3 主要结构设计特点简述
3.1 总布置设计
根据中型卡车匹配对6DE1 发动机与6110 系列发动机在整车接口尺寸相同的要求，总布置的设计严格确保附件总成的选择、悬置、进出气口、飞轮及飞轮壳等连接尺寸满足整车装配需要。
3.2 缸体设计
以提高缸体的强度和刚度为主要目标，保证发动机进一步强化满足EUROⅡ排放和降噪的要求。技术方案如下：
(1)改进回油通道和加强肋的布置，避免了直角结构而引起的应力集中弊端。在下腹板减少壁厚，增加过渡圆角，解决残余铸造应力。
(2)改进缸盖螺栓孔塔子过渡圆角结构，缸盖螺栓孔加深11 mm，提高承载能力。
(3)缸体缸盖螺栓孔下部与侧面水套壁之间增加了水平方向的圆弧加强肋，加大了缸盖螺栓孔与缸间腹板之间的过渡圆角。
(4)增大了曲轴箱部分加强肋的截面积。
(5)增加缸体油底壳法兰面厚度、宽度。
(6)曲轴箱的弧形裙与缸体横辐板用大过渡圆角连接。提高主轴承座的厚度由原R55 变为15+R60 偏心弧。
(7)加宽了主轴承座侧支撑板宽度。主轴承座与幅板采用大圆角过渡。
(8)加大主轴承座上部的横向加强肋与裙部之间的支撑筋宽度。并且下缸孔板上提，提高横隔板高度19mm。
(9)高压油泵法兰置于缸间隔板处，增加加强肋。后端面周边法兰厚度由12 增加到18mm。发电机支架法兰处增加了肋板。
(10)缸套加厚1mm，由7mm 增加到8mm。提高刚度，降低穴蚀。
缸体的冷却和润滑方面的措施：
(1) 取消了冷却水的死区，保证了缸套冷却的均匀。
(2) 根据水流CFD 优化计算，冷却水场重新布置，位于机油冷却器腔内的分水孔改为上端进水，并对进水孔直径进行了调整。在缸孔附近布置了挤流环，保证了一环附近冷却水的流动速度。
(3) 为了减小机油在主油道的沿程阻力，主油道的直径由φ16 增加到φ17。
缸体的冷却系统的优化，为活塞、活塞环、缸套的可靠性和寿命也提供了基本保障。
3.3 缸盖
在气缸盖的设计中，需要解决的问题主要包括研制新的进/排气道，减少排气能量损失和减少冷却系负担；按增压机要求设计排气管截面，优化进、排气门阀盘/气道喉口尺寸；优化三孔坐标；优化缸盖水芯尺寸和结构，加强砂芯强度，减小铸造废品率和提高铸造质量，优化冷却水进口/出口的尺寸，确保冷却喷孔的方向和流速，使缸盖底板温度场均衡，解决缸盖裂纹等问题。采取的措施主要有以下几点：
(1) 油嘴安装孔采用半铜套结构以减少油嘴的受热和增加缸盖强度。
(2) 进气侧采用钻孔冷却结构，强化冷却效果。
(3) 调整冷却流道截面，增加冷却水流速。
(4) 最大限度将排气道与冷却水分离，减少排气能量损失，减少对冷却水的加热面积。
(5) 调整气道尺寸与形状时油嘴尽可能靠缸心布置以便燃烧室能靠缸心布置使燃烧过程优化。
(6) 进、排气门的阀盘直径以及进排气道的喉口也应作适当的调整。最终按BOOST 的优选结果确定进排气道喉口尺寸。
(7) 通过对近20 个方案的对比，确定缸盖三孔坐标。
(8) 缸盖冷却水，通过与缸体相连的三个水孔进水，调整了出水方向，强化了对排气道，油嘴铜套及进气道所形成三角区的冷却。提高了喷管的理论出水速度，改变了排气道下的φ8 孔水流过大，及其直接冷却排气道中段的问题，利用一导向套将水流方向对准排气道喉口。另一个φ10 孔采用钻孔结构穿过缸盖下后直接对准缸盖底平面的热区。通过CFD 水流计算获得了最佳化效果。
