研究对象是一汽自主生产的1.3 L自然吸气汽油机,参数如下:排量为1.339 L;缸径为73 mm;行程为80 mm;额定功率为60 kW;最大扭矩为115 N·m;最高转速为6000 r/min。

选择摩擦损失较大的发动机曲柄连杆机构、配气机构及泵气机构为研究对象。

(1)活塞裙部-缸套系统优化

活塞裙部摩擦力由流体动压润滑摩擦力 F_fh和表面微凸体接触摩擦力 F_fc两部分组成。

(1)

式中: R为活塞半径; τ( θ, y)为流体动压作用引起的剪切力; A为活塞裙部和缸套间的流体动压油膜承载面积。

当活塞裙部-缸套之间的油膜厚度小于一定值时,两接触表面之间就会产生微凸体接触。

(2)

式中: τ₀和 u_f是与材料和润滑剂有关的常数; p_a为微凸体接触压力。

从式(2)可以看到,活塞裙部摩擦力就是在整个实际接触面积上的积分。为了减少活塞裙部与缸套的接触面积,将活塞裙部宽度从52 mm降低至36.5 mm,如图1所示。

图1

Fig.1

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	图1 活塞结构优化Fig.1 Structural optimization of piston

(2)活塞环-缸套系统优化

(3)

(4)

式中: p₁为活塞环上表面气体压力; p₂为活塞环下表面气体压力; p_e为活塞环弹力; p_b为活塞环背压; F_f为活塞环摩擦力; h_r为活塞环与环槽下表面的距离; φ为活塞在缸套内的摆角。

从式(3)(4)可以看到,活塞环弹力 p_e是活塞环摩擦力 f_f的主要影响因素,因此,将一环切向弹力由7.8 N降低至4.5 N,油环切向弹力由28 N降到18 N。

活塞环环高越大,摩擦力、摩擦功耗越大。因为在环高增大的情况下,活塞环与润滑油接触面积增加,而且在微凸体密度不变的情况下,增加了总微凸体接触数。将一环高度从1.2 mm降低至1.0 mm。

(2)曲轴-轴瓦系统优化

轴瓦宽度由15 mm降低到14 mm。

(3)缸间通风优化

当活塞向下运动时,活塞下方空间气体存在流体摩擦损失 W_p,表达式为

(5)

式中: p为活塞下方气体压力; V为活塞下方气体体积^{[ 6]}。

式(5)显示,减少活塞下方气体压力 p可以明显降低气体摩擦损失 W_p,所以在两缸之间的缸壁上开孔,如图2所示。

图2

Fig.2

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	图2 缸体结构优化Fig.2 Structural optimization of cylinder

(4)缸套表面质量优化

改进发动机缸套表面质量,表面粗糙度明显降低,简约峰高 R _pk值由0.34 μm降低到0.15 μm,核心高度 R _k值由1.2 μm降低到0.5 μm。如图3所示,改进后发动机网纹呈平台化,减少微凸体接触,从而减少发动机摩擦损失。

图3

Fig.3

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	图3 缸套表面优化Fig.3 Optimization of cylinder surface

(5)气门弹簧及链条优化

配气机构中气门弹簧的机械损失 W_s如下式所示:

(6)

式中: F为弹簧弹力; s为弹簧位移。

式(6)显示降低气门弹簧弹力可以明显降低配气机构的摩擦损失,因此降低气门弹簧弹力46%;降低链条张紧器弹簧弹力40%;减少链条导轨接触面积;导轨加工宽3.5 mm、深1 mm沟槽;使用低摩擦链条。

类金刚石碳(Diamond-Like Carbon,DLC)膜是一类非晶碳膜,具有低摩擦因数、高耐磨性、高硬度及高化学稳定性。采用磁控溅射的方法,利用氩气和甲烷为气源,在一汽自主发动机挺柱、活塞销、活塞环表面沉积类金刚石碳薄膜,DLC薄膜零件成品呈黑色,表面均匀光滑,硬度高,如图4所示。

