1.0 L汽油直噴渦輪增壓小型化發動機的開發

淺利大

本田公司近期開發出了1款1.0 L汽油直噴渦輪增壓發動機，兼具出色的環保性能和優越的駕駛性能。與配備了可變氣門正時和升程電子控制系統（VTEC）的直列4缸渦輪增壓發動機的燃燒過程一樣，該款發動機采用了相同的設計理念，并通過相關技術盡可能降低摩擦。在歐洲行駛循環條件下，與該機型相匹配的車型，其燃油經濟性最多可改善約26%，駕駛性能最多可提升約20%。

渦輪增壓;火花點火發動機;小型化;降低摩擦

0 前言

為了滿足日趨嚴苛的燃油經濟性要求，歐洲原始設備制造商（OEM）針對發動機小型化技術開展了一系列研究。數年前，日本本田公司推出了采用綠色環保技術，以及可變氣門正時與升程電子控制（VTEC）系統的4缸渦輪增壓發動機，分別有1.5 L[1-2]和2.0 L [2-3]2種排量以供用戶選擇，并兼具優異的環保性能和駕駛性能。為了滿足未來的燃油經濟性要求，提高產品市場競爭力，同時推動全球化市場發展，本田公司近期又開發出了1.0 L VTEC TURBO型發動機。目前，該款發動機已搭載于CIVIC車型，并在中國及歐洲市場進行銷售。本文將針對該款發動機，對其結構及技術性能進行簡要介紹。

1 開發目標

與同等功率的自然吸氣發動機相比，小型渦輪增壓發動機具有排量小、摩擦損失低的優勢，同時在低速高負荷工況下的泵氣損失較低，并可顯著提升整機燃油經濟性。在加速及高速行駛等需要較大輸出功率的情況下，渦輪增壓也可為小排量車型提供充足的動力來源。研究人員按照以下目標，針對小型化、降低摩擦并提高燃油經濟性的目標而開發了1.0 L 3缸發動機。該車型相關技術特點如下：

（1）相比其他1.8 L 自然吸氣發動機，該款機型可使燃油經濟性提高20%以上;

（2）可使整機中、低速扭矩提升20%;

（3）可有效抑制往復運動過程中3氣缸特有的振動現象。

根據以上改善燃油經濟性的目標，研究人員針對1.8 L 自然吸氣發動機降低摩擦及實現小型化的問題開展了相關研究，同時根據起動時加速響應性的變化情況，對發動機排量進行選擇。圖1為發動機外觀圖。

圖1 發動機外觀圖

2 發動機性能及主要部件

表1列出了該款發動機的主要性能參數。為了最大限度地利用現有生產條件，該款機型的缸徑等主要參數與原1.5 L 自然吸氣發動機相同。研究人員對其中約50%的部件進行了重新開發。為了降低摩擦，該款發動機主要采用細軸曲軸、變容機油泵、電控恒溫器等部件。

3 結構及應用技術

3.1 氣缸體及氣缸蓋

研究人員利用壓鑄法制造出鋁合金氣缸體，并在其內部鑄入鑄鐵缸套。為實現冷卻性能隨功率密度增加而提高的目標，研究人員在缸體前方設置了分支水套，冷卻水在此處進行分流，形成雙冷卻結構。其中1條冷卻水道直通氣缸蓋，另1條冷卻水道流經缸體水套后再進入氣缸蓋（圖2）。

研究人員采用了可將氣缸蓋分為上下兩部分，并分別進行冷卻的兩段式冷卻水套結構。通過橫向流經燃燒室的冷卻水，各氣缸燃燒室得以均勻冷卻（圖3）。

3.2 冷卻系統

發動機冷卻水道出口設有電控蠟丸恒溫器（圖4），研究人員將開閥溫度設定在103 ℃，較原系統高出約20 ℃。研究人員通過在低負荷工況設置較高的冷卻水溫，從而確保潤滑油具有較高的溫度，由此降低摩擦，進而使燃油經濟性提高約0.6%。另外，由于恒溫器活塞內部設有陶瓷加熱器，通過直接加熱蠟丸，冷卻系統可以在低于預設要求的冷卻水溫下打開閥門。在較高的負荷工況下，冷卻系統可為陶瓷加熱器冷卻，降低開閥溫度，從而實現較強的冷卻水溫控制能力，確保發動機在高負荷工況下的可靠性。

