基于平臺化的增壓汽油機潤滑系統設計

(上汽通用五菱汽車股份有限公司 廣西柳州 545007)

汽油發動機(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的主流。為了避免生產制造系統的資源浪費，汽油機產品的平臺化升級已成為各大整車廠的重要開發策略。

平臺化的汽油機產品升級，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，保證汽油機生產線最少的變更。

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

1 平臺化開發策略

1.1 平臺化增壓汽油機開發策略

研究的基礎機型為某企業量產的1.5 L自然吸氣汽油機產品，為減少原發動機生產制造系統的資源浪費，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Table 1 Main parameters of platform gasoline engine

1.2 平臺化增壓汽油機潤滑系統開發策略

汽油機潤滑系統簡化圖如圖1所示，與主油道串聯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 基礎機型潤滑系統建模

2.1 自然吸氣汽油機潤滑系統建模

根據基礎機型1.5 L自然吸氣汽油機的潤滑油路走向及相關參數(如圖2所示)，應用Flowmaster軟件對該潤滑系統進行建模分析，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，經過嚴格的耐久性試驗，該排量機油泵是滿足發動機潤滑需求的。

圖2 1.5 L自然吸氣汽油機潤滑系統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態計算，均未考慮隨溫度、壓力變化對零部件的影響，同時隨著發動機轉速和負荷的增大，凸輪軸反轉力矩、VVT泄漏系數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[6-9]。

3 平臺化增壓汽油機潤滑系統設計

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分析模型如圖7所示。

圖7 平臺化增壓汽油機新潤滑系統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，全速時循環油量(機油量)與發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%，經計算，取排量為14 mL/rev的定排量機油泵作為新潤滑系統的輸入，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，其在系統中均可簡化為一個阻力原件，系統根據阻力特性提供一定流量的機油[8]。而對于串聯在主油道上的機油冷卻器，其主要功用在于冷卻機油，在潤滑系統的流動過程也僅表現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模型進行穩態計算，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 發動機主油道壓力對比Fig 9 Comparison of engine main oil pressure

圖10 發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。根據平臺化增壓汽油機新潤滑系統模型計算結果，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。