豐田新款直列4缸2.5L汽油發動機

2019-01-03 06:17:26HakariyaTodaSakai

汽車與新動力 2018年6期

【日】 M.Hakariya T.Toda M.Sakai

0 前言

面對未來的能源和環境問題，實現可持續發展變得越來越重要。目前對于發動機抑制CO2排放并提高燃油經濟性的措施正在持續改善和優化。另外，未來的發動機要實現更加清潔的尾氣排放，不僅要滿足更加嚴格的本國法規，同時還要滿足歐洲的顆粒物數量（PN）排放法規。

為了應對這種挑戰，現代發動機仍需提高與優化。因此，有必要重新設計基本結構，如行程缸徑比和氣門布局。介紹了基于豐田新全球架構（TNGA）開發的豐田新款直列4缸2.5L汽油發動機［1－3］。

近年來，通過在提高熱效率方面的不懈努力，混合動力汽車（HEV）發動機的熱效率已經達到了高于世界平均水平的40%。然而，為了實現更高的熱效率目標，重點針對快速燃燒技術進行開發，以減少各種損失。最終目的不僅要提高燃油經濟性，同時要實現更高的性能。

圖1示出了發動機升功率和熱效率的未來發展趨勢和新款發動機的目標。混合動力汽車的最大熱效率目標設定為41%。對于傳統發動機而言，目標一般設定為40%。混合動力汽車的最大熱效率目標與配裝于新款普銳斯［4］上的2ZR-FXE發動機的熱效率相同，另外其升功率的目標至少設定為60kW，以帶給用戶更良好的駕駛體驗。

圖1 升功率和熱效率的未來趨勢和新發動機的目標

新款自然吸氣直列4缸2.5L汽油發動機是豐田全球范圍內第一款實現預設的熱效率和升功率目標的量產發動機。

1 發動機概況

為了達到40%的最大熱效率和60kW的升功率，開發了可以提高滾流比和流量系數的快速燃燒技術。另外，采用了新的裝置，如阿特金森循環的電動可變氣門正時（VVT-iE）、新型多孔噴油器的新D-4S直接噴射和氣道噴射系統、冷卻廢氣再循環（EGR）系統、帶熱管理的冷卻系統、電動變量機油泵和高能點火線圈。表1示出了原2AR-FE發動機和新款2.5L發動機主要參數的對比。

表1 新款2.5L發動機參數

2 快速燃燒技術和發動機基本結構

2.1 燃燒概念和目標

發動機開發初期就研究了壓縮比和行程缸徑比（S／B）的最佳匹配基本參數以實現更高的熱效率和升功率。

圖2示出了在發動機排量一定的情況下不同S／B的計算流體力學（CFD）分析結果。其示出了S／B比對燃燒特性和發動機技術參數的影響。

圖2 S／B對燃燒特性和發動機技術參數的影響

湍流強度對于實現快速燃燒技術非常重要，其隨著S／B的增大而增大（圖2（a））。其原因是在排量一定的情況下活塞的行程變長，在較高的活塞速度下進氣流有更高的速度。但是提高活塞速度，會導致摩擦惡化，使熱效率降低。另外，對于提高升功率，容積效率對自然吸氣發動機有著重要的影響，其隨著S／B增大而惡化，原因是缸徑越小會導致氣門直徑越小。

基于上述原因，選擇合適的S／B對于熱效率和升功率的平衡十分關鍵。

圖3示出了使用1D模型分析S／B和壓縮比對熱效率和升功率影響的結果，并已得到了試驗數據的驗證。

圖3 S／B對發動機性能的影響

當S／B設為1時，最大熱效率出現在壓縮比13.0左右（圖3（b））。這是由于燃燒不穩定限制了EGR量，因此，通過提高壓縮比來提高熱效率，但同時會引起爆燃。通過增大S／B，增強了燃燒穩定性從而拓寬了EGR限制，因此熱效率得以提高，同時最大熱效率對應的最優壓縮比也會有所改變。每個壓縮比對應的升功率在升功率和容積效率的共同作用下呈現出不同的趨勢。如果壓縮比增大，即使S／B更小、氣門更大，功率也會降低（圖3（a））。

