分析商用車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)工況下的摩擦功率測(cè)量方法與過(guò)程

減少內(nèi)燃機(jī)的摩擦損失對(duì)于降低CO2排放具有重要意義。與轎車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)不同，商用車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)目前尚未具備與此密切相關(guān)的法規(guī)限值，因此未來(lái)對(duì)用于商用車(chē)行駛的CO2排放也應(yīng)立法加以嚴(yán)格限制。正是出于該原因，Mahler公司已建立了一個(gè)用于測(cè)量商用車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)工況下的摩擦功率試驗(yàn)臺(tái)。

1 低摩擦降低燃油耗

在轎車(chē)柴油機(jī)和汽油機(jī)上廣泛開(kāi)展的參數(shù)研究已表明，活塞組具有顯著降低摩擦的潛力，因此具有相應(yīng)的節(jié)油潛力。商用車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)活塞組采取合適的措施也能降低摩擦，這同樣也會(huì)體現(xiàn)在燃油耗上，在商用車(chē)領(lǐng)域燃油耗對(duì)于終端用戶(hù)的購(gòu)買(mǎi)意愿具有決定性的作用，因?yàn)槿加秃膶?duì)于商用車(chē)的總運(yùn)行成本（TCO）具有舉足輕重的意義。下文介紹試驗(yàn)配置、查明試驗(yàn)發(fā)動(dòng)機(jī)的測(cè)試精度以及從廣泛的參數(shù)研究中所選擇的結(jié)果。

2 試驗(yàn)配置

借助于測(cè)示功圖方法來(lái)確定摩擦損失，其中由平均指示壓力與平均有效壓力之差值得到平均摩擦壓力。測(cè)示功圖必須具有較高的測(cè)量精度，因此需要使用發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)油、冷卻液和燃油的外部調(diào)節(jié)設(shè)備，此外不僅試驗(yàn)臺(tái)空氣而且發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣都需進(jìn)行單獨(dú)處理。

試驗(yàn)所用的發(fā)動(dòng)機(jī)是一臺(tái)排量約13 L的6缸商用車(chē)增壓柴油機(jī)，其額定功率約為400 kW，扭矩2 500 N·m，冷卻液泵和機(jī)油泵由相應(yīng)的外部設(shè)備取代，而燃油泵則仍由內(nèi)燃機(jī)驅(qū)動(dòng)，此外發(fā)動(dòng)機(jī)采用一個(gè)可自由編程的電控單元運(yùn)行，從而能實(shí)現(xiàn)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的控制。

3 測(cè)量和評(píng)定方法

活塞組結(jié)構(gòu)變化對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)平均摩擦壓力的影響將在單參數(shù)研究框架中進(jìn)行試驗(yàn)。采用實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)（DoE）方法來(lái)確定平均摩擦壓力的特性曲線場(chǎng)，僅根據(jù)21個(gè)運(yùn)行工況點(diǎn)就能建立起用于發(fā)動(dòng)機(jī)整個(gè)運(yùn)行范圍的平均摩擦壓力特性曲線場(chǎng)，每個(gè)方案采用DoE方法進(jìn)行3次特性曲線場(chǎng)測(cè)量，一個(gè)方案的平均摩擦壓力特性曲線場(chǎng)由這三次測(cè)量的平均值得到，平均摩擦壓力可根據(jù)負(fù)荷、轉(zhuǎn)速和發(fā)動(dòng)機(jī)溫度來(lái)表示。圖1示范性地示出了評(píng)定曲線，左側(cè)是兩個(gè)比較方案A和B的平均摩擦壓力特性曲線場(chǎng)。為了顯示出參數(shù)變化的影響，由這兩個(gè)平均摩擦壓力特性曲線場(chǎng)經(jīng)計(jì)算形成數(shù)字差值，由此產(chǎn)生的平均摩擦壓力差值特性曲線場(chǎng)示于圖1右側(cè)。根據(jù)這樣的平均摩擦壓力差值特性曲線場(chǎng)就能得出關(guān)于整個(gè)運(yùn)行范圍中平均摩擦壓力差值特性的結(jié)論，因而就能顯示出整個(gè)運(yùn)行范圍中每個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響。

