介紹了新開發的配裝NSX新車型用的超級跑車發動機。新開發的發動機要滿足車身布置要求的高動力性能。通過選擇3.5L排量及采用V6氣缸布置和渦輪增壓器,發動機達到較高的功率且結構緊湊,能在車身后部安裝由混合動力電機與新開發的變速箱組合而成的動力系統。潤滑系統采用干式油底殼系統,它能確保超級跑車在所有可能的行駛狀況下得到可靠的潤滑。燃燒系統采用高滾流氣道、直接噴射和進氣道噴射的雙噴射系統,能提高動力性能、熱效率并降低排放。為了應對高功率帶來的熱負荷增加,在燃燒室和排氣道周圍采用3段式水套,優化了氣缸蓋各部分的冷卻液,因而能抑制爆燃和冷卻排氣道。缸孔采用噴鐵涂層,它能增強冷卻效果并減輕質量。噴鐵涂層缸套比傳統鑄鐵缸套和鋁制缸套更硬、更薄,因而能在不增加缸心距的同時,在氣缸間布置冷卻水道。

本田公司決定開發1款追求駕駛樂趣的新一代NSX車型。為了展示這一超級跑車的優異車輛性能，開發了1款新發動機。為了采用縱向中間布置，必須在保證高動力性能的同時，緊湊地布置混合動力電機和變速箱。該發動機采用了Ⅴ型6缸與配裝渦輪增壓器相結合的結構，以滿足高動力性能和節省空間的要求。

1開發目標

為了滿足新車型NSX對高動力性能和車輛性能的要求，設定了以下幾項開發目標： (1) 能實現低重心的輕量、高剛度發動機本體結構(采用噴鐵涂層缸套，75°氣缸V形夾角，搖臂式配氣機構和緊湊氣缸蓋)；(2) 采用大截面高滾流進氣道的燃燒技術，最大功率達到373kW，最大扭矩達到550N·m；(3) 開發干式油底殼潤滑系統，以滿足跑車的行駛狀況；(4) 改善渦輪增壓響應性，在發動機低速時產生充足的扭矩。

2發動機機艙布置

為了保證跑車有良好的動態性能，需要保持軸距和輪距不變。除發動機和變速箱外，還要配裝混合動力系統，這就需要在有限的空間中安裝電機、蓄電池和燃油箱。為此，采用了能在發動機長度保持最小的情況下使發動機在跑車上安裝重心較低的結構布置[1]。圖1所示就是車輛動力傳動系統的布局。

圖1 車輛動力傳動系統的布局

發動機安裝采用通過凸輪軸罩蓋連接的頂部安裝系統，干式油底殼潤滑系統和 75°氣缸V形夾角，這使發動機在增加功率的同時滿足布置的要求。圖2是動力總成和發動機的布局。

圖2 動力總成和發動機的布局

3發動機技術規格

表1是新款發動機和傳統3.5L自然吸氣發動機主要技術規格的比較。為了獲得較高的輸出功率，新發動機相對于前款V6自然吸氣發動機做了較大的變更。排量相同，但對缸徑和行程進行了重新配置，以適應渦輪增壓，燃油供給系統可以提供更高的流量，以滿足直接噴射和進氣道噴射的需求。配氣機構采用簡單的搖臂機構，以減小氣缸蓋尺寸。采用的壓縮比為10.0，通過增強冷卻和優化燃燒來抑制爆燃，以確保達到目標性能。

表1 發動機技術規格

4燃燒技術

4.1燃燒技術概述

采用直接噴射與進氣道噴射相結合的多孔噴油器燃油系統來實現跑車發動機的高性能，以及降低排放和燃油耗。另外，采用高滾流進氣道來形成均質空-燃混合氣和提高燃油蒸發能力。燃燒室為屋脊形，活塞頭部采用無凹坑的平頂表面，以抑制燃油粘附和減少爆燃(圖3)。

圖3 燃燒技術

4.2高滾流進氣道

為了達到高功率所需的流量系數和高滾流比，采用計算流體力學(CFD)軟件(里卡多公司VECTIS 3.12版)對高滾流進氣道設計進行了優化。圖4所示為各種氣道形狀流量系數與滾流比的關系。流量系數與滾流比基本上呈現負相關，所以根據以前研究確定的目標流量系數選擇了能達到最高滾流比的進氣道形狀。