根據模型分析結果，S／B為1.2時效果最優，采用壓縮比13.0的預計可以達到40%的最大熱效率目標和60kW的升功率目標。

圖4示出了達到40%熱效率需求的湍流強度的計算結果。湍流強度的需求是5.6m／s，其可以幫助EGR率提高到25%。

圖4 湍流強度的需求預測（CFD預測）

2.2 燃燒設計

為了實現快速燃燒的基本目標，研究了影響缸內湍流強度的因素。圖5示出了瞬態滾流比和湍流強度及CFD時域分析結果。

瞬態滾流比存在峰值A，由進氣行程中進氣道的進氣流所致。在壓縮行程中出現峰值B，同時形成滾流氣流，最后在上止點前消失。另一方面，在瞬態滾流達到峰值B后，湍流強度達到峰值C，這是由壓縮時滾流運動轉換成湍流所致，最終在上止點前達到D。

基于之前的試驗和CFD分析結果，可知A～C值由圖5中給出的發動機參數所決定。

圖5 缸內流動特性和相關的發動機技術參數

可以看出單獨的滾流比和湍流強度有很強的關聯性，但是在同樣的滾流比下，其預測精度大致是±0.23m／s（圖6（a））。因此，需要預估出其精度范圍。

結合表2中額外的參數，預測精度可大幅提高到±0.06m／s（圖6（b））。

圖6 湍流強度的預測精度對比

表2列出了對原直列4缸2.5L汽油發動機使用新技術方案，包含了為了達到5.6m／s的湍流強度的每個參數所需要達到的值。

表2 預測公式中用到的參數和優化結果

2.3 缸蓋（進氣道）設計

如前所述，滾流比需要達到2.8。另一方面，由于升功率需求為60kW，最大功率工況下的容積效率要達到92%，流量系數需要達到0.48。圖7示出了氣道性能的目標。

圖7 2.5L發動機氣道性能的目標

原發動機的設計理念為同時實現高滾流比和高流量系數。為了滿足上述需求，進氣道設計如氣門布局需要重新設置。

壓裝式氣門座需要與水套之間存在一定的壁厚間隙。因此限制了氣門直徑和側流的設計自由。采用了激光堆焊式氣門座可以增加進氣門直徑，從而可以增大進氣門和排氣門的夾角。最終實現了從進氣道內到缸內的氣流呈直線狀態。

激光堆焊式氣門座直接通過激光使用銅基堆焊粉末鑄在缸蓋上（圖8）。為了適應全球市場，開發了一種具有高耐磨性的新材料。

圖8 激光堆焊式氣門座

圖9 示出了原進氣道剖切面和新款的對比。新款減小了缸蓋的氣流分離。這種優化的結果使滾流比達到了2.89，流量系數達到0.487。

圖9 進氣道對比

2.4 燃燒室設計

為了在高壓縮比下提高熱效率并確保減輕爆燃而開發了新D-4S系統。考慮到未來的PN法規，開發了低貫穿距的新多孔噴油器來降低活塞和壁面的燃油濕壁。重新設計了新活塞以保持較高的滾流比。圖10示出了原D-4S活塞頂和新機型D-4S活塞頂的對比。使用高效進氣道的高滾流氣流設計噴霧，采用球形燃燒室以保持高滾流。

同時，圖10也示出了這兩種活塞的CFD分析結果。可以明顯看出新機型D-4S活塞形狀使氣流進入氣缸后沒有分流并達到較高的滾流峰值。以此保證了燃燒的穩定性。

圖10 原機型活塞和新機型活塞滾流比的對比

此外，為了確保高EGR率和高滾流比下的燃燒穩定性，采用高能點火線圈。其減小了磁路間隙和增大了芯體截面（圖11）。

圖11 高能點火線圈

通過采用該技術，在實際發動機上EGR率為23%和目標最大熱效率為40%時，可以實現穩定燃燒。

2.5 換氣的優化

和性能一樣，如要在整個駕駛工況下提高燃油效率，采用合適的氣門正時是重要的一環。下文將討論包含氣門正時在內的進氣量控制。

首先確定進氣工作角對平衡燃油經濟性和發動機性能非常重要。凸輪型線不能再擴展是因為在低速到中速工況范圍下，氣流回流到進氣道導致容積效率降低。

和傳統發動機配氣機構一樣，采用了液壓間隙調節器的滾子搖臂。為了增加進氣側的時域，凸輪軸擴展了凸輪升程型線。圖12示出了氣門正時和升程的對比。其與原配氣機構相比增大了工作角。