圖1 平均摩擦壓力差值特性曲線場(chǎng)的形成：

兩個(gè)平均摩擦壓力特性曲線場(chǎng)以及由此

計(jì)算出的平均摩擦壓力差值特性曲線場(chǎng)

4 測(cè)量精度

測(cè)示功圖必須具有非常高的測(cè)量精度，以便能分辨出平均指示壓力與平均有效壓力之間極小的差異，因此在參數(shù)試驗(yàn)準(zhǔn)備階段要進(jìn)行測(cè)量精度的系統(tǒng)試驗(yàn)，這包括可重復(fù)性、可再現(xiàn)性和發(fā)動(dòng)機(jī)裝配對(duì)可達(dá)到的測(cè)量精度的影響。

評(píng)估測(cè)量精度的第一步是評(píng)定可重復(fù)性，平均摩擦壓力特性曲線場(chǎng)中的21個(gè)運(yùn)行工況點(diǎn)被用于對(duì)可重復(fù)性進(jìn)行評(píng)判，將每個(gè)運(yùn)行工況點(diǎn)的10個(gè)單次測(cè)量的平均摩擦壓力的標(biāo)準(zhǔn)偏差作為衡量可重復(fù)性的尺度。為此，運(yùn)行工況點(diǎn)一旦已調(diào)節(jié)到穩(wěn)定狀態(tài)，在發(fā)動(dòng)機(jī)和邊界條件保持恒定不變的情況下即可直接連續(xù)進(jìn)行10次測(cè)量，緊接著查明各個(gè)運(yùn)行工況點(diǎn)平均摩擦壓力的標(biāo)準(zhǔn)偏差。從圖2中的藍(lán)色曲線可以看到，其是根據(jù)運(yùn)行工況點(diǎn)的不同而變化的，平均摩擦壓力的可重復(fù)性平均為±0.0002 MPa。

第二步是評(píng)定測(cè)量的可再現(xiàn)性，為此同樣也應(yīng)用平均摩擦壓力特性曲線場(chǎng)中的21個(gè)運(yùn)行工況點(diǎn)來(lái)進(jìn)行評(píng)判，將采用DoE方法進(jìn)行3次特性曲線場(chǎng)測(cè)量的平均摩擦壓力的標(biāo)準(zhǔn)偏差作為衡量可再現(xiàn)性的尺度，在3個(gè)不同時(shí)間段分別進(jìn)行測(cè)試，緊接著查明各個(gè)運(yùn)行工況點(diǎn)的平均摩擦壓力pmr標(biāo)準(zhǔn)偏差，各個(gè)運(yùn)行工況點(diǎn)標(biāo)準(zhǔn)偏差的差異同樣也示于圖2（紅色曲線），平均摩擦壓力的可再現(xiàn)性平均為±0.001 MPa。

圖2 平均摩擦壓力測(cè)量精度：可重復(fù)性、

可再現(xiàn)性和發(fā)動(dòng)機(jī)裝配影響

考察測(cè)量精度的第三步是評(píng)定發(fā)動(dòng)機(jī)裝配對(duì)平均摩擦壓力的影響。為此將經(jīng)歷3次測(cè)量程序，也就是說(shuō)發(fā)動(dòng)機(jī)將完全分解2次，然后用相同的零部件再次裝配好。每個(gè)方案特性曲線場(chǎng)要進(jìn)行3次，因此圖2中（綠色曲線）的標(biāo)準(zhǔn)偏差是以每個(gè)運(yùn)行工況點(diǎn)的9次測(cè)量為基礎(chǔ)的，重復(fù)考察DoE程序的21個(gè)運(yùn)行工況點(diǎn)，平均摩擦壓力的標(biāo)準(zhǔn)偏差平均為±0.002 MPa。該數(shù)值被稱(chēng)為可信極限，并且必須在評(píng)價(jià)試驗(yàn)結(jié)果時(shí)予以考慮。平均摩擦壓力差值的這種數(shù)值必須處于可信極限之外，以便使試驗(yàn)結(jié)果能明確地歸咎于結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的變化，而對(duì)于處于可信極限之內(nèi)的試驗(yàn)結(jié)果則需進(jìn)行附加性的評(píng)估，據(jù)此至少能得出符合發(fā)展趨勢(shì)的結(jié)論。