圖4 流量系數與滾流比的關系(模擬結果)

圖5是優化后的高滾流氣道形狀與量產的V6自然吸氣進氣道形狀的比較，以及由CFD軟件得到的各自缸內氣流速度分布情況。在量產V6自然吸氣發動機中，空氣從進氣道流入后沿著氣缸進氣側和排氣側壁面流動。相反，新款發動機的高滾流氣道則在排氣側形成高速氣流，因而能達到預期的滾流效果。

4.3直噴噴油器

直噴噴油器的噴霧形狀是影響燃燒、碳煙排放和性能的重要因素。首先，基于量產V6自然吸氣發動機的6孔電磁閥噴油器來設計噴霧形狀，使之不會和進氣門干涉(圖6)。

利用CFD對2種不同的噴霧形狀進行了分析，A型與量產V6自然吸氣發動機的噴霧形狀相同；B型與A型相比，兩側的噴霧都向上、向外偏移，以減少活塞上粘附燃油。圖7是噴霧形狀的布局，圖8是由CFD得到的燃油著壁情況。就活塞粘附燃油而言(它是碳煙形成的原因之一)，在任何噴油壓力下A型和B型并無差異。對于缸套粘附燃油(它是稀釋的原因之一)來說，結果顯示，在燃油壓力9MPa時B型的燃油著壁量較多，相比之下A型較好。因此，選擇了能使活塞和缸套燃油著壁量較為均衡的A型。

圖5 進氣道形狀和CFD軟件獲得的流量分布的比較

圖6 噴油器的噴霧形狀

圖7 噴霧的布置

圖8 活塞和缸套的燃油著壁量

5雙可變氣門正時控制

進氣和排氣都采用可變氣門正時機構，以提高動力性和燃油經濟性。圖9是雙可變正時控制策略及其對應的發動機運行區域。掃氣是提高低速扭矩的有效方法，它只有在進氣壓力高于排氣壓力的增壓運行區域才采用。在進氣壓力相當高的情況下，通過設定較大的進排氣門疊開角，能將缸內的殘余氣體排到排氣系統，因而能提高充氣效率和減少爆燃。此外，由于掃氣氣流大大提高了發動機低速區域的扭矩(圖9中的③區域)，同時也提高了渦輪轉速。在部分負荷區域，在保證燃燒穩定的情況下優化了氣門的疊開角并采用了內部廢氣再循環(EGR)，以降低燃油耗(圖9中的②區域)。在發動機高轉速區域，逐漸減小氣門疊開角，以抑制因排氣壓力較高而引起的殘留氣體增加和減少爆燃(圖9中的④區域)。另外，怠速時減小氣門疊開角，以減少缸內的殘留氣體和保證燃燒穩定性。

圖9 雙可變氣門正時控制策略

按上述方式對每個運行區域進行最優的雙可變正時控制，就能在確保車輛行駛性能的同時實現高功率和低燃油耗。

6動力性能

圖10是發動機的功率和扭矩特性。從圖中的功率曲線可以看出在發動機轉速為6500～7500r/min的區間，最大功率達到了373kW，適合于跑車發動機的功率特性。在發動機轉速為2000～6000r/min的寬廣區間，扭矩可達到550N·m，因而能確保市區行駛時的易操縱性和良好的加速響應性。與傳統自然吸氣發動機相比，最高扭矩和最高功率分別大幅提高了181N·m(增加49%)和141kW(增加61%)。

圖10 發動機性能

7加速響應性提高

小排量渦輪增壓發動機可以獲得高功率，但是功率提高的同時會出現渦輪遲滯的問題。為了減少渦輪遲滯，采用了雙渦輪增壓器，并優化了雙可變正時控制和電動廢氣閥控制。

圖11是扭矩提高的測量結果，比較了不同電動廢氣閥默認開啟角度下的扭矩水平。測量顯示了當踩下加速踏板時節氣門開度從部分負荷的17%瞬間變為全負荷的100%時的扭矩響應。電動廢氣閥由默認常開調整為默認常關時，響應時間縮短了40%。

