日產(chǎn)汽車公司目前將研發(fā)、推廣電動汽車作為其首要經(jīng)營策略，同時利用直噴、可變氣門機構(gòu)、增壓等技術(shù)，致力于提升內(nèi)燃機效率，并改善環(huán)境情況。介紹了該公司研發(fā)的新一代可變壓縮比渦輪增壓發(fā)動機“KR20DDET”，將其獨創(chuàng)的可變壓縮比機構(gòu)(VCR)與小型化增壓技術(shù)完美結(jié)合，有效改善了動力性能與環(huán)保性能。詳細分析了VCR機構(gòu)的工作原理、結(jié)構(gòu)與性能，以及為提高發(fā)動機性能所采用的相關(guān)技術(shù)。

0 前言

未來的汽車市場得以持續(xù)發(fā)展的要點是須不斷致力于降低整車排放。近年來，世界各國快速收緊了排放法規(guī)與燃油耗法規(guī)，同時各大汽車制造商在重點推進動力總成電動化進程。不過，蓄電池電動車(純電動車)及燃料電池汽車等不以內(nèi)燃機為動力來源的新能源汽車如要在世界范圍內(nèi)得以普及，需解決基礎(chǔ)設(shè)施(如充電樁、加氫站等)方面的難題。同時，配裝有電機和內(nèi)燃機的混合動力汽車，預(yù)計會在短期內(nèi)繼續(xù)作為主流車型存在。因此，提高內(nèi)燃機的熱效率是當前勢在必行的一項重要目標。

日產(chǎn)汽車公司作為汽車電動化設(shè)備的主要研發(fā)企業(yè)之一，其得以持續(xù)發(fā)展的重要經(jīng)營策略有2個方面。一方面積極推進電動化，另一方面充分運用直噴、可變氣門，以及小型化增壓等技術(shù)手段，致力于在確保駕駛愉悅性的同時切實地改善內(nèi)燃機的效率，并降低整機排放。本文介紹的KR20DDET 發(fā)動機為1款可變壓縮比渦輪增壓發(fā)動機，將其獨創(chuàng)的可變壓縮比機構(gòu)(VCR)與小型化增壓技術(shù)結(jié)合起來，同時高水平地實現(xiàn)動力性能與排放性能，是世界上首款投入量產(chǎn)的可變壓縮比發(fā)動機。

1 可變壓縮比渦輪增壓發(fā)動機開發(fā)的目標

壓縮比越高，發(fā)動機的理論熱效率會相應(yīng)提高，因此發(fā)動機的燃油耗得以改善(圖1)。但是，汽油機一旦提高壓縮比，則會產(chǎn)生爆燃現(xiàn)象及過高的缸內(nèi)壓力。由于全負荷時出現(xiàn)的爆燃極限及當前容許的缸內(nèi)壓力極限，會使壓縮比的提高受到限制。處于部分負荷工況時，缸內(nèi)的燃燒氣體壓力及溫度較低，缸內(nèi)燃燒氣體壓力存在一定裕量，可相應(yīng)提高壓縮比。因此，如果在運轉(zhuǎn)過程中，壓縮比能實現(xiàn)可變(本系統(tǒng)壓縮比約為8~14)，就能根據(jù)各種運轉(zhuǎn)條件設(shè)定最佳的壓縮比，使同時提高熱效率與功率的目標成為可能(圖2)。當渦輪增壓發(fā)動機處于無增壓運轉(zhuǎn)狀態(tài)時，能采用與自然吸氣發(fā)動機相同或超過自然吸氣發(fā)動機的高壓縮比，同時與可變壓縮比機構(gòu)組合應(yīng)用，可具備更佳效果，這也是該款可變壓縮比渦輪增壓發(fā)動機開發(fā)的動機。

圖1 壓縮比與指示功率的關(guān)系

圖2 采用可變壓縮比的優(yōu)點

為進一步提高熱效率，除了改良該機型VCR機構(gòu)之外，還采用了電動氣門正時控制(VTC)，并配裝有電子控制放氣閥的寬調(diào)節(jié)范圍增壓器，雙噴射(缸內(nèi)直噴+進氣道噴射)系統(tǒng)，以及可變?nèi)萘繖C油泵等技術(shù)(圖3)。