图4

Fig.4

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	图4 未沉积和沉积的DLC的零件Fig.4 Un-coated and coated DLC components

尽管试样表面的粗糙度比较大,但由于类金刚石碳薄膜的非晶特性,使其能沿基底面形貌生长,可以沉积出连续、光滑、致密的薄膜,所沉积的薄膜厚度在4.6 μm左右,如图5所示。

图5

Fig.5

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	图5 DLC挺柱试样的横截面图Fig.5 Sample cross section graph of DLC tappet

在CSM商用摩擦磨损试验机上,测量DLC薄膜与原机零件的摩擦因数,如图6所示,未加工DLC薄膜原件平均摩擦因数为0.3,DLC薄膜样件平均摩擦因数为0.1,降低了约67%。

图6

Fig.6

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	图6 边界润滑摩擦因数曲线Fig.6 Friction coefficient curve of boundary lubrication

为测量发动机零件及整机摩擦损失,进行发动机反拖摩擦损失测量试验,试验台架结构如图7所示。试验中控制机油温度和冷却液出口温度都为90 ℃。

图7

Fig.7

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	图7 台架结构示意图Fig.7 Sketch map of bench layout

采用拆除法测量发动机曲柄连杆机构摩擦损失,首先测量原机曲柄连杆机构摩擦损失,然后依次更换优化活塞、活塞环、轴瓦,再依次测量其摩擦损失,测量结果如图8所示。更换活塞后,摩擦损失平均降低0.3 N·m;更换活塞环后,摩擦损失平均降低0.9 N·m;更换轴瓦后,摩擦损失平均降低0.2 N·m,总摩擦损失平均降低1.4 N·m。

图8

Fig.8

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	图8 发动机曲柄连杆机构摩擦曲线Fig.8 Friction loss of crank-connecting rod mechanism

如图9所示,更换缸间通风缸体后,发动机泵气损失平均降低0.5 N·m,泵气损失在中高转速对发动机影响较大。

图9

Fig.9

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	图9 发动机缸体摩擦曲线Fig.9 Friction loss curve of cylinder

图10显示发动机优化气门弹簧、链条张紧器、链条及链条导轨后,发动机摩擦损失的对比。发动机更换新气门弹簧后,摩擦损失平均降低33.5%;更换新链条张紧器后,摩擦损失平均降低3.65%;更换新链条后,摩擦损失平均降低10.8%;更换新链条导轨后,摩擦损失平均降低6.2%。

图10

Fig.10

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	图10 发动机配气机构摩擦曲线Fig.10 Friction loss curve of valve train

将所有优化零件组装成低摩擦发动机,与原机进行整机摩擦损失对比,结果如图11所示,发动机整机摩擦损失最大降低4.2 N·m,各转速下平均降低发动机摩擦损失3.1 N·m,占整机总摩擦损失的17.1%。

图11

Fig.11

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	图11 发动机整机摩擦损失曲线Fig.11 Friction loss curve of engine

进行发动机台架点火性能试验,结果如图12、图13所示。与原机相比,通过摩擦学优化,使低摩擦发动机扭矩平均增加5.03 N·m、功率平均增加1.73 kW。燃油消耗量平均降低8.5 g/(kW·h),整机燃油消耗量平均降低2.5%。台架性能试验的结果优于反拖摩擦损失测量试验的结果,这是因为反拖试验时没有燃烧压力,各零件的负荷变小,所以摩擦损失变小。这些降低摩擦损失的措施还有助于燃烧效率的提高,并且燃烧越有效,降低摩擦损失的效果越好,两者是相辅相成的。

图12

Fig.12

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	图12 发动机性能曲线Fig.12 Performance curve of engine

图13

Fig.13

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	图13 发动机燃油消耗曲线Fig.13 BSFC curve of engine