1 硬件設計

一般來說，自然吸氣發動機最大的優勢是響應快，但是受制于充填效率，其最大功率還存在不足。為了在CX-9上提供一款足夠動力的車輛，且從馬自達自身資源、能力角度出發，開發了2.5T渦輪增壓發動機（圖1）。在開發立項前期，馬自達也對各個主流的渦輪發動機做了benchmark，發現目前主流的渦輪增壓發動機有一些弊端，首先是渦輪遲滯嚴重影響到駕駛舒適性；其次渦輪雖然功率扭矩提高但是對結構設計有了新要求，不利于控制成本；再次渦輪增壓發動機在中小負荷下應對法規排放有優勢，實際行駛工況的中高負荷油耗高、排放差。

在設計初期，馬自達希望一方面能突出渦輪增壓的優勢，另一方面也可以繼承自然吸氣的特征。因此，提出開發的3個指標：

1.與4L大排量自然吸氣發動機同樣的高扭矩輸出；

2.無渦輪遲滯的加速性能；

3.繼承SKYACTIV-G高壓縮比和低機械阻力的構造來實現卓越的油耗和排放性能。

本文就從這三點出發，介紹這款發動機導入的新技術。

1.2 發動機開發概要

馬自達公司規模有限，核心開發人員遠遠少于一線品牌，因此，在設計中，必然存在一些取舍。根據馬自達品牌戰略，在設計初期，這款發動機的目標制定如下：

? 在常用工況下，與V6同等以上的扭矩輸出和加速響應

? 法規工況優異燃油經濟性

? 實際駕駛的油耗表現也要改善

? 機體小型化、輕量化，在已有平臺上修改

? 確保能夠搭載在現款整車平臺

目前，市場上主流的渦輪增壓發動機，在加速初期存在渦輪遲滯，不符合馬自達隨心所欲駕駛的品牌理念。因此，為了保證加速初期的響應性與加速后半大扭矩要求的銜接，也考慮到CX-9平臺的尺寸與重量，馬自達選擇了在自身2.5L排量自然吸氣的基礎上加入馬自達獨有技術的動態壓力渦輪（Dynamic Pressure Turbo）系統。并且，不能只追求法規認證油耗，在常用工況下也必須做油耗的改善。比如通過低溫廢氣再循環系統（Cooled EGR）減少中高負荷下的過濃補償，并同時抑制了高負荷的爆震，實現了廣域的高燃效區間。這個Cooled EGR系統，不但可以在降低高轉速高負荷的燃燒溫度，也能夠減少燃燒室周邊的熱負荷，氣缸周邊的冷卻孔得以省略，氣缸之間的間隙也不需要進行特殊的改造，讓沿用現款SKYACTIV-G發動機的基本構造成為了可能。在裝配性、成本、可靠性、人力等方面都不同程度的減少了投入。

1.3 發動機系統

表1為主要的硬件參數，以SKYACTIV-G 2.5L NA發動機為基礎，氣缸直徑、活塞行程、型式等基礎構造和噴油器、燃油泵等噴射系統沒有改變，具備和SKYACTIV-G高效燃燒的潛力，并且引入動態壓力渦輪和低溫EGR系統。除此之外，為了保證渦輪增壓狀態下活塞在上止點的最大燃燒壓力和2.5L NA發動機一致，壓縮比從13調整到10.5，壓縮比10.5在同級別具有領先水平。

1.4 發動機性能

1.4.1 功率

在CX-9上，為了評價渦輪響應性，讓渦輪遲滯限定到人體感知不到的程度，各時間段的加速度的目標如圖2所示，綠色為渦輪增壓2.5T發動機，深藍色為某V6 3.7L排量自然吸氣發動機，可以看出，馬自達渦輪增壓2.5T的響應性與自然吸氣幾乎一致，黃色為某2.0T發動機，能夠明顯看到它在加速過程中存在遲滯現象，加速感不夠線性。

