一种两级增压式柴油发动机的制作方法

本发明涉及汽车技术领域，特别是涉及一种两级增压式柴油发动机。

背景技术：

目前市场上，柴油发动机的排放量大多仅能满足我国第三阶段排放标准，而无法满足更高阶段的排放标准。排放标准每升高一阶段，对应的油耗限值下降15％。

随着排放标准的日益严苛，开发一种柴油发动机，使其能够满足更高阶段的排放标准并且具有较好的动力性能能和燃油经济性，是本领域技术人员亟待解决的技术问题。

技术实现要素：

为解决上述技术问题，本发明提供一种两级增压式柴油发动机，该两级增压式柴油发动机既能够满足第六阶段排放标准(国六标准)，还具有较好的动力性能能和燃油经济性。

本发明提供的两级增压式柴油发动机，包括两级增压部件，所述两级增压部件包括串联布置的高压涡轮增压器和低压涡轮增压器、涡端旁通阀以及压端旁通阀，所述涡端旁通阀布置在所述低压涡轮增压器的涡轮机的进气侧和排气侧之间，所述压端旁通阀布置在所述高压涡轮增压器的压气机的出气接头上；

还包括低压egr管路和高压egr管路，所述低压egr管路的进气口连于所述两级增压式柴油发动机的废气后处理系统下游、排气口连于所述低压涡轮增压器的压气机上游，所述高压egr管路的进气口连于所述高压涡轮增压器的涡轮机上游、排气口连于所述高压涡轮增压器的压气机下游；其中，所述的某部件的上游和下游均基于流经该部件的气流方向而言。

如此设置，运行过程中，可以根据负荷状态切换egr管路。低负荷状态下使低压egr管路导通，中高负荷状态下使高压egr管路导通，这样能够使废气的再循环量在每一个工作点都达到最佳状况，从而能够使燃烧过程始终处于最理想的情况。由此，能够保证排放物中的污染成份最低，从而使发动机能够满足第六阶段排放标准。

并且，运行过程中，还可以根据转速和增压压力切换增压器。低转速时，关闭涡端旁通阀和压端旁通阀，此时，高压涡轮增压器起主要作用，这样可以改善低速动力不足的问题；当增压压力随着转速的升高而增大到高压涡轮增压器的设定压力时，打开涡端旁通阀、压端旁通阀保持关闭，此时高压涡轮增压器与低压涡轮增压器起同等作用，这样可以保证功率的稳定增加和较大转速范围内的高扭矩输出。高转速时，打开压端旁通阀和涡端旁通阀，此时低压涡轮增压器起主要作用，这样可以保证充足的进气量和高功率输出。由此，使发动机在不同转速下均能够获得较好的动力性能和燃油经济性。

进一步地，还包括可变涡流进气歧管，所述可变涡流进气歧管包括对应同一气缸的第一气道和第二气道，各所述第一气道内设有可变涡流控制阀；还包括一根控制轴，所述控制轴横穿过各所述第一气道和各所述第二气道，各所述可变涡流控制阀均连于所述控制轴，以随所述控制轴的转动而旋转启闭所述第一气道。

进一步地，还包括高压共轨燃油喷射系统，所述高压共轨燃油喷射系统的最大喷射压力为2000bar、最小喷射间隔为0.2ms，每循环最高喷油次数为8次，并具有预喷、主喷和后喷功能。

进一步地，还包括与所述压气机的出口相连通的水冷中冷器、专用于给所述水冷中冷器散热的低温散热器，所述低温散热器与所述水冷中冷器之间的连通管路上设有电子水泵。

进一步地，还包括两级变量机油泵，并配置为：当转速v＜1800rpm时，机油压力为1.8bar，当1800rpm≤v≤4000rpm时，机油压力为3.6bar。

进一步地，还包括并联设置的缸体冷却管路和缸盖冷却管路，所述缸盖冷却管路上设有缸盖节温器，所述缸体冷却管路上设有缸体节温器，以实现缸盖和缸体的分离冷却。

进一步地，所述两级增压式柴油发动机的气门室罩盖和缸盖通过螺栓相连，所述螺栓的杆部外周套设有螺栓衬套，所述螺栓衬套的上端外周设有第一环状凸缘，所述螺栓衬套的外周套设有橡胶垫圈，所述橡胶垫圈抵压在所述第一环状凸缘和气门室罩盖之间。

进一步地，所述两级增压式柴油发动机的曲轴设置在气缸的下方偏左位置，所述两级增压式柴油发动机的两根平衡轴设置在缸体内部；其中，第一根平衡轴位于曲轴的左上方，且第一根平衡轴的驱动齿轮与设在曲轴后端的曲轴齿轮直接啮合；其中，第二根平衡轴位于曲轴的右上方，且第二根平衡轴的驱动齿轮通过涂覆有隔音涂层的惰齿轮与所述曲轴齿轮间接啮合。