圖11 瞬時扭矩特性

另外，利用混合動力系統將由直接與發動機曲軸連接的電機和安裝在車輛前軸的雙電機單元(TMU)產生的扭矩疊加到發動機扭矩，大幅提高了加速性能。

圖12示出了車輛起步加速時的加速度。前面所提到的發動機渦輪遲滯的改善與電機輔助相配合，能確保響應性能超過0.3s內產生0.9個g或更高加速度的開發目標。

圖12 加速性能

8燃油經濟特性

圖13是發動機的有效燃油消耗率萬有特性曲線。如上所述，通過優化雙可變正時控制和采用內部廢氣再循環(EGR)來降低中低負荷的泵氣損失，加強了燃燒。另外，直接噴射和高滾流氣道的運用，以及高度冷卻氣缸蓋和噴鐵涂層缸套的使用減少了爆燃，實現了高壓縮比，提高了效率。實施上述措施的結果是，最低有效燃油消耗率達到了234g/(kW·h)，最大熱效率為36.0%。

圖13 發動機有效燃油消耗率萬有特性曲線

9降低排放的技術

限制催化劑起燃前的發動機排氣給氣量及實現催化劑快速起燃是降低排放的關鍵，尤其是渦輪增壓發動機，由渦輪增壓器帶來的熱質量增加是個問題。為了解決這個問題，通過采用高滾流氣道來改善燃燒，同時，在發動機起動后的暖機過程中，采用在進氣行程和壓縮行程進行分次噴射來確保穩定燃燒。另外，抑制了活塞和缸套的燃油著壁量，減少了排氣給氣量，并實現了催化劑的快速起燃。

圖14示出了從CFD軟件得到的發動機起動后怠速工況時，火花塞周圍的空燃比分布情況和活塞粘附的燃油量。通過優化進氣行程和壓縮行程中的分次噴射正時和噴油量，使得火花塞周圍的空燃比達到了能確保穩定燃燒的目標值。這就能使活塞的燃油著壁量明顯比自然吸氣發動機的少，因為自然吸氣發動機將燃油噴射到傳統活塞頂部凹坑來實現分層燃燒。

圖14 火花塞周圍的空燃比和活塞的燃油著壁量

圖15示出了HC排放水平和燃燒變化率特性，以及CFD模擬獲得的采用不同的第二次噴油正時時的空燃比分布。從圖15中可以確認，通過控制第二次噴油正時，火花塞周圍的空燃比能得到優化，因而能在保證燃燒穩定性的同時降低HC排放。采用上述技術后可以滿足歐6b和美國ULEV125排放法規的要求。

圖15 HC排放水平和燃燒變化率特性及CFD仿真
獲得的空燃比分布

10冷卻系統

因新款發動機高功率產生的散熱量比V6自然吸氣發動機的散熱量增加了50%以上，為了應對散熱量增加的問題，通過提高水泵容量來增加冷卻液流量。同時，為了使冷卻水流量的增加量保持最少，氣缸蓋采用了3段式水套設計。圖16所示為這種水套的結構。將水套分成3部分有助于在有效冷卻燃燒室和排氣道周圍區域的同時大幅降低壓力損失。

圖16 3段式水套

采用上述措施后，高功率帶來的各個部分熱應力就能得以降低，因而氣缸蓋尺寸也得以減小。另外，整體式排氣歧管結構的排氣冷卻效果有助于降低空燃比的加濃，同時還能改善車輛在高速區域的燃油經濟性。

11發動機本體的新技術

11.1噴鐵涂層缸套

缸體上的缸孔有噴鐵涂層。缸套除了要有很高的剛度外，還要質量輕和有良好的冷卻效率。新款發動機采用噴鐵涂覆技術形成0.2mm的涂膜層來提高滑動零部件的抗磨損能力，增強熱傳導(圖17～18)和減小缸心距的增加量，并能在氣缸間布置冷卻水道(圖18)，這有助于增強冷卻和減輕質量。