除了發(fā)動(dòng)機(jī)裝配之外，燃油噴射和燃燒也會(huì)影響到平均摩擦壓力，但是在方案測(cè)量開(kāi)始之前的大量試驗(yàn)研究已使其產(chǎn)生的影響廣為人知。借助于可編程的發(fā)動(dòng)機(jī)電控單元，保持表征運(yùn)行工況點(diǎn)特征的相應(yīng)參數(shù)恒定不變，從而使燃燒對(duì)平均摩擦壓力不產(chǎn)生影響。

5 試驗(yàn)結(jié)果

在所進(jìn)行的單參數(shù)試驗(yàn)研究中，對(duì)活塞組眾多的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行了試驗(yàn)。下文介紹活塞裝配間隙、活塞形狀以及連桿小頭中的活塞銷(xiāo)軸承和刮油環(huán)切向力等因素影響的試驗(yàn)結(jié)果。除此之外，還試驗(yàn)了活塞結(jié)構(gòu)型式對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦的影響。

在采用鋁活塞的轎車(chē)柴油機(jī)上，活塞裝配間隙的降低摩擦顯示出廣闊的應(yīng)用潛力。仿照這些試驗(yàn)，在商用車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)上也試驗(yàn)了４種不同的裝配間隙。在63 μm間隙（按在涂層上運(yùn)行計(jì)）的基礎(chǔ)上再附加考察31 μm、85 μm和107 μm間隙的效果。圖3左圖中的平均摩擦壓力差值特性曲線場(chǎng)表明，與轎車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)相比，最小與最大裝配間隙之間的差別較小，因此由此可得出結(jié)論：在采用鋼活塞的商用車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)上活塞裝配間隙對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦的影響減小了，而且顯然與負(fù)荷和轉(zhuǎn)速密切相關(guān)，其中一個(gè)原因可能是氣缸套和活塞的材料特性。試驗(yàn)發(fā)動(dòng)機(jī)具有濕式氣缸套的氣缸體，這就意味著帶有氣缸套的氣缸體曲軸箱與活塞具有相似的熱膨脹系數(shù)，因而甚至在全負(fù)荷條件下活塞裙部與氣缸壁之間也不會(huì)發(fā)生完全貼合，因此即使活塞在冷態(tài)時(shí)的裝配間隙較小，在具有熱機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)間隙的情況下也不會(huì)出現(xiàn)摩擦方面的缺陷，在這種情況下更大的活塞裝配間隙并不會(huì)使摩擦進(jìn)一步降低。

圖３在不同活塞裝配間隙（31～107 μm）

和發(fā)動(dòng)機(jī)溫度100 ℃運(yùn)行時(shí)測(cè)得的

平均摩擦壓力差值特性曲線場(chǎng)以及

活塞裝配間隙對(duì)平均摩擦壓力的影響

圖3右圖示出了活塞裝配間隙對(duì)平均摩擦壓力的影響。在熱機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)所試驗(yàn)的活塞裝配間隙之間的平均摩擦壓力差值為0.004 MPa，該數(shù)值相對(duì)較小，但是能夠看到其與以往試驗(yàn)的轎車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)相似的發(fā)展趨勢(shì)：加大活塞裝配間隙直至某個(gè)尺度，按發(fā)展趨勢(shì)會(huì)導(dǎo)致摩擦降低，當(dāng)然加大活塞裝配間隙超過(guò)該尺度后并不會(huì)使摩擦進(jìn)一步降低，在個(gè)別情況下甚至?xí)鼓Σ劣种匦略黾印?/p>

