新型直列3缸1.2 L機械增壓汽油機

【日】 A.Kobayashi T.Satou H.Isaji S.Takahashi T.Miyamoto

新型直列3缸1.2 L機械增壓汽油機

【日】 A.Kobayashi T.Satou H.Isaji S.Takahashi T.Miyamoto

介紹新型1.2 L 3缸HR12DDR型汽油機，其開發(fā)目標是達到歐洲B級車市場最低的二氧化碳排放，并通過優(yōu)異的動力輸出性能來滿足用戶的駕駛樂趣。同時，該汽油機的開發(fā)目的也是為了滿足日趨收緊的法規(guī)要求，以及將來取代轎車柴油機。2011年，該汽油機已被應(yīng)用在日產(chǎn)汽車歐洲市場的Micra車型上，達到了新歐洲行駛循環(huán)的二氧化碳排放限值95 g/km。為了降低燃油消耗率，通過提高壓縮比，最大限度地提高熱效率，并盡可能降低機械摩擦損失。通過汽油直接噴射系統(tǒng)優(yōu)化燃燒。選擇帶有旁通閥和電磁離合器的機械增壓系統(tǒng)，在不棲牲動力性的前提下實現(xiàn)更好的燃油經(jīng)濟性。詳細介紹了HR12DDR型汽油機及其應(yīng)用的技術(shù)亮點。

小排量汽油機 機械增壓 低二氧化碳排放 高動力輸出 電磁離合器 旁通閥

0 前言

自20世紀80年代后期為Micra車開發(fā)的MA10E型汽油機投放市場以來，日產(chǎn)汽車公司針對B級車開發(fā)了0.9～1.4 L的一系列小排量發(fā)動機。1988年，為了能夠讓小型車在汽車運動領(lǐng)域迸發(fā)出追求駕駛樂趣的熱情，日產(chǎn)汽車公司在MA10E機型基礎(chǔ)上開發(fā)了采用渦輪增壓和機械增壓的MA09ERT型汽油機。20世紀90年代，為了滿足用戶對燃油經(jīng)濟性、駕駛樂趣，以及全球市場范圍內(nèi)可接受的低成本要求，開發(fā)了排量分別為1.0 L、1.2 L和1.4 L的CR10DE、CR12DE和CR14DE型汽油機。2010年，繼CR10DE型之后又開發(fā)了新型HR12DE型汽油機，通過采用3缸技術(shù)，進一步提高燃油經(jīng)濟性，并降低了成本。

另一方面，駕駛樂趣始終是用戶最基本的要求之一，即使在經(jīng)濟模式下行駛也不例外。

作為最新開發(fā)的機型，HR12DDR型汽油機進一步提高了燃油經(jīng)濟性，成為同級別發(fā)動機中二氧化碳（CO2）排放水平的標桿，達到與柴油機相同的水平。同時，駕駛樂趣得到進一步提升，超越了HR12DE機型，成為CR14DE機型小型化的變型產(chǎn)品。新型汽油機以HR12DE機型為基礎(chǔ)，采用汽油直接噴射系統(tǒng)和米勒循環(huán)，實現(xiàn)了高壓縮比。在提高駕駛樂趣方面，新增了機械增壓系統(tǒng)，同時應(yīng)用了MA09ERT機型的機械增壓系統(tǒng)匹配技術(shù)和經(jīng)驗。

新機型的開發(fā)目標如下：（1）歐洲B級車中最低的CO2排放水平（95 g/km）；（2）實現(xiàn)高動力輸出，駕駛樂趣超過同級別車型；（3）滿足歐5排放法規(guī)的要求。

為實現(xiàn)上述開發(fā)目標，新機型主要采用以下4項核心技術(shù)：（1）壓縮比提高至13.0，最大限度地提高指示熱效率；（2）采用高廢氣再循環(huán)（EGR）率和延遲進氣門關(guān)閉的米勒循環(huán)，使泵氣損失最小；（3）增加部分附件，如雙可變氣門正時控制（VTC）和增壓系統(tǒng)，減少發(fā)動機機械摩擦損失；（4）應(yīng)用米勒循環(huán)優(yōu)化小排量發(fā)動機的增壓系統(tǒng)。