為了保證加速度，并要在中低速工況下有充足的動力性，實現了圖3所示的扭矩特性圖。在低標號燃料下（regular gas），低轉速1250rpm就能夠發揮350Nm扭矩，在2000rpm下實現最大420Nm的扭矩，最高功率達到169kW(230PS)/5000rpm（高標號燃料（premium gas）下最高功率186kW（253PS））。由此，實現了起步響應快、中低轉速加速輕快、高轉速有澎湃動力的狀態。

1.4.2 燃油經濟性

這款發動機雖然是2.5T，但是比其他友商的2.5T產品從功率扭矩看并沒有優勢，這里，馬自達為了優先保證燃油經濟性，這款發動機并沒有一味的追求高功率，在客戶使用頻率較低的5000rpm以上的高性能區間限制在169kW（高標號燃料186kW），并且通過導入低溫EGR系統，降低了熱負荷，配合著基礎發動機高效率低機械阻力的構造，實現了與2.5L自然吸氣同等的機械阻力和重量（這點很困難，一般來說渦輪發動機多了渦輪和附屬冷卻裝置，很難實現同自然吸氣相同的機械阻力）。另外，高負荷領域，通過高滾流比下的高速燃燒和減少爆震，發動機的高效區間得到擴大。如圖4所示，在2000rpm下，相比原來的3.7L V6發動機，低負荷下燃油經濟性提高20%~30%，中高負荷也能提高10%以上。

基于上述的優化，發動機空燃比在理論空燃比（λ=1）的工作范圍從低轉速高負荷的加速工況一直延續到190km/h巡航的高速工況，并沒有使用加濃噴射策略，從而杜絕了友商渦輪增壓發動機法規工況油耗和實際油耗的差異過大的問題。

*加濃噴射解釋：不局限于渦輪增壓發動機，傳統發動機也存在加濃噴射策略。主要目的是兩個，一個在中高負荷尾氣溫度會超過950攝氏度，會加速三元催化器老化，因此在燃燒過程中多噴油，讓這部分不參與燃燒的汽油吸熱，控制尾氣溫度；另一個在全負荷下空燃比從14.7變為12.5左右，變為性能空燃比，輸出扭矩得以提高。若多噴10%，則油耗上升10%，且排放大幅惡化。很多小排量渦輪增壓發動機在法規測試時因為用不到高負荷所以油耗排放表現很好，但是受制于排量，真實加速時油耗反而會大幅度增加，加濃噴射就是重要的原因之一。

1.5 核心技術

1.5.1動態壓力渦輪（Dynamic Pressure Turbo）系統

馬自達為了實現與大排量自然吸氣發動機同等的加速響應性，研發了其獨特技術——動態壓力渦輪系統。這個系統，能夠結合排氣的脈沖狀況與駕駛條件進行變化，在低轉速區域，利用排氣壓力脈沖振幅，獲得氣缸掃氣效果并同時得到較高的渦輪驅動力，在高轉速區域，降低脈沖振幅，讓渦輪在高效區域工作。這套渦輪方案與降低排氣干涉的雙渦流渦輪方案和調整排氣流速與方向的可變截面渦輪方案都不同，這是馬自達獨創的控制排氣脈沖的新技術，圖5為渦輪增壓器外觀圖。

渦輪增壓器是將尾氣動能轉換為驅動力的裝置，這個渦輪的驅動能量Q的公式如下式，發動機排出的尾氣無擴撒的保持在高壓力高流速狀態，進入渦輪入口，壓力為Pi，這個壓力能夠轉換為渦輪的驅動力。

Q：渦輪驅動能量

Cp：定壓比熱容

Ti：渦輪入口溫度

nt：渦輪效率

Pi：渦輪入口壓力

Po：渦輪出口壓力

k：比熱容

根據這個公式原理，重點在于保持尾氣的高壓力和高流速，對此，馬自達開發了體積最小且能夠抑制排氣干涉的排氣管，并搭載在渦輪增壓器之前。

在1620rpm以下工況，在控制單元的信號下，排氣旁通閥（蝴蝶閥）處于關閉狀態下，廢氣只能通過較細的管路到達渦輪，從而加快了廢氣流速，增強推動渦輪轉動的廢氣脈沖強度，使渦輪提速更快，同時，旁通閥關閉效果讓其他氣缸處在低排氣背壓的狀態，在overlap區域，強化掃氣效果，使得氣缸內殘留的尾氣降低，實際的充填效率得到提升。這兩個效果的加成，能夠獲得最大15%扭矩提高（如圖6所示）。