圖12 氣門正時對比

另外，阿特金森循環提高了發動機低負荷工況的燃油經濟性。圖13示出了進氣門關閉時刻和各種損失，如泵氣損失的關系。隨著氣門關閉的時刻推遲，泵氣損失減小。但是實際壓縮比和滾流強度降低，因此導致了燃燒效果變差，損失增加。因此，這些參數彼此之間相互制衡，并且示出了最優的氣門正時，可使損失降至最低。

此外，為了實現更好的駕駛性，駕駛員的扭矩需求由最優的節氣門和EGR閥位置同時控制，這樣會得到更好的燃油經濟性。

2.6 運動件的優化

為了達到40%的最大熱效率，選擇了長行程參數和高壓縮比。此外，為了達到60kW的升功率，發動機最大轉速要達到6 600r／min。最大活塞速度達到22.8m／s，為此大幅減輕了運動件的質量以降低慣性負荷。下文將依次討論活塞、連桿和曲軸的設計。

首先，通過重新設計模具和優化鑄造移除不必要的材料，可使活塞質量大幅減輕。活塞頂壁厚度、裙部厚度和活塞環槽背部可以減薄。圖14示出了包含活塞銷在內的活塞質量和自然吸氣發動機單缸扭矩的關系。與原2.5L發動機相比活塞質量減輕了14%以上，達到了目前最輕的質量。

圖14 活塞質量和單缸扭矩的關系

圖13 基于進氣門關閉時刻的各種損失的敏感度

為了確保駕駛時發動機具備良好的起動性并可實現阿特金森循環，在進氣側采用了中間鎖止VVT系統（VVT-iW）。然而，為了在低油溫和低壓力的低轉速工況下立即達到最優的氣門正時，新款發動機采用VVT-iE，這種工況對于VVT-iW而言，較難控制。排氣側采用縮短機油油路的中置VVT機油控制閥來提高響應速度和低溫下的工作特性。

在活塞速度較高的情況下，要同時實現發動機低油耗和低摩擦性能是非常困難的。為了實現這種平衡，采用了眾多先進技術，如使用較窄的活塞環以減少機油剪切現象，使用較薄的側導軌油環以提高在缸孔變形情況下的密封性和使用類金剛石鍍膜（DLC）涂層以降低摩擦系數。

連桿采用高強度材料，與原連桿相比，其強度提高了30%。此外，為了實現連桿軸承的可靠性和減輕質量，如將連桿大頭上部（圖15）變薄以此來分散軸承的面壓，避免局部高面壓。如此一來，與原連桿相比，質量減輕達20%以上。

曲軸設計對高轉速下的可靠性非常重要。為了設計更小的曲柄銷直徑，優化了曲軸曲柄臂的剛度，減輕了第三主軸頸的慣性質量。如此一來，減輕了對缸體的沖擊負荷。其他主軸頸采用全平衡重結構，提高了平衡率，降低了每個曲柄臂的沖擊負荷。

圖15 優化的連桿

雖然采用了長行程參數和更高的轉速，但缸體尺寸與原機型相同。

3 冷卻系統

3.1 概述

降低冷卻損失對提高熱效率非常重要。另外，為提升性能，還需要控制爆燃。下文將討論冷卻系統和熱管理系統。

首先優化了冷卻回路，而且基于駕駛工況采用了配備有電動水泵的冷卻控制系統。此外，為了提高冷機工況下的燃油經濟性，采用了熱管理系統來提高暖機過程。

3.2 減輕爆燃和降低損失

為了減輕爆燃，不僅在混合動力發動機上，也在原發動機上采用了與以往不同的電動水泵。

水套系統經重新設計，將縱流改為側流，從而在冷卻性能和水泵流量上達到最優的平衡（圖16）。此系統降低了水流的壓力損失，對于原發動機而言，水泵流量可以更小，可以確保缸蓋內部有足夠的冷卻能力。