排气道原为44×44 方口，表面积过大，在缸盖水套中向冷却水散热过多。一方面热损失大，另一方面也加重了冷却系的负担。此外排气道前端收缩过大(约740mm2)，形成了较大的节流损失。通过采用新研制的圆截面排气道，以及排气道出口端与冷却水的分离措施，使散热面积减少了50%。
3.4 运动件
3.4.1 曲轴的设计
采用优选优质合金钢、气体氮化处理(最高功率档采用高频淬火工艺)。
采用大圆角结构。
对减振器进行优化设计计算和匹配试验，采用直径φ205 减振器；高功率采用硅油减振器。
前端采用端面法兰连接。
3.4.2 摩擦副的设计
缸套采用新材质和新标准网纹。
第一道活塞环采用喷钼环提高抗拉缸性能和耐磨性。
第二道活塞环采用反扭曲环，提高刮油性能。
油环降低高度和刃口宽度，合理设计比压，提高追随性，降低机油耗。
轴瓦采用铜铅合金外加三元合金表面镀层，合理设定轴承间隙。
活塞采用热流型内腔，石墨喷涂技术。第一环岸上提，并优化了环槽间隙。
对油膜厚度影响因素进行了计算优化和分析。从而保证了在最严酷的工作条件下的油膜厚度。
通过优化设计，使发动机的可靠性及耐久性大大提高。经过两轮强化试验和热冲击试验，主要零件均无损坏，磨损正常。
3.5 配气机构
新匹配设计气门及气门座圈结构和形状。
新优化开发凸轮型线和正时。
3.6 其它系统
新优化设计的排气管，提高整机性能。
润滑系提高油泵能力，改善粗滤能力和效率，取消了机油离心滤清器，采用流量为70L/min 的粗滤器。
改进机油冷却器，提高效率并降低阻力，降低主油道油温，提高整机可靠性。
提高水泵效率，改进调温器特性及控制精度；控制水温，提高冷却系统热效率。
4 燃烧系统开发
4.1 燃烧室设计
采用缩口型燃烧室设计方案，该燃烧室的特点是涡流保持系数大，适合中等喷射压力供油系统，滞燃期短，扩散燃烧迅速，可以达到降低Nox 而不增加燃油耗的目的。但这种燃烧室对喷油嘴伸出高度敏感，应严格控制相关加工公差。
通过降低活塞顶岸至12.5 mm，进气门凹入度1.1mm，排气门凹入度1.3mm，活塞顶隙控制在1.0mm，
增加一防火环等措施降低死区容积。确保 K 系数≥72%。压缩比ε＝17～17.5 。
死区容积为如图4.1 所示2、3、4、5、7 几部分容积之和。
燃烧室形状如图4.2 所示。（图片）
图4.1 死区容积 图4.2 燃烧室形状
4.2 三孔位置的确定
4.2.1 确定气门直径
通过 BOOST 性能预测软件优化进排气门座圈喉口的大小，根据增压及增压中冷机的特点，应尽量增大排气喉口直径，充分利用排气能量。从计算分析中也可看出排气喉口大小是决定发动机经济性的关键因素(见图4.3、图4.4)。（图片） （图片）
图4.3 进气门座喉口优化计算结果 图4.4 排气门座喉口优化计算结果
通过模拟计算预测表明，进、排气喉口直径由φ42/φ35 改为φ40/φ38 后，在保持充气效率不变的前提下，由于换气损失的减少，使额定点油耗降低2.46g/kW·h，最大转矩点油耗降低0.74g/kW·h(见图4.5、图4.6)。（图片） （图片）
图4.5 进排气门座喉口优化计算结果 图4.6 进排气门座喉口优化计算结果
采用喉口直径φ40/φ38 后，还可以使喷油嘴中心，活塞燃烧室中心向气缸中心移动。由于喷油嘴偏心距的减少，可以极大改善油气混合和燃烧过程，降低排放。同时提高活塞可靠性。
根据喉口大小确定进排气门的布置和直径大小为，进气门φ46，排气门φ41.8，气门中心距为26.2×29.8。同时我们验证了进气门与气缸边距对气道性能的影响，结论是对阻力影响小，对涡流比影响较大(见图4.7)。（图片） （图片）