值得注意的是，活塞形狀會(huì)影響活塞裙部潤(rùn)滑油膜的建立，因此應(yīng)將傳統(tǒng)活塞廓線與所謂的駝峰廓線進(jìn)行比較。從圖4可以看到這兩種活塞形狀的直接比對(duì)情況。設(shè)計(jì)的目標(biāo)是要改善活塞裙部的潤(rùn)滑并促進(jìn)潤(rùn)滑環(huán)境的建立。圖4中的平均摩擦壓力差值特性曲線場(chǎng)顯示出了傳統(tǒng)和新設(shè)計(jì)活塞形狀之間的差異，在整個(gè)運(yùn)行特性曲線場(chǎng)中駝峰廓線方案在摩擦方面都顯示出其優(yōu)勢(shì)，但是其與轉(zhuǎn)速并無(wú)明顯關(guān)系，而與負(fù)荷則密切相關(guān)，在高負(fù)荷時(shí)呈現(xiàn)出降低平均摩擦壓力的最大優(yōu)勢(shì)，可降低0.009 MPa。

圖4 在以不同活塞形狀和發(fā)動(dòng)機(jī)溫度100 ℃

運(yùn)行時(shí)測(cè)得的平均摩擦壓力差值特性

曲線場(chǎng)（圖中DN=公稱(chēng)直徑）

由活塞承受的所有力都將經(jīng)過(guò)活塞銷(xiāo)繼續(xù)傳遞到連桿和氣缸壁面上。在轎車(chē)汽油機(jī)上的試驗(yàn)已證實(shí)，連桿小頭中的活塞銷(xiāo)軸承在降低摩擦損失方面能起到重要作用。在現(xiàn)有的情況下已試驗(yàn)過(guò)兩種不同的連桿小頭幾何形狀方案，將小頭具有橫向橢圓度的連桿與小頭具有機(jī)油槽的連桿進(jìn)行比較。圖5中除了連桿小頭孔幾何形狀示意圖之外還示出了相應(yīng)的平均摩擦壓力差值特性曲線場(chǎng)，其中機(jī)油槽比橫向橢圓度大數(shù)倍，機(jī)油槽方案在整個(gè)運(yùn)行特性曲線場(chǎng)中呈現(xiàn)出較小的摩擦損失，而且無(wú)論是與負(fù)荷還是與轉(zhuǎn)速都無(wú)明顯的關(guān)系。與橫向橢圓度相比，機(jī)油槽改善了機(jī)油供應(yīng)和連桿小頭軸承的潤(rùn)滑，從而獲得了降低摩擦的優(yōu)勢(shì)。

圖5 在以不同幾何形狀連桿小頭和

發(fā)動(dòng)機(jī)溫度100 ℃運(yùn)行時(shí)測(cè)得的

平均摩擦壓力差值特性曲線場(chǎng)

在歐Ⅵ發(fā)動(dòng)機(jī)刮油環(huán)切向力水平已較低的基礎(chǔ)上進(jìn)一步使其降低達(dá)50%。圖6中的平均摩擦壓力差值特性曲線場(chǎng)表明了初始狀態(tài)刮油環(huán)（Ft=34 N）與進(jìn)一步降低切向力的刮油環(huán)（Ft=17 N）之間的差異。降低切向力的刮油環(huán)在整個(gè)運(yùn)行特性曲線場(chǎng)中呈現(xiàn)出較小的摩擦特征，其中無(wú)法看出其與負(fù)荷或轉(zhuǎn)速存在明顯關(guān)系。

圖6 在以不同刮油環(huán)切向力和發(fā)動(dòng)機(jī)溫度

運(yùn)行時(shí)測(cè)得的平均摩擦壓力差值特性曲線場(chǎng)