其中，實現(xiàn)上述開發(fā)目標的最關(guān)鍵技術(shù)是汽油直接噴射系統(tǒng)和機械增壓系統(tǒng)。

1 發(fā)動機的主要技術(shù)規(guī)格和性能

圖1 HR12DDR型汽油機外形圖

圖1是HR12DDR型汽油機的外形圖。機械增壓器被布置在發(fā)動機排氣歧管正上方的氣缸蓋罩上。

HR12DDR型汽油機是在HR12DE機型基礎(chǔ)上開發(fā)的，HR12DE機型是直列3缸1.2 L自然吸氣汽油機。直列3缸的布置方式具有結(jié)構(gòu)緊湊、機械摩擦損失小的優(yōu)勢，但對整車振動平順性不利。HR12DE型汽油機通過應(yīng)用外置平衡塊，成功地達到了4缸機的振動水平。表1列出了HR12DDR型汽油機與MA09ERT、CR14DE及HR12DE機型的主要技術(shù)規(guī)格對比。

表1 發(fā)動機的主要技術(shù)規(guī)格

圖2為HR12DDR型汽油機與基本型及上一代機型的扭矩和功率曲線對比圖。HR12DDR型汽油機的最大功率為72 k W，最大扭矩為142 N·m。高動力輸出和高壓縮比的實現(xiàn)主要歸功于汽油直接噴射燃燒和燃燒室周邊冷卻部件的優(yōu)化，這些措施改善了爆燃狀況。圖3示出HR12DDR型汽油機在燃油經(jīng)濟性散點圖中的位置。通過采用起動-停車系統(tǒng)，搭載HR12DDR型汽油機的Micra車達到95 g/km的CO2排放水平，在散點圖中處于最佳水平。

圖2 扭矩和功率曲線的對比

2 獨特技術(shù)

提高壓縮比后，熱效率得到進一步提升，在很大

圖3 HR12DDR型汽油機的CO2排放量

程度上導(dǎo)致了壓縮行程末期缸內(nèi)溫度上升，爆燃傾向增強。此外，增壓系統(tǒng)與高壓縮比的結(jié)合使避免因爆燃傾向增強引起的性能退化變得更困難。為了解決這一難題，應(yīng)用了汽油直接噴射系統(tǒng)，并對一些部件采取冷卻措施，如活塞機油噴射冷卻和高導(dǎo)熱性活塞環(huán)等（表2）。

表2 HR12DDR型汽油機的主要結(jié)構(gòu)特征

雖然，更高的壓縮比在理論上可獲得更高的熱效率，但較大的壓縮余隙面容比會導(dǎo)致燃燒室冷卻損失增加。研究表明，汽油機壓縮比范圍應(yīng)在13.0～14.0之間，這樣熱效率才能達到最大值。

嘗試設(shè)計低面容比活塞，以充分利用增壓優(yōu)勢。常規(guī)發(fā)動機需要在活塞頂面加工出氣門凹坑。通常，在高負荷條件下，通過調(diào)整進、排氣門相位和升程，提高活塞表面頂部凹坑的掃氣效率，在新機型中，這些功能由機械增壓系統(tǒng)來完成。通過優(yōu)化進、排氣門升程和相位，活塞頂部凹坑達到最小，實現(xiàn)了活塞面容比的最小化。活塞形狀見圖4。

圖4 活塞形狀

由于活塞的低面容比和高壓縮比（13.0），在部分負荷工況下能獲得更高的熱效率。如圖5所示，對于直接噴射汽油機而言，這種活塞的熱效率可達到壓縮比約為14.0的常規(guī)活塞的水平。