3.3 往復運動部件

曲軸采用高強度氮化鋼制成。主軸頸直徑及連桿軸頸直徑采用細軸設計，以降低摩擦。圖5為曲軸外觀。表2為該曲軸與1.5 L 自然吸氣發動機曲軸的尺寸對比。針對一次慣性力偶產生的振動，在減小往復運動質量的基礎上，研究人員在對車體振動影響較大的發動機安裝點處，對平衡率進行了設定，從而可以降低垂直方向的振動。在發動機開發之初，研究人員對0%和75%的平衡率進行了比較，并選擇了后者。

圖6為一次性慣性力偶下安裝點處振動與對標車型的對比結果。通過與對標車型的比較，研究人員可以確認該款發動機這一位置處的振動已降至較低程度。

為解決增壓帶來的熱負荷增加等問題，研究人員在活塞中布設了冷卻水道（圖7）。由此可使活塞頂部溫度降低約20 ℃，在確保活塞強度的基礎上，也可以改善敲缸特性，同時通過提高壓縮比，使燃油經濟性改善了0.5%。

該發動機的連桿設計方案與1.5 L及2.0 L VTEC TURBO發動機相同。由于采用了增壓系統，為應對較高的負荷，研究人員為其配備了通過可控鍛造技術制造的連桿，重點采用二級鍛造工藝強化桿身部分。通過提高桿身彎曲強度，使連桿與以往同類產品相比，質量降低了18%。

3.4 氣門機構

在氣門機構中，進排氣兩側采用了VTC，進氣側則采用可切換高低升程的VTEC搖臂結構。根據負荷及轉速工況，研究人員可對VTC及VTEC進行控制，在確保具有較高扭矩的同時，可相應改善低負荷工況下的燃油經濟性。圖8為氣門機構外觀圖。由于空間僅可容納3個氣缸，為此需要高效配置可變氣門機構控制裝置。因此，研究人員采用了配備有電磁閥及機油控制閥（OCV）的VTC（圖9）。通過這種設置，研究人員可以簡化機油管路，并通過設置止回閥，以確保氣門機構的高響應性。

研究人員在進氣側配裝了VTEC機構，在升程較低的工況下，可利用進氣門早關的阿特金森循環，使整機燃油消耗率減少5%，行駛燃油耗減少2%。圖10為進排氣側氣門正時機構及對應的升程量。圖11為VTC與VTEC的切換圖。在阿特金森循環下，在低負荷泵氣損失降低的同時，由于氣門正時及升程量受限，高負荷工況下的扭矩下降，從而無法兼顧較低的燃油耗和較高的輸出功率。

為解決這一問題，研究人員采用了獨創的VTEC技術，能根據負荷切換凸輪，由此可同時改善低負荷工況下的油耗和高負荷工況下的扭矩。圖12為缸內壓力示意圖。在低負荷工況下，系統可提前關閉氣門，由此降低泵氣損失。

凸輪軸及機油泵由發動機內部的正時皮帶驅動（圖13）。由于該系統設置在發動機內部，充分降低了皮帶噪聲。同時，相對以往采用的正時鏈，該正時皮帶系統的摩擦降低了1.8%。由于該系統會頻繁與潤滑油相接觸，研究人員特別為其選用了經久耐用的材料。正時皮帶結構如圖14所示。表3對比了該新款正時皮帶材料與原款正時皮帶材料的差異。

3.5 潤滑系統

為了降低發動機摩擦，研究人員為系統選用了容量可變的機油泵。電磁閥可根據發動機負荷及轉速，在2種油壓間切換，從而能確保機油壓力始終低于目標壓力。因此，即使在暖機過程中出現機油溫度較低及黏度較高的現象，其壓力也不會過度升高，從而可降低摩擦，燃油消耗率也能降低約1%。