*氣缸掃氣解釋：所謂掃氣，就是發動機在進氣過程中，同時打開進氣門排氣門，讓進氣門進入的新鮮空氣把未排出的廢氣從排氣門趕走的過程。通過掃氣，可以提高進氣效率，同時降低燃燒室內的溫度，式提高扭矩、抑制爆震的手段之一。其中進氣門排氣門同時打開的角度（時間）為氣門重疊角，簡稱overlap。

在1620rpm以上工況，排氣旁通閥打開，可以獲得以下兩個效果。1.排氣脈沖在其他氣缸管路擴撒，降低排氣背壓；2.保證必要的排氣管路直徑，確保較大的A/R（管路面積Area/渦輪半徑Radius，通過這個值的大小來判斷渦輪增壓器性能）來達到足夠的增壓效果。通過這套結構，提高了過渡工況下增壓系統的控制性，并提高了低轉速到高轉速廣域的扭矩和響應性。這個動態壓力渦輪與傳統的單渦輪或者雙渦輪相比，具備明顯的優勢。

現在，我們來介紹下動態壓力渦輪的硬件結構。該發動機采用了無排氣干涉的4-3-1排氣歧管，采用了集成式氣缸蓋，促進高溫廢氣與發動機冷卻液的熱交換。4-3-1布局如圖7所示，內部結構示意圖如圖8所示，通過排氣旁通閥能夠切換低速和高速歧管。

這個系統與雙流道渦輪組成了如圖9所示的系統。發動機各氣缸的工作順序為1-3-4-2，為了解釋動態壓力渦輪促進掃氣的過程，我們舉個例子：圖中紅色缸處于排氣過程初段，藍色缸處于進氣行程的掃氣階段（進排氣門同時打開），這樣紅色缸的排氣氣流會把藍色缸的掃氣氣流從中央的排氣口“吸出”，促進了藍色缸的掃氣效果，加上增壓進氣氣流的助力，殘留廢氣的比率得到有效降低，降低了氣缸溫度。每一個氣缸的排氣都能促進另一個氣缸的掃氣，使得10.5:1高壓縮比的渦輪增壓發動機成為現實。

*壓縮比10.5:1的難度：大家可能對壓縮比10.5:1沒有概念，對于渦輪增壓發動機來說，壓縮比高了其燃燒更加劇烈，爆震難以控制，尾氣溫度也更高。目前豐田2.0T壓縮比10:1，大眾最先進的EA888壓縮比9.6:1，福特的1.5T和1.0T壓縮比10:1，當然這里也要考慮渦輪的進氣效率，總的來說，渦輪增壓發動機10.5:1也是行業領先的了。

另一方面，為了保證超過900℃的尾氣下，閥門正常運行和耐久性，排氣旁通閥采用了耐高溫材料。由于排氣歧管和渦輪增壓器組成的復雜形狀，研發中用CAE對熱力學進行分析，對其尺寸、壁厚和形狀進行了最優化，從而降低了高溫下的熱應力，通過使用特殊鋼材，保證了可靠性。

1.5.2低溫EGR系統

這個發動機另外一個獨特技術為高壓低溫EGR系統（High-pressure Cooled EGR），如圖10左邊所示。目前主流的小型化渦輪發動機，為了防止高負荷領域的爆震，會采用加濃噴射和適當點火角推遲的方式，這會導致熱效率惡化。法規工況下主要使用中低負荷，實際工況又會用到中高負荷，導致工信部油耗與真實油耗差異過大。為了解決這個課題，在這款發動機上，使用EGR冷卻器，在高轉速節氣門開度全開的范圍，通過導入低溫不活性的尾氣降低了燃燒溫度，防止爆震的發生，同時維持在理論空燃比的范圍也得到擴大，減少了點火角推遲量。因此，擴大了高燃效區間，實際油耗表現也得到改善。