圖5 在2 000 r/min及0.2 MPa工況下，熱效率與壓縮比的關(guān)系

汽油直接噴射提供了一種抑制爆燃、提高熱效率的途徑。在進氣行程中，燃油被直接噴入氣缸，利用噴入燃油的汽化潛熱吸收熱量，降低壓縮終點的溫度。圖6為日產(chǎn)汽車公司汽油直接噴射燃燒的設(shè)計理念。在進氣和壓縮行程中，通過將強氣流運動與燃油直接噴射相結(jié)合，促進空氣與燃油更有效地混合，使均質(zhì)燃燒的穩(wěn)定性更好。

圖7為HR12DDR型汽油機噴嘴噴油霧化模擬的側(cè)視圖。為了獲得汽油直接噴射的最佳效果，采用了6孔噴嘴，考慮到小缸徑汽油機的機油稀釋問題，通過計算流體動力學(xué)（CFD）對霧化效果進行了模擬。結(jié)合高壓燃油噴射系統(tǒng)，對燃油的蒸發(fā)和貫穿距進行了優(yōu)化設(shè)計。

圖6 日產(chǎn)汽車公司汽油直接噴射燃燒的設(shè)計理念

圖7 噴油霧化模擬

汽油直接噴射雖然能夠獲得上述所期望的收益，但是，會在氣缸內(nèi)形成非均勻的混合氣分布，這使混合氣的燃燒效率較低，并生成碳氫化合物，產(chǎn)生爆燃現(xiàn)象。作為對策，通常通過優(yōu)化進氣道設(shè)計，在進氣和壓縮行程中采用強氣流來提高混合氣分布的均勻性。

通常，進氣道的設(shè)計要點是保持進氣阻力與空氣流量系數(shù)的平衡。HR12DDR型汽油機采用的是機械增壓系統(tǒng)，所以，可以根據(jù)增壓器的增壓功能匹配，對進氣道進行特殊的滾流設(shè)計。

圖8 進氣道氣流的流線圖

圖8顯示了進氣道和進氣流線。圖中顯示，截面陡變的邊緣使進氣道下側(cè)的進氣流量降低，增強了滾流效果。

圖9示出了HR12DDR型汽油機的滾流比和空氣流量系數(shù)在散點圖中所處的位置。由于精心設(shè)計了進氣道，盡可能提高了滾流強度，滾流比處于最佳位置。因此，能夠獲得良好的空-燃混合氣，其均質(zhì)水平達到了多點進氣道燃油噴射汽油機的同等水平（CFD模擬計算值）。

圖9 滾流比散點圖

3 泵氣損失最小化

減少泵氣損失的主要設(shè)計理念是運用高壓縮比的進氣門晚關(guān)米勒循環(huán)。甚至在進氣門晚關(guān)狀態(tài)下，也可以形成高膨脹比，在燃燒穩(wěn)定的前提下帶來提高燃油經(jīng)濟性的效果。新型汽油機的進氣門關(guān)閉正時被推遲到100°CA ABDC，相應(yīng)的有效壓縮比為7.0。為了在無增壓的部分負荷工況區(qū)域徹底減少剩余的泵氣損失，采用了機內(nèi)EGR與排氣正時連續(xù)可變控制（CVTC）及機外EGR相結(jié)合的方式。

上述設(shè)計理念會因延緩混合氣的燃燒和降低有效壓縮比而引起嚴重的燃燒問題，因此要求在燃燒行程中增強混合氣的湍流。另外，米勒循環(huán)和高壓縮比設(shè)計的結(jié)合會造成混合氣動能降低。這主要有2個方面的原因造成：（1）高壓縮比會導(dǎo)致滾流因上止點壓縮余隙較小而衰竭；（2）當(dāng)米勒循環(huán)在進氣門關(guān)閉正時延遲時，氣缸內(nèi)的混合氣會在壓縮行程中返回進氣道，對混合氣湍流強度造成不良影響。

圖10顯示了進氣門晚關(guān)米勒循環(huán)與常規(guī)進氣門關(guān)閉正時的滾流比較。因為混合氣在壓縮行程后半期回流進入進氣道，所以米勒循環(huán)的滾流比沒有增加。