移動葉輪泵外側的凸輪環可改變偏心量，并調整機油泵容量（圖15），同時能根據凸輪環上下腔內油壓控制偏心量。

3.6 燃燒概念

1.0 L VTEC TURBO型發動機可采用與1.5 L及2.0 L 4缸VTEC TURBO型發動機相同的高速燃燒概念。研究人員通過采用高滾流氣道，并在進排氣兩側凸輪軸配置VTC，同時將直噴噴油器安裝在進氣歧管側面，由此實現了高滾流及混合氣空燃比的最佳化。因此，當發動機在高負荷工況下運行時，可以縮短響應時間，并改善燃油經濟性。圖16為1.0 L直列3缸增壓發動機與1.5 L 自然吸氣發動機進氣口及燃燒室形狀的對比。相比自然吸氣發動機，該款發動機進氣口角度較平，進氣口下部邊緣豎起，通過將進氣導入燃燒室上部，可使氣流沿排氣側屋脊型燃燒室壁流動，從而強化滾流（圖17）。

4 發動機性能

4.1 輸出功率

1.0 L VTEC TURBO型發動機適用于多種轎車車型，開發目標是使整機的扭矩特性優于1.8 L自然吸氣發動機。為提高中低轉速工況下的扭矩，研究人員特別為其配備了帶電動旁通閥的小型渦輪增壓器，利用VTC設定了可優化掃氣并能在內部運行的EGR系統，并使氣門正時在發動機各轉速工況下都能實現最優化。在轉速為2 250 r/min時，最大扭矩可以達到200 N·m。圖18對比了1.0 L直列3缸增壓發動機與1.5 L及1.8 L自然吸氣發動機的功率特性。相比1.8 L自然吸氣發動機，1.0 L VTEC TURBO型發動機在2 250 r/min轉速工況下的扭矩提高了約20%。在1.0 L排量下，最高輸出功率可達到95 kW，實現了扭矩和功率之間的平衡，并適用于多種車型。

4.2 燃油經濟性

圖19給出了1.0 L VTEC TURBO型發動機在不同轉速及排量下的機械摩擦水平。圖20給出了典型工況點處比油耗（BSFC）的情況。根據發動機轉速及排量的變化，機械摩擦基本處于最低水平，燃油經濟性則處于同排量增壓發動機中的最佳水平。

圖21對比了1.0 L VTEC TURBO型發動機與1.8 L 自然吸氣發動機的燃油經濟性。研究人員通過優化VTC及VTEC控制過程，在較寬廣的工況區域內，使BSFC降至240 g/（kW·h），由此使燃油消耗率降低約20%。圖22示出了該款發動機與1.8 L 自然吸氣發動機配裝于同一車型上時， 80～120 km/h工況下的加速性能及行駛油耗的比較。在確保了具有相近甚至更高加速性能的同時，該款發動機可使整車行駛燃油經濟性改善約26%。

5 總結

通過采用小型化及降低摩擦的技術，研究人員開發出了新款發動機，并使其性能相比原1.8 L 自然吸氣發動機有了進一步提升，總體概況如下：

（1）在同一車型中，燃油消耗率降低了26%;

（2）在輸出功率相同的情況下，發動機在中低轉速工況下的扭矩提高了20%。

參 考 文 獻

[1]WADA Y，NAKANO K，MOCHIZUKI K，et al. Development of a new 1.5L I4 turbocharged gasoline direct injection engine[C].SAE Paper 2016-01-1020.

[2]中野弘二，和田裕介，城野実考，ほが.新型直列4気筒ガソリンエンジン直噴過給ダウンサイジングエンジン[J].Honda R&D Technical Review，2016，28（1）：133-139.

[3]NIIZATO T，YASUI Y，URATA Y，et al. Honda's new turbo GDI engine series for global application[C].34. International Vienna Engine Symposium，2016.

[4]藤原正尚，吉田広明，木村利光.加工熱処理を用いた材質製御鍛造技術[J].電気製鋼，2011，82（2）：157-163.

[5]ERNST R，FRIEDFELDT R，LAMB S，et al. The new 3 cylinder 1.0 L gasoline direct injection turbo engine from Ford[C].20. Aachen Colloquium Automobile and Engine Technology，2011.

[6]ALT M，DAMEN M，NOE A，et al. The new turbocharged three-cylinder engine with gasoline direct injection for Opel ADAM[C].22.Aachen Colloquium Automobile and Engine Technology，2013.

張冬梅 譯自 自動車技術，2019，73（9）

伍賽特 編輯

（收稿時間：2020-10-16）