具體EGR map范圍參照圖11所示，根據我個人經驗，一般發動機在中負荷會引入EGR，低負荷由于進氣效率較小，EGR會導致燃燒不穩定，甚至發生失火；在高負荷，EGR會阻礙發動機性能輸出，且對加大扭矩變動率；像這款發動機在如此廣范圍大幅度的引入EGR在工程角度是有難度的。

另外，為了有效冷卻高溫廢氣，廢氣從排氣旁通閥開始一直流到含有水套冷卻的集成式EGR管路，經過氣缸蓋水套冷卻和EGR cooler冷卻這兩步，降低了氣體溫度，讓廢氣溫度從950℃降低到150℃。這套低溫EGR系統，在全開的情況下，可以讓氣缸間的溫度降低了10℃，從而不需要諸如汽缸壁面冷卻孔這類冷卻方式，確保了和自然吸氣發動機同樣的發動機體結構，節約了設計開發成本與時間。

1.6 發動機本體、NVH、排放對應

這款發動機雖然是2.5T渦輪增壓發動機，但使用的燃料卻2.5L自然吸氣保持一致。渦輪化后又實現了更加優異的性能輸出，燃油經濟性也得到提高。他從自然吸氣發動機進行了一些優化，如下所示。

1.6.1 高滾流比（活塞和進氣門優化）

為了和自然吸氣版本保持同樣的熱效率，活塞冠面的形狀就行了調整，壓縮比從13調整到10.5。高增壓下為了讓燃燒室內的氣體流動和2.5L自然吸氣保持一致，對氣缸蓋中的進氣門上端面進行切除，強化了進氣指向性流動，氣門下端也對邊緣進行特殊工藝讓氣缸內的滾流比提高了12%。

1.6.2 連續可變容量機油泵

因為采用了渦輪系統，一方面要對渦輪進行潤滑，另一方面需要加大對活塞面冷卻，需要增加機油流量，油泵的額定工作流量也必然需要提高。同時，為了維持高燃效，在不需要的工況下減少機油供給，降低機械阻力。這一對立的矛盾依靠傳統的機油泵是不現實的，因此采用了新開發的連續可變機油泵。通過標定設定，控制單元根據發動機轉速和負荷率計算最佳的機油供給量，通過機油壓力傳感器實時監控、配合著電磁閥控制，讓機油泵連續變化的運行。

通過對發動機機油供給量的最優化，與之前2段式可變機油泵相比，最大工作流量增加了75%，并且在法規工況下實現與2.5L自然吸氣同樣的平均機械負荷。

1.6.3 水套墊片

為了提高氣缸間的冷卻性能，氣缸體水套內插入了樹脂水套墊片（圖12）。通過插入了墊片，控制氣缸襯墊周圍的冷卻水量和流速。在氣缸襯墊上部，提高冷卻水流速，抑制氣缸襯墊的溫度上升，提高了可靠性。

這個水套墊片提高了冷卻性能，也是讓氣缸間不用增加冷卻水孔的一個重要原因，對發動機的輕量化、小型化提供了幫助。

1.6.4 NVH和排放對應

由于渦輪會導致燃燒壓力的增加和轉動系慣性質量增加，會惡化NVH性能。這款發動機通過對發動機機體和曲軸形狀的優化來保證NVH性能。為了限制在低轉速高增壓工況下產生的口哨音（通過渦輪增壓器細管的進氣氣流音），對渦輪管路截面面積和管路體積的比例進行調整，對進氣系統的固有振頻和進氣脈沖頻率進行調諧，錯開共振點，提高靜音性。在冷啟動的時候，打開渦輪增壓控制閥，擴大尾氣流通截面，讓渦輪轉速從60000rpm減少至30000rpm，減少了一階噪音。

另外，啟動時讓發動機轉速上升，促進三元催化器的活性，對燃燒室內的燃燒分布進行均質化，點火角控制更加精密化，提高排放性能，使其能夠滿足USA LEV2和EU stage6的法規要求。