為了加強點火定時的混合氣湍流，在進氣道中設(shè)置一種新型渦流控制閥。從壓縮行程開始到點火定時，特別在高壓縮比的情況下，該閥能夠使缸內(nèi)混合氣渦流從壓縮行程一直保持到點火定時。甚至在高EGR的狀態(tài)下，該渦流也有利于保持燃燒的穩(wěn)定性。

機內(nèi)EGR米勒循環(huán)是依靠進氣和排氣CVTC來實現(xiàn)的。如圖11所示，進氣和排氣VTC的正時可以延遲，以優(yōu)化氣門重疊。這是日產(chǎn)汽車公司首次采用進氣延遲的CVTC系統(tǒng)。選擇該系統(tǒng)的原因是它既可以滿足發(fā)動機良好的起動性能要求，又具備進氣門晚關(guān)米勒循環(huán)的優(yōu)異燃油經(jīng)濟性。當(dāng)發(fā)動機處于高動力輸出工況時，機械增壓取代進氣延遲的CVTC系統(tǒng)，對進氣充量起著主導(dǎo)作用。因此，進氣和排氣CVTC系統(tǒng)的參數(shù)可以完全按照部分負荷的工況條件進行設(shè)計。

圖10 采用米勒循環(huán)與不采用米勒循環(huán)的滾流比比較

圖11 進氣和排氣VTC的設(shè)計理念

4 減小發(fā)動機的機械摩擦

為了改善燃油經(jīng)濟性，在HR12DDR型汽油機上采用了各種先進的減摩技術(shù)，包括全球首次采用的無氫DLC涂層活塞環(huán)（圖12）。

HR12DDR型汽油機提高了活塞環(huán)張力，以抑制高動力輸出增壓發(fā)動機因熱負荷增大而引起的發(fā)動機機油耗升高傾向。由于采用了DLC涂層活塞環(huán)，活塞的摩擦與HR12DE型汽油機的相同。

如上所述，新型發(fā)動機采用了進氣和排氣CVTC、基于機油壓力的活塞機油噴射冷卻等部件，以改善燃油經(jīng)濟性。由于需要額外增加機油供給量，提高了機油泵功率消耗。為了減少機油泵功率損失，裝用了新型可變?nèi)萘繖C油泵。結(jié)果，在滿足機油壓力要求的前提下，機油泵的功率消耗保持與常規(guī)發(fā)動機相同的水平。

圖13為發(fā)動機的前視圖，示出了為降低摩擦而采取的一些技術(shù)措施。在傳動系統(tǒng)外圍，安裝了可脫開式新型減振器皮帶輪和機械增壓電磁離合器，以及自動張緊器。這些措施降低了3缸增壓發(fā)動機的皮帶張力，與傳統(tǒng)機型相比，皮帶輪傳動系統(tǒng)的摩擦降低了20％。

圖12 實施的減摩技術(shù)

圖13 附件所采用的減摩技術(shù)

圖14顯示了HR12DDR型汽油機與HR12DE型汽油機的摩擦損失對比。若不考慮采用機械增壓系統(tǒng)、汽油直接噴射高壓燃油系統(tǒng)和機油供給部件（如排氣VTC），與HR12DE型汽油機相比，新型發(fā)動機的摩擦損失降低約10％。

5 增壓系統(tǒng)的優(yōu)化

為了同時獲得良好的燃油經(jīng)濟性和駕駛樂趣，開發(fā)了最佳的增壓系統(tǒng)。由于該發(fā)動機排量小且采用米勒循環(huán)，發(fā)動機廢氣排放量和余熱較少，因此考慮到瞬態(tài)響應(yīng)性，此類發(fā)動機無法依靠廢氣熱量來優(yōu)化增壓系統(tǒng)。圖15為計算所得的車輛加速度對比。由圖可見，與有渦輪滯后效應(yīng)的渦輪增壓系統(tǒng)相比，機械增壓系統(tǒng)具有更好的加速性能。

新型汽油機采用Eaton公司雙4葉轉(zhuǎn)子羅茨泵機械增壓器，以獲得更高的進氣增壓效率和更好的聲品質(zhì)。在B級車中，增壓器與發(fā)動機的轉(zhuǎn)速比確定為2.4：1，以保持B級車燃油經(jīng)濟性與動力性之間的平衡。