图4.7 进气门变距对气道性能影响试验结果图 4.8 提前器特性曲线
根据喷油器座孔与气门座圈孔最小壁厚大于5mm 的原则布置 S 型喷油器，结果是保持原倾斜角度不变，位置由10x4.5 变为8.5x1.1，偏心率由10%减小到8.1%。活塞燃烧室中心相应变化，偏心率由7%减小到5.2%。
4.3 供油系统方案
4.3.1 燃油喷射泵技术要求
采用国产PW 泵，确保额定点嘴端压力大于950bar，最大转矩点大于650 bar。措施为：
采用函数凸轮，柱塞最大速度提高15％。
适当提高柱塞直径，增大柱塞直径到φ11.5mm，柱塞面积增加9%。
增加柱塞回油直径到φ6mm，使断油迅速，缩短后燃期。
采用等压出油阀，改善低速性能。
4.3.2 改善提前器特性
改变原提前器特性后，中间转速提前角将增大2 度左右(见图4.8)，对改善油耗将有极大的好处。
但要实现这种特性，需要提前器能力足够大。主要采用双偏心Φ145 直径的提前器。
4.3.3 喷油嘴设计方案
本次设计开发主要应用六孔小压力室油嘴，即减小喷油嘴压力室容积，通过液力挤压研磨增大流量系
数，喷油器体内加滤芯。（图片）
图 4.9 喷油嘴的主要结构型式
4.4 进排气道开发
4.4.1 进气道
根据目前供油系的能力(额定点嘴端950bar)，进气道必须保持一定的涡流比，保证油气充分混合。
共进行三种涡流比的进气道试验，通过试验结果表明2.0 的平均涡流比比较合适CA6DE1 发动机(见图4.10)。同时我们优化了气门座圈形状，提高流量系数5%。试验结果见表4.1。（图片）
图4.10 不同涡流比整机试验结果
表4.1 在气道试验台上，优化进气门座圈形状试验结果
（图片）气门升程确定为12mm 比较合理，此时流量系数最大，涡流比也比较合适。气道试验结果见图4.11。（图片）
图4.11 进气道流量试验结果
4.4.2 排气道
原排气道为方形，现开发等截面圆形排气道，既降低排气阻力，流量系数提高28%，又减少对冷却水的散热，提高能量利用率，试验结果见图4.12。（图片）
图4.12 不同形状排气道气道试验结果
同时我们又优化设计气门导管搭子位置和气门座圈形状，气门导管搭子对气道流量系数影响2.4%(见表4.2)，气门座圈形状对气道流量系数影响6%(见表4.3)。（图片）
4.5 凸轮型线和正时优化试验开发
4.5.1 凸轮型线优化设计方案
凸轮优化设计方案如图4.13 所示（图片）
图4.13 凸轮型线优化设计方案
4.5.2 凸轮轴方案试验结果
从整机台架充气效率、外特性试验结果可以得出结论(见图4.14、图4.15)，新方案凸轮轴型线和配气正时明显优于原设计方案。（图片）（图片）
图4.14 凸轮轴方案充气效率试验结果 图4.15 凸轮轴方案油耗和烟度试验结果
4.6 增压器匹配开发
增压器必须保证在发动机运转的任何时刻提供发动机所需的随转速、喷油量、大气压力、充气效率变化的空气量。
本次开发在保证排放所需的空燃比条件下重点偏重于低速低负荷的匹配。发动机匹配试验结果见图4.16。（图片）
图4.16 增压器试验结果曲线
5 发动机性能开发试验结果
CA6DE1 系列发动机的台架试验结果表明，性能指标达到或优于开发目标，排放满足 EUROⅠ标准，并有一定裕度。说明燃烧系统的方案选择是合理的。试验结果见表5.1。表5.1 CA6DE1 发动机台架性能及排放试验结果
（图片）6 发动机机械开发
6.1 零部件开发
6.1.1 气缸体开发