圖3 可變壓縮比渦輪增壓發(fā)動機采用的主要技術(shù)

2 日產(chǎn)公司可變壓縮比(VCR)機構(gòu)

2.1 多連桿式曲軸旋轉(zhuǎn)機構(gòu)的結(jié)構(gòu)

本機型將傳統(tǒng)的活塞曲柄機構(gòu)替換為日產(chǎn)公司研發(fā)的多連桿式曲軸旋轉(zhuǎn)機構(gòu)。與傳統(tǒng)機構(gòu)一樣，多連桿式曲軸旋轉(zhuǎn)機構(gòu)配置了活塞與曲軸，但由多連桿機構(gòu)取代了傳統(tǒng)的連桿機構(gòu)。如圖4所示，利用U連桿、L連桿實現(xiàn)直列連接。另外，L連桿的一端連接C連桿與控制軸。控制軸被設(shè)定為偏心軸，電動控制器通過A連桿控制其旋轉(zhuǎn)姿態(tài)。在采用直列多缸發(fā)動機的情況下，各個氣缸分別設(shè)定了活塞、U 連桿、L連桿、C連桿，而曲軸及控制軸則為各氣缸共用(圖4和圖5)。

圖4 多連桿式曲軸旋轉(zhuǎn)機構(gòu)的構(gòu)成

圖5 可變壓縮比的原理

2.2 可變壓縮比工作原理

假設(shè)控制軸的旋轉(zhuǎn)姿態(tài)相對于發(fā)動機缸體按順時針方向進行調(diào)整。偏心軸，即C連桿的擺動中心(或擺動點)向下方移動(C連桿的擺動中心是可變的)，而L圖3 可變壓縮比渦輪增壓發(fā)動機采用的主要技術(shù)圖4 多連桿式曲軸旋轉(zhuǎn)機構(gòu)的構(gòu)成連桿以曲軸銷為中心按順時針方向旋轉(zhuǎn)，U 連桿與L連桿上止點的夾角變大，U 連桿與活塞向上方移動，為此能有效提高壓縮比。與此相反，假如使控制軸的旋轉(zhuǎn)姿態(tài)按逆時針方向進行調(diào)整，則能降低壓縮比。在采用直列多氣缸發(fā)動機的情況下，由于各氣缸共用控制軸，所以通過相對于氣缸體調(diào)整1根控制軸的旋轉(zhuǎn)姿態(tài)，即可同時切換全部氣缸的壓縮比(圖5)。

2.3 壓縮比控制執(zhí)行器

如圖6與表2所示，根據(jù)發(fā)動機的運轉(zhuǎn)條件，通過被安裝在曲軸箱外部的壓縮比控制執(zhí)行器來保持或調(diào)整控制軸的旋轉(zhuǎn)姿態(tài)。壓縮比控制執(zhí)行器在電機基礎(chǔ)上組合了減速器，在油盤的側(cè)壁設(shè)有開口部，在該開口部通過杠桿與控制連桿進行連接。壓縮比控制用執(zhí)行器則通過A連桿與控制軸相連接，使通過發(fā)動機控制單元(ECU)控制的電機實現(xiàn)減速，并對控制軸進行調(diào)整。減速器采用了諧波傳動公司設(shè)計的波動齒輪傳動裝置(SWG)減速器，以此能在緊湊的空間內(nèi)布置高減速比齒輪裝置，并且僅有極小的輪齒嚙合間隙。

圖6 可變壓縮比電機執(zhí)行器的結(jié)構(gòu)

2.4 獨特的活塞行程

該多連桿式曲軸旋轉(zhuǎn)機構(gòu)具有傳統(tǒng)的曲柄-連桿旋轉(zhuǎn)機構(gòu)所不具備的特征。通常，傳統(tǒng)型機構(gòu)的活塞運動在上止點附近會呈現(xiàn)陡峭狀的變化趨勢，而在下止點附近，活塞運動變化緩慢，由于在上止點與下止點的活塞加速度存在差異，由此會導致二次振動。該款多連桿式曲軸旋轉(zhuǎn)機構(gòu)的連桿布置需使活塞的上、下運動(指行程特性)大致接近于簡諧振動，因此會大幅降低各氣缸中的2次激振力(活塞的側(cè)壓力也有所降低)。據(jù)此情況，其加速度的絕對值差相比傳統(tǒng)型機構(gòu)得以大幅減小(僅為該公司具有同等活塞行程的傳統(tǒng)機構(gòu)加速度絕對值的1/10)，為此可取消傳統(tǒng)直列4缸發(fā)動機所使用的2次平衡器機構(gòu)。該機構(gòu)是改善車內(nèi)噪聲的有效對策(圖7)。