圖14 2 000 r/min時的發(fā)動機摩擦損失對比

圖15 發(fā)動機瞬態(tài)響應(yīng)性的對比

盡管在非增壓工況下，該機械增壓器的運轉(zhuǎn)摩擦損失已經(jīng)較低，但還是采用電磁離合器，以進一步減少摩擦損失。機械增壓器由電磁離合器和二級皮帶驅(qū)動，而電磁離合器由發(fā)動機電控單元直接控制（圖16）。

圖16 機械增壓器

圖17為機械增壓電磁離合器的運行圖。當(dāng)發(fā)動機以低燃油耗模式運行時，離合器處于關(guān)閉狀態(tài)，以切斷增壓系統(tǒng)的無效運轉(zhuǎn)。當(dāng)發(fā)動機處于高速運行工況時，則離合器介入，以響應(yīng)駕駛者的瞬態(tài)指令。

圖17 機械增壓電磁離合器的運行圖

為了控制增壓壓力，HR12DDR型汽油機在節(jié)氣門上游設(shè)置1個旁通閥。在電磁離合器關(guān)閉狀態(tài)下，進氣通過旁通閥由進氣道直接進入節(jié)氣門，因此，旁通閥的設(shè)計是常開的。該狀態(tài)下的進氣流量由節(jié)氣門控制。在電磁離合器接合狀態(tài)，通過調(diào)整旁通閥的開度，由旁通閥和進氣再循環(huán)來協(xié)同控制增壓壓力（圖18）。

圖18 旁通控制系統(tǒng)

旁通閥系統(tǒng)既能提供發(fā)動機扭矩的線性控制，以滿足駕駛舒適性，又能在增壓狀態(tài)下獲得更好的燃油經(jīng)濟性。圖19顯示了這種扭矩控制系統(tǒng)的優(yōu)點，即可以讓機械增壓器持續(xù)工作在最低負荷條件下，因此相對于常規(guī)節(jié)氣門控制，其功率損失較小。

圖20顯示了節(jié)氣門和旁通閥與發(fā)動機負荷對應(yīng)的動作。由于2個閥門的結(jié)合，實現(xiàn)了進氣線性控制，其中包括節(jié)氣門和旁通閥的進氣延遲誤差。

上述控制閥動作同樣有利于改善噪聲-振動-平順性性能。在控制閥重疊開啟期間，防止氣流通過截面區(qū)域過大。因此，進氣噪聲得到抑制，無需額外配裝消聲器。

圖19 旁通閥的控制效果

圖20 節(jié)氣門和旁通閥的動作

如圖18所示，在機械增壓器下游增加了1個空冷中冷器。在各種行駛工況下，中冷器出口溫度始終保持在50℃以下。在采用米勒循環(huán)的增壓條件下，這對抑制發(fā)動機爆燃是非常重要的。同時，該中冷器也有利于控制增壓進氣充量和部分增壓工況下的EGR。

6 結(jié)語

為了在最低CO2排放量的前提下確保駕駛樂趣，日產(chǎn)汽車公司對HR12DDR型汽油機進行了全新設(shè)計。在這款1.2 L汽油直接噴射機械增壓發(fā)動機的設(shè)計中，采用了高壓縮比增壓系統(tǒng)，低面容比活塞和高滾流進氣門優(yōu)化了缸內(nèi)直接噴射燃燒。采用帶電磁離合器的機械增壓器，成功抵消了米勒循環(huán)燃燒方式應(yīng)用于小排量發(fā)動機后對燃油經(jīng)濟性產(chǎn)生的不利影響。在新歐洲行駛循環(huán)工況下，新型汽油機的CO2排放達到95 g/km，并滿足歐5排放法規(guī)的要求。同時，相比HR12DE型發(fā)動機，其動力輸出有了進一步的提高。

虞 展 譯自 SAE Paper 2012-01-0415

顧如龍 校

虞 展 編輯

2013-01-08）