圖16 水套結構

僅在缸體排氣側水套布置水套隔板以優化缸孔溫度分布（圖17）。水套隔板通過在冷卻缸孔排氣側上部控制和聚集水流來防止爆燃。這是冷卻滾流氣流最有效的方法。

圖17 水套隔板

此系統具有優異的冷卻性能，即使在發動機低速時仍可通過減輕爆燃來提高發動機扭矩。另外，電子節溫器通過將發動機運行時的水溫控制在爆燃限制范圍內，從而獲得較高的整機性能（圖18）。

圖18 電動水泵和電子節溫器的控制

采用了一種全新的邏輯來控制高水溫，并以此降低冷卻熱損失和摩擦損失，使發動機在最佳扭矩的工況下運行。圖19示出了使用這些裝置后的水溫控制策略。

圖19 水流和溫度控制策略

3.3 優化暖機過程

為了提高燃油經濟性，提高暖機速度和縮短暖機時間則顯得格外重要。為了在冷起動工況下快速提高水溫，采用了新熱管理系統。此系統不僅通過電動水泵控制水流，而且通過開關閥控制水路的開啟與關閉。

圖20示出了原發動機的冷卻系統回路，共有兩個開關閥單元。其中一個控制流過暖風芯體的水流，另一個控制流過自動變速器加熱芯體的水流。

圖20 冷卻系統管路（開關閥）

在不影響舒適性的前提下提高了暖機過程的燃油經濟性，根據外部溫度和駕駛工況的變化，通過開關閥的開啟與關閉保證暖機性能（圖21）。

圖21 暖機過程中開關閥和冷卻液流量控制示例

另外，圖21所示的流量確保了發動機機體熱分布的水流控制效果，該控制方法防止了暖機過程中噪聲和振動的惡化。

4 潤滑系統

降低摩擦損失也是提高燃油經濟性的重要因素。采用了電控變量機油泵（圖22），可通過電控機油控制閥控制機油流量。轉子采用擺線型，比之前的變量機油泵的摩擦更低。

圖22 電控變量機油泵

此系統可以供給適量的機油并確保機油壓力的需求，并且降低了摩擦損失，提高了燃油經濟性。

另一方面，機油壓力控制可以通過壓力控制機油噴嘴停止向活塞噴油。因此在暖機過程中活塞的溫度迅速上升，降低了PN排放。此外，活塞的摩擦損失也有所降低。

發動機油路的機油由裝配在缸體前面的擺線型機油泵提供，采用鏈驅動方式。油路被分為兩條路徑，機油噴嘴油路和主油路，機油噴嘴油路的控制方式較為簡易（圖23）。

圖23 潤滑系統

5 排氣系統

5.1 概述

為了滿足日趨嚴格的排放法規，如北美的特超低排放車輛（SULEV）和歐6法規，催化器溫度控制越來越重要。

冷起動和高負荷工況下的化學計量比及駕駛區域的暖機特性決定了催化器的位置。然而，這些需求在傳統布置上無法同時實現。為此，重新設計了缸蓋排氣道的布局、催化器的表面積和催化器的位置，使其同時達到較高的水平。

此外，不僅通過降低排氣背壓和優化分支長度提升了性能，同時將地板下的催化器盡可能靠近發動機布置，因此保證催化器布置的自由度非常重要。為了實現上述需求，未來發動機系列計劃將推出后排氣系統（圖24）。

圖24 車上的排氣系統布局

此外，采用了兩個空氣流量（A／F）傳感器控制系統。這兩個A／F傳感器分別布置在前催化器的前方和后方。因此，其具有更高的催化器氣體檢測能力。如此一來，催化器尺寸減小，降低了貴金屬含量，具有更好的環保性。