圖7 可變壓縮比渦輪增壓發(fā)動機與傳統(tǒng)型發(fā)動機的活塞運動特性比較

2.5 摩擦特性

該多連桿式曲軸旋轉(zhuǎn)機構(gòu)還有另一項重要特征。傳統(tǒng)型機構(gòu)中由于連桿傾斜布置從而會出現(xiàn)朝向活塞的側(cè)向推力負荷，多連桿式曲軸機構(gòu)上的U 連桿在活塞下行時以近乎垂直的姿態(tài)一同下行，其側(cè)向推力負荷得以大幅減輕，因此大幅降低了活塞側(cè)壁與氣缸孔內(nèi)圓面間發(fā)生的摩擦。由于軸承滑動部位增加而使摩擦相應(yīng)增大，其與這種側(cè)面推力負荷降低的效果相抵消，隨著平衡器機構(gòu)的取消，成功實現(xiàn)了與傳統(tǒng)機構(gòu)相同或更低的摩擦特性(圖8)。

圖8 可變壓縮比渦輪增壓機型與原機型的活塞側(cè)向推力負荷比較

3 提高可變壓縮比渦輪增壓發(fā)動機的性能

3.1 改善燃油耗

傳統(tǒng)型的定壓縮比發(fā)動機，為追求最大熱效率而逐漸提高壓縮比。然而在高壓縮比、高負荷的工況下，由于受到爆燃的限制，良好的燃油耗范圍將被限制在低負荷工況區(qū)。因此，傳統(tǒng)的定壓縮比發(fā)動機在設(shè)計時需采用這種平衡關(guān)系的折中，而可變壓縮比發(fā)動機能打破這種平衡關(guān)系。一方面在非增壓區(qū)域采用高壓縮比，將最大熱效率提高到相當于高壓縮比自然吸氣發(fā)動機的水平;另一方面在高負荷增壓區(qū)域逐漸降低壓縮比，以謀求最高熱效率，而且能獲得寬廣的低燃油耗區(qū)域(圖9)。

圖9 利用VCR提高有效燃油消耗率

3.1.1 壓縮比的設(shè)定

如圖10所示，在分析實體發(fā)動機驗證的基礎(chǔ)上，將壓縮比圖譜曲線的著眼點主要放在以下區(qū)域并據(jù)此進行壓縮比設(shè)定。

(1)處于低速、低負荷的工況下，在普通的行駛過程中處于使用頻度較高的區(qū)域時，可采用高壓縮比，以便獲得最佳熱效率;

(2)由非增壓狀態(tài)調(diào)整至增壓狀態(tài)的過渡區(qū)域時，選定能夠最大限度地確保非增壓工況下扭矩的壓縮比;

(3)在高負荷工況區(qū)，則可采用低壓縮比，以便在增壓條件下獲得最佳熱效率;

(4)在高速和中低負荷的工況區(qū)域，如需在該區(qū)域進行穩(wěn)定運行，需采用具有優(yōu)異扭矩響應(yīng)性的中、低壓縮比。

圖10 壓縮比設(shè)定圖譜曲線與使用區(qū)域

3.1.2 VTC機構(gòu)的應(yīng)用

本機型的低負荷區(qū)，由于使用了可變壓縮比機構(gòu)，最大限度地運用高達14的機械壓縮比。設(shè)定瞄準阿特金森循環(huán)目標的下止點后110°CA 的進氣門關(guān)閉時刻(IVC)以推遲配氣正時，這是混合動力車用發(fā)動機的常用策略，可以通過降低泵氣損失及采用高膨脹比以改善熱效率。相比原機型，其配氣正時的變換范圍相應(yīng)變大。此外，車輛為加速需具備足夠的扭矩。因此，IVC的響應(yīng)速度成為重要的影響因素。通過采用相比傳統(tǒng)的油壓式VTC響應(yīng)速度更快的e-iVTC，能兼顧最佳的燃油耗與較好的扭矩響應(yīng)性(圖11和圖12)。