圖17 熱傳導效果

圖18 噴鐵涂層和冷卻水道

噴鐵涂覆的問題是要確保涂層有足夠的粘合強度。因此，為了保證粘合強度，調整基材表面的粗糙度對保證穩定的機械粘合非常重要。驗證了不同尺寸的噴丸介質對基材表面的激活能力，并為新款發動機選擇了1種能確保合適粘合的粗糙度。

另外，噴鐵涂層的表面特性與傳統鐵缸套的有所不同，為此，利用試樣對兩者的摩擦、抗磨損和抗咬合性能進行了對比。通過施加負荷和試樣滑動對試件進行試驗，試樣是從實際的缸套和活塞環上切取的。圖19所示為試樣試驗示意圖和測試結果。相對于常規的鐵缸套，噴鐵涂層缸套的磨損量降低到2%，咬合負荷提高了15倍。另外，車輛耐久試驗后未發現有磨損。它增強了缸套的冷卻，并使機體減重3.4kg(圖20)。

圖19 試樣試驗示意圖和測試結果

圖20 缸體減重效果

11.2干式油底殼潤滑系統

潤滑系統在跑車動力系統中起著重要作用。為了確保跑車在所有可能的行駛狀況下都有良好的潤滑，采用了干式油底殼潤滑系統。

供油泵和回油泵為整體結構同軸布置，在發動機的右下側位置。轉子的直徑較小，以達到緊湊的結構，通過提高轉子轉速(高于曲軸轉速)來提高輸油流量。供油泵采用雙轉子結構，同時每個轉子的輪齒按不同的相位排列，以降低泵油脈動和驅動扭矩?；谙嗤脑?，回油泵側每個轉子的輪齒也按不同的相位排列(圖21)。

圖21 干式油底殼系統布置/機油回油泵轉子

回油泵采用的結構是要使不同通道吸入空氣后集油效率降低到最小。這種結構能夠使回油泵對每個回油通道(3個曲軸箱、凸輪軸箱、鏈傳動室和渦輪增壓器回油)進行單獨集油，以避免跑車在行駛時集油能力的降低(圖22)。

如圖23所示，機油泵容量的設定以供油側所需的輸油流量為基準，基于以前V6干式油底殼發動機的開發試驗數據，將供油和回油輸油流量比設定在機油箱中不會出現含氣量和機油量惡化的區域。每個通道的設定回油泵能力相對于所需的集油水平都有一定的安全裕度。

另外，機油箱是確保機油壓力的重要部件，為了承受很高的轉彎加速度，要求采用立式機油箱?？紤]到車載布置，機油箱位于發動機的右后方，在恒定側向加速度1.8個g、減速度1.2個g、加速度1.0個g的情況下，這種機油箱的形狀可以避免機油壓力的下降和防止機油流入與機油箱一體的通風室內(圖24)。

圖22 獨立的機油回油通道

圖23 回油泵/供油泵流量比設定

此圖顯示了轉彎時的預測機油液面變化和含氣量。將發動機傾斜安裝在臺架上進行了試驗。試驗結果證實，在各種發動機轉速下含氣量幾乎都沒有惡化。這表明了選擇的設定值能在實際行駛狀況下防止機油壓力的下降(圖25)。

12結語

新款發動機采用了直接噴射+進氣道噴射與高滾流進氣道相結合的燃燒技術，同時采用雙可變氣門正時來優化換氣，使發動機達到了功率373kW和扭矩550N·m 的高動力、低燃油耗和低排放。

圖24 機油箱形狀

圖25 發動機傾斜安裝在臺架上

新款發動機不僅采用電動廢氣閥改善了渦輪增壓發動機典型的渦輪遲滯問題，而且還利用混合動力系統的電機輔助功能大幅度提高了響應性。因此，車輛全油門起步加速時產生的加速度在0.3s內達到了0.9個g甚至更高。

新款發動機采用了新開發的噴鐵涂層缸套和干式油底殼技術，實現了缸體減重3.4kg，重心明顯降低，并提高了操縱穩定性，可以承受很高的轉彎加速度，因而能滿足跑車的高車輛性能的要求。