转3 min，从而保证边界条件的一致性，其他工况只需稳定1 min；

3）记录此时发动机转速、倒拖转矩、消耗功率、油温和水温等参数；

4）记录完成后将发动机迅速调至下一个工况（转速从1 000～6 000 r/min，每500 r/min 取一工况，逐步递增测量）；

5）按照试验要求重复进行1～4 步骤3 次，以保证数据的一致性。

3.2.2 系统级摩擦功分解

1）移除进排气系统。

进气侧：移除进气歧管及节气门等零部件，用工装堵住节气门加热水管。

排气侧：移除排气侧三元催化器、涡轮增压器、增压器冷却水管、增压器润滑油管及排气歧管等零部件，并用工装封堵冷却水管和润滑油管接口。

2）移除附件轮系。

移除空气压缩机、发电机、张紧器、惰轮及曲轴皮带轮。

3）移除机油泵。

移除正时罩盖和油底壳，拆除机油泵、机油泵驱动链条及链条张紧器，用工装连接台架润滑油供应系统与发动机润滑油入口，复装油底壳、正时罩盖。

4）移除缸盖。

台架停止运转，移除缸盖罩、正时罩盖、正时传动及缸盖系统，用工装密封缸体和正时罩盖顶面。

重新连接发动机冷却系统，缸体顶面压板工装上预留发动机冷却液出口。

5）移除活塞连杆机构。

台架停止运转，断开发动机与台架的管路、线束，将发动机从台架上拆下来，放在拆装小车上，并放掉发动机内部的冷却液和润滑油。

拆除正时罩盖、缸体顶面压板工装、油底壳及下机体等零部件，取出各缸的活塞连杆组件，然后在曲轴连杆轴颈处装配替代质量块（质量块能相对曲轴运动）。

将下机体、油底壳、缸体顶面压板工装、正时罩盖等零件复装，再将发动机与台架相连，加注冷却液和机油。

6）移除配气机构。

台架停止运转，拆开缸盖罩、曲轴皮带轮、正时罩盖，将发动机旋转到正时装配标记对齐的位置，松开正时链条张紧器，将凸轮轴与VVT 分离，替换工装凸轮轴（无凸轮）。

根据正时标记复装正时链条、张紧器、正时罩盖、曲轴皮带轮及缸盖罩等零部件。

7）移除正时驱动机构。

台架停止运转，拆开缸盖罩、曲轴皮带轮、正时罩盖和正时链条张紧器，取出正时链条及正时链条张紧导轨。

用工装替代正时链条张紧器，复装正时罩盖、曲轴皮带轮及缸盖罩等零部件。

8）移除平衡轴。

台架停止运转，移除缸盖、正时驱动、油底壳，正时罩盖，拆下平衡轴（或驱动链条）。

3.3 摩擦功计算

采用减法的形式，进行整机及各系统摩擦功计算，具体计算方法如表5 所示。表中，T1～T12代表不同边界下测得的摩擦功，N·m。

主要零部件摩擦功计算公式如下：

1）泵气损失：

2）配气机构摩擦功：

3）活塞连杆摩擦功：

4）正时驱动摩擦功：

5）水泵能耗：

6）附件摩擦功：

7）平衡轴摩擦功：

表5 摩擦功计算方法

8）机油泵能耗：

9）曲轴摩擦功：

式中：T真空泵为发动机进气、压缩行程因为油温、水温等发生变化而引起真空泵产生的摩擦功，N·m；T压缩为压缩行程产生的摩擦功，N·m。

3.4 测试结果

整机摩擦功测试结果如图3 所示，图3 中，以FMEP（摩擦平均有效压力）表征摩擦功。从图3 可以看出，各转速下，2 台竞品机均在散带范围内，但竞品机型A 在散带的最上方位置，竞品机型B 的整机摩擦功小于竞品机型A。

图3 整机摩擦功对比

各系统摩擦功测试结果如图4 所示，图4 中，以FMEP 表征摩擦功。2 000 r/min@0.2 MPa 工况下，竞品机型B 的各系统摩擦功均小于竞品机型A。其中，2 台竞品机的曲柄连杆机构摩擦功相差最大。

图4 各系统摩擦功对比

4 降摩擦措施分析

发动机降摩擦措施分析，即从曲柄连杆机构、配气机构、正时轮系、外附件等方面进行对标分析[4]。

4.1 曲柄连杆机构

将2 台竞品机曲柄连杆机构影响摩擦的关键参数进行对比，如表6 所示。竞品机型B 的曲轴质量、平衡块数量、主轴颈直径均小于竞品机型A。

竞品机型B 的活塞为非对称式，主推力侧面积小于次推力侧，且活塞销、轴瓦带有涂层，活塞环的张力小于竞品机型A。相对于竞品机型A，竞品机型B 的平衡轴本体结构、质量、轴承形式等进行了优化，以降低摩擦。

4.2 配气正时机构的减摩

2 台竞品机配气正时机构的参数对比如表7 所示，在配气正时机构中，竞品机型B 的凸轮轴质量小于竞品机型A。竞品机型B 的链系采用非接触式上导轨，以降低摩擦。

表6 运动件的主要参数对比

表7 配气正时机构的主要参数对比

4.3 附件轮系的减摩

竞品机型B 外附件皮带张力小于竞品机型A，张力小，摩擦降低，如表8 所示。

分解附件轮系摩擦功可知，竞品机型B 的发电机摩擦功小于竞品机型A，但竞品机型B 的发电机功率大于竞品机型A。

表8 外附件的主要参数对比

5 结论

1）通过对两代机型的对标分析，在曲柄连杆机构、正时轮系、外附件等方面采取了减摩擦措施，从而降低了油耗。

2）对于曲柄连杆机构，通过减少曲轴质量、平衡块数量，减小主轴颈直径，采用非对称式活塞、进行推力面优化，采用带涂层活塞销、带涂层轴瓦、低张力活塞环，优化平衡轴本体质量、采用滚针轴承等措施，以减小摩擦。

3）对于正时轮系，采用非接触式导轨，以减小摩擦。

4）对于外附件，降低附件皮带张力，增大发电机发电效率，以降低损耗。

5）竞品机的对标分析成果，可为自身企业发动机的开发提供有力的数据支撑。