圖11 組合應(yīng)用VCR與電動VTC的效果

圖12 加速時電動VTC的高響應(yīng)性

3.2 兼顧高功率與高響應(yīng)性的寬調(diào)節(jié)范圍渦輪增壓器

在渦輪增壓器的設(shè)計過程中，需要考慮兼顧升功率100kW 的高負荷區(qū)及低速區(qū)的扭矩響應(yīng)性。在高速區(qū)，由于采用了低壓縮比，能放寬點火正時及排氣溫度的限制，并且可充分提高填充效率?？勺儔嚎s比渦輪增壓器機型設(shè)定采用260kPa的高增壓壓力，具有200kW 的高功率。

但在通常情況下，如果設(shè)定了高流量特性，渦輪機尺寸得以大型化，進而會出現(xiàn)響應(yīng)性惡化的情形。因此，由于渦輪采用斜流型，使低流量區(qū)的速度比(U/C0)特性得以最佳化，并且逐步提高了低速區(qū)的渦輪效率。同時，渦輪實現(xiàn)了低慣性化，并使低速區(qū)的增壓響應(yīng)性得到了提高(U 為渦輪入口處圓周速度;C0 為渦輪轉(zhuǎn)子入口處絕熱理論流速)。

關(guān)于壓氣機葉輪，為了兼顧最大功率與低流量區(qū)的扭矩響應(yīng)性，從而促成了在寬調(diào)節(jié)范圍的新設(shè)計方案。新方案一方面考慮到發(fā)動機的最大功率點，可使壓氣機絕熱效率達到65%;另一方面調(diào)整壓氣機的平衡調(diào)整尺寸(葉輪入口直徑與出口直徑的比)，將增壓器喘振線向低流量側(cè)進行擴展。同時，按空氣動力學原理對渦輪殼體形狀進行了優(yōu)化。結(jié)果表明，與2.0 L的渦輪增壓發(fā)動機的壓氣機效率圖譜曲線相比，從壓氣機壓力比πC=2.0的增壓器喘振線到65%的絕熱效率的修正質(zhì)量流量曲線內(nèi)，效率改善了約20%，實現(xiàn)了寬調(diào)節(jié)范圍的壓氣機特性優(yōu)化(圖13)。

圖13 可變壓縮比渦輪增壓發(fā)動機與原機型的壓氣機效率比較

通過對渦輪機及壓氣機特性的最佳化設(shè)計，相比增壓控制起始轉(zhuǎn)速已達到基準測試水平(圖14)，兼顧了最大輸出功率與起步響應(yīng)性。

圖14 基于輸出功率的增壓控制及起始轉(zhuǎn)速分布了最大輸出功率與起步響應(yīng)性

4 可變壓縮比渦輪增壓發(fā)動機改善整車性能

新型可變壓縮比渦輪增壓發(fā)動機通過VCR 機構(gòu)與上文所述的相關(guān)技術(shù)的應(yīng)用，實現(xiàn)了如圖15所示的功率特性。此外，配裝有該款發(fā)動機的新型InfinitiQX50車型的燃油耗性能及動力性能都已達到了領(lǐng)先水平(圖16)。

圖15 可變壓縮比渦輪增壓發(fā)動機性能曲線

圖16 車輛燃油耗性能與動力性能

5 結(jié)語

綜上所述，新型可變壓縮比渦輪增壓發(fā)動機是世界首款量產(chǎn)型可變壓縮比發(fā)動機。由于組合了可變壓縮比機構(gòu)及多種新型技術(shù)，一方面可使小型化渦輪增壓發(fā)動機動力性能提高到比傳統(tǒng)型發(fā)動機更優(yōu)越的水平，另一方面顯著改善了燃油耗性能。隨著機型及其相關(guān)技術(shù)得以廣泛應(yīng)用，需要進一步構(gòu)建提高熱效率的發(fā)動機技術(shù)平臺，同時繼續(xù)發(fā)展該車型所應(yīng)具備的駕駛愉悅性。