試驗(yàn)參數(shù)“活塞結(jié)構(gòu)型式”可看成是多個(gè)單參數(shù)的組合。圖7示出了這兩種不同活塞的圖解比較。與迄今為止使用的Monoweld活塞相比，新設(shè)計(jì)的Monotile活塞的特點(diǎn)是具有較小的壓縮高度、稍小的活塞裙部表面和較輕的質(zhì)量。

圖7 在以不同結(jié)構(gòu)型式活塞發(fā)動(dòng)機(jī)溫度

100℃運(yùn)行時(shí)測(cè)得的平均摩擦壓力

差值特性曲線

從不同結(jié)構(gòu)型式活塞的平均摩擦壓力差值特性曲線場(chǎng)中可以看出，與Monoweld活塞相比，Monotile活塞在整個(gè)運(yùn)行特性曲線場(chǎng)中顯示出其降低摩擦的優(yōu)勢(shì)。平均摩擦壓力差值特性曲線場(chǎng)與負(fù)荷無(wú)關(guān)，但是與轉(zhuǎn)速存在明顯的關(guān)系，在高轉(zhuǎn)速時(shí)呈現(xiàn)出最顯著的特征，最大的平均摩擦壓力差值可達(dá)到約0.007 MPa。

由于Monotile活塞的裙部表面稍小，在流體動(dòng)力學(xué)方面獲得了降低摩擦的優(yōu)勢(shì)?；趬嚎s高度較小而使用了較長(zhǎng)的連桿，這使得活塞裙部側(cè)壓力較小，也就降低了活塞裙部的摩擦。

6 結(jié)論

圖8示出了各種不同試驗(yàn)參數(shù)在整個(gè)運(yùn)行特性曲線場(chǎng)中各自平均摩擦壓力差值的最大值。顯然，活塞形狀和活塞裝配間隙呈現(xiàn)出對(duì)商用車(chē)而言較為重要的降低摩擦的潛力，活塞結(jié)構(gòu)型式即其結(jié)構(gòu)剛度也能有效降低發(fā)動(dòng)機(jī)摩擦，而在這種考察方式中連桿小頭幾何形狀和刮油環(huán)切向力卻呈現(xiàn)出較小的降低摩擦的潛力，但是最終降低摩擦所獲得的節(jié)油效果是令人倍感欣慰的，因此借助于行駛循環(huán)模擬將在摩擦試驗(yàn)臺(tái)上獲得的試驗(yàn)結(jié)果換算成CO2或燃油耗值。此外，還要制定一種合適的汽車(chē)模型，采用3種不同的行駛循環(huán)及3種不同的負(fù)荷狀況用于計(jì)算，從而獲得關(guān)于CO2和燃油耗的單獨(dú)評(píng)價(jià)。

圖8整個(gè)運(yùn)行特性曲線場(chǎng)中

的最大平均摩擦壓力差值

圖9示出了各種試驗(yàn)參數(shù)相應(yīng)的節(jié)油效果。與平均摩擦壓力的最大差值相比，這種在行駛循環(huán)中考察的節(jié)油效果排序發(fā)生了明顯的變動(dòng)。在真實(shí)行駛運(yùn)行中，活塞結(jié)構(gòu)型式呈現(xiàn)出最優(yōu)越的節(jié)油潛力，隨后依次才是刮油環(huán)切向力、活塞形狀和連桿小頭形狀，與所考察到的最大值相比活塞裝配間隙的作用明顯較小。節(jié)油效果排序不同的原因是其各自平均摩擦壓力差值特性曲線場(chǎng)的特性不同。

圖9 降低摩擦的節(jié)油效果及其

3種負(fù)荷狀況的平均值

在單參數(shù)研究的框架范圍內(nèi)，未來(lái)還將對(duì)活塞組其他結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)措施降低摩擦和燃油耗的潛力進(jìn)行試驗(yàn)研究。