主要进行了有限元分析，CFD 分析及缸筒变形测量。计算和测量结果表明，改进后缸套上部冷却明显加强。缸筒变形接近DEUTZ 发动机水平，测量结果见表6.1。与FEV 数据库对比表明6DE1 气缸体的设计满足低噪声结构设计要求(见图6.1)。表6.1 缸筒变形测量结果
（图片）（图片）
图6.1 缸体噪声计算分析结果
6.1.2 气缸盖开发
主要进行了有限元分析，CFD 分析及温度场测量。计算和测量结果表明(CFD 结果见图6.2)，缸盖三角区冷却明显加强，流场分布合理，热负荷明显降低，传给冷却系统热量降低。温度场测量表明温度由310℃降至257℃，下降了53℃。（图片）
图6.2 缸盖水流CFD 计算分析结果
6.1.3 曲轴和连杆疲劳试验
曲轴的弯曲疲劳试验表明安全系数大于1.7。满足使用要求。
连杆疲劳安全系数大于6.7，有较大富裕度，应进一步开发轻量化的连杆。
6.2 子系统试验开发
6.2.1 润滑系统试验
通过改变机油泵速比，合理设定轴承间隙，提高机油冷却器效率，降低阻力。取消转子滤等措施优化润滑系统。通过整机润滑系功能试验结果表明润滑系的设计是合理的。油压试验结果表6.2。表6.2 发动机油压分配试验测量结果
（图片）6.2.2 冷却系统试验
主要进行了热平衡试验，整车冷却系统热平衡试验，重点进行水泵能力评估，节温器特性调整试验，试验结果表明冷却系统满足要求，但系统效率偏低。冷却系统水压分布试验结果见图6.3。（图片）
图6.3 发动机水流压力分配试验结果
6.3 整机开发
6.3.1 1000h 全速全负荷试验
主要考核发动机在高热负荷条件下耐久性和可靠性，重点考核活塞、活塞环、缸套、气门、轴承、喷油器、增压器等零件
6.3.2 3000 次热冲击试验
主要考核发动机热变形的耐久性和可靠性，重点考核缸盖、气缸垫、活塞、缸套、气门、排气管垫、喷油器、增压器等零件。
6.3.3 负荷循环试验和超速超负荷试验
主要考核发动机常规条件下耐久性和可靠性，评价磨损速率，检查发动机在最大热负荷、最大机械负荷和最大动态负荷下的机械功能完整性。评价发动机及相关系统性能和排放的劣化性。
6.3.4 热负荷测量试验
主要评估发动机在高热负荷条件下零件的温度分布状况。重点考核活塞、缸套、气门、气缸盖、喷油器等零件。
CA6DE1发动机已经顺利通过上述试验，试验过程中没有发现影响可靠性的故障。试验后拆检数据折算表明发动机耐久性50万公里左右。1000h 试验样机拆检数据见表6.3 。表6.3 发动机1000h 强化试验零件主要尺寸测量结果 (mm)
（图片）6.4 整车道路使用试验开发
已有十台发动机装配在某运输公司载货车上，目前已运行10 万公里左右，主要零件没有出现可靠性故障。
7 整车道路性能试验
整车道路性能试验结果表明，无论是整车等速油耗，还是道路使用油耗，CA6DE1 发动机优于竞争对手，百公里省油在1L 以上。达到设计开发目标要求。试验结果见图7.1、图7.2、表7.1。（图片）
图7.1 整车直接档等速油耗试验结果图 图7.2 整车超速档等速油耗试验结果
表7.1 道路使用油耗试验结果
（图片）整车加速行使噪声试验表明，通过性噪声既满足现行法规，又满足即将颁布的新噪声法规。试验结果见表7.2。表7.2 整车加速行驶通过性噪声试验结果 dB(A)
（图片）8 结论
CA6DE1 系列发动机各种试验结果表明设计开发是成功的，方案选择是合理的，应用的设计方法是确实可行的。该机型的开发也表明我们已经初步具备自我开发高水平发动机的能力。目前该系列发动机已批量投放市场。
5/16/2005