5.2 排氣冷卻系統（缸蓋）

采用了缸蓋排氣門之間的橫向聚集水流。另外，水套截面積降低了20%以提高換熱系數。

與原機型相比，該措施可以使排氣門溫度降低約10℃左右，同時水套壓力損失和流量也有所降低。圖25示出了排氣道和水套布局。該結構可有效擴大表面積并且降低了溫度。前文所述的電動水泵控制系統可以控制暖機過程的水流量并且降低排氣熱損失。另一方面，如圖26所示，化學計量比區域（λ＝1，紅色區域）與原機型相比有了大幅增長。

5.3 排氣歧管

圖25 缸蓋排氣道和水套結構

圖26 化學計量比區域對比

圖27 示出了排氣歧管的總體示意圖。如前所述，為了降低背壓并提升性能，已將排氣系統進行后移。此外，通過優化氣門正時和采用4-1分支歧管提升等容積長度以提升掃氣率。如此一來，可通過減輕爆燃以提升性能。另外，針對催化器和傳感器的優化減少了催化器中貴金屬的含量。

圖27 排氣歧管

對分支歧管長度和排氣表面積的優化不僅提升了扭矩性能還在快速暖機時改善尾氣凈化性能。分支歧管折彎量產技術的突破使得此類優化得以實現。

5.4 催化器暖機

降低催化器加熱過程中的排放對滿足日趨嚴格的排放法規非常重要。圖28示出了催化器起燃前催化器加熱所需能量和發動機氣體流量的關系和平衡。設定了一個能量目標以實現該平衡。

另一方面，為了降低冷起動工況時的PN，需要開發出一種技術以緩解燃油濕壁現象。目前風扇噴霧式噴嘴的技術特征是采用擴大的錐形，有較高的霧化能力和抗結焦可靠性。然而，風扇噴霧抑制了噴霧布局和噴射時間的自由度，因此其需要降低缸內濕壁出現的可能性。

圖28 催化器暖機過程所需能量目標

如前所述，采用了低噴霧貫穿距的直接噴射系統和球形活塞。此外，開發了部分升程控制來實現少量多次噴射（圖29）。

圖29 暖機過程中噴油時刻和次數對比

通過多次噴射和噴油時刻的優化，使PN得以減少、實現了火花塞附近的分層燃燒。清潔燃燒可不再依靠后處理排氣系統。

這些措施確保了點火延遲工況下的燃燒穩定性，并可獲得熱能加熱催化器，同時滿足了各個國家的排放法規。

5.5 冷卻EGR系統

EGR氣體的溫度、通道壓損和分配差異對冷卻EGR系統非常重要。湍流強度對快速燃燒和燃燒穩定性至關重要，這使得EGR率擴大到25%。

進氣歧管通過CFD進行調整以實現最大EGR率下良好的燃燒過程，并降低各缸之間的EGR分配差異，使其小于3%。通過調整EGR氣體通道使各缸的EGR率相同。通過EGR冷卻器和缸蓋內的EGR冷卻管路提高了氣體的冷卻能力（圖30）。

6 低摩擦技術

圖30 EGR系統布局

為了優化氣缸系統，不僅采用了與原發動機相同的偏心曲軸，也采用了經光滑處理的樹脂涂層，將其應用在活塞裙部以降低燃燒時的摩擦。如前文所述，DLC涂層通常應用在第一道氣環和油環的滑動表面。

在曲柄連桿機構中，樹脂表面涂層應用在所有連桿軸承和主軸軸承上以降低負荷工況下的摩擦。在潤滑系統中，采用電控變量擺線型機油泵，同時使用低粘度SAE 0W-16發動機機油。低粘度發動機機油和變排量機油泵的結合確保了最優的潤滑系統機油供給。這極大地降低了機油泵驅動負荷，實現了整個發動機的摩擦降低。在配氣機構中，鏈導軌的滑動面采用低摩擦樹脂材料。為了減輕運動件質量和彈簧負荷采用蜂窩狀氣門彈簧。在附件系統中，采用電動水泵，取消了水泵皮帶輪，降低了附件的驅動負荷。真空泵提高了效率，降低了摩擦。綜合上述優化措施，與原機型相比摩擦損失降低了20%以上（圖31）。