进一步地，所述两级增压式柴油发动机的曲轴通过正时齿形皮带带动凸轮轴和燃油泵运转，还通过机油泵齿形皮带带动机油泵运转。

进一步地，所述两级增压式柴油发动机的正时罩盖通过螺栓连接在缸体和缸盖的前侧，且所述正时罩盖与缸体和缸盖之间设置有隔振垫。

附图说明

图1为本发明提供的柴油发动机一种具体实施例的前视图；

图2为图1示具体实施例的后视图；

图3为图1示具体实施例的俯视图；

图4为图1示具体实施例的可变涡流进气歧管的示意图；

图5为图1示具体实施例的附件传动组件的示意图；

图6为图1示具体实施例的气门室罩盖的示意图；

图7为图6中的气门室罩盖与缸盖连接位置的示意图；

图8为图1示具体实施例的两根平衡轴的布置示意图；

图9为图1示具体实施例的平衡轴与曲轴的传动结构以及机油泵与曲轴的传动结构示意图；

图10为图1示具体实施例的凸轮轴与曲轴的传动结构示意图。

其中，图1至图10中的附图标记说明如下：

1两级增压部件，2水冷中冷器，3正时罩盖，4油底壳，5飞轮，6气门室罩盖，6a螺栓，7高压共轨燃油喷射系统，8可变涡流进气歧管，8a第一气道，8b第二气道，9可变涡流控制阀，10控制轴，11驱动电机，12曲轴带轮，13水泵带轮，14助力转向带轮，15发电机带轮，16附件皮带，17双阻尼张紧器，18螺栓衬套，18a第一环状凸缘，18b第二环状凸缘，19橡胶垫圈，20缸体，21平衡轴，22曲轴，23惰齿轮，24曲轴齿轮，25曲轴驱动带轮，26机油泵齿形皮带，27燃油泵带轮，28曲轴正时带轮，29凸轮轴正时带轮，30正时齿形皮带，31双挡边自动张紧器。

具体实施方式

为了使本技术领域的技术人员更好地理解本发明的技术方案，下面结合附图和具体实施方式对本发明的技术方案作进一步的详细说明。

请参考图1至图10，图1为本发明提供的柴油发动机一种具体实施例的前视图；图2为图1示具体实施例的后视图；图3为图1示具体实施例的俯视图；图4为图1示具体实施例的可变涡流进气歧管的示意图；图5为图1示具体实施例的附件传动组件的示意图；图6为图1示具体实施例的气门室罩盖的示意图；图7为图6中的气门室罩盖与缸盖连接位置的示意图；图8为图1示具体实施例的两根平衡轴的布置示意图；图9为图1示具体实施例的平衡轴与曲轴的传动结构以及机油泵与曲轴的传动结构示意图；图10为图1示具体实施例的凸轮轴与曲轴的传动结构示意图。

如图1所示，该两级增压式柴油发动机(以下简称发动机)包括两级增压部件1，两级增压部件1具体包括高压涡轮增压器、低压涡轮增压器、涡端旁通阀和压端旁通阀。

其中，高压涡轮增压器和低压涡轮增压器相互串联。具体的，高压涡轮增压器的涡轮机(以下简称高压涡轮机)与气缸的排气歧管连通、高压涡轮增压器的压气机(以下简称高压压气机)与气缸的进气歧管连通。低压涡轮增压器的涡轮机(以下简称低压涡轮机)串联在高压涡轮机的排气侧。低压涡轮增压器的压气机(以下简称低压压气机)串联在高压压气机的进气侧。具体的，高压涡轮增压器可以为可变喷嘴涡轮增压器(variablenozzleturbocharger，vnt)，低压涡轮增压器可以为废气阀涡轮增压器(wastegateturbocharger，wgt)。

其中，涡端旁通阀布置在低压涡轮机的进气侧和排气侧之间。当涡端旁通阀打开时，自气缸排出的废气从涡端旁通阀所在的旁路流过，从而基本不流经高压涡轮机。

其中，压端旁通阀布置在高压压气机的进出气接头上。当压端旁通阀打开时，自低压压气机排出的空气从压端旁通阀所在的旁路流过，从而基本不流经高压压气机。

运行过程中，ecu可以根据转速和增压压力切换增压器。低转速时，关闭涡端旁通阀和压端旁通阀，此时，高压涡轮增压器起主要作用，这样可以改善低速动力不足的问题；当增压压力随着转速的升高而增大到高压涡轮增压器的设定压力时，打开涡端旁通阀、压端旁通阀保持关闭，此时高压涡轮增压器与低压涡轮增压器起同等作用，这样可以保证功率的稳定增加和较大转速范围内的高扭矩输出。高转速时，打开压端旁通阀和涡端旁通阀，此时低压涡轮增压器起主要作用，这样可以保证充足的进气量和高功率输出。由此，使发动机在不同转速下均能够获得较好的动力性能和燃油经济性。具体实施中，可以将低转速的转速区间设定为700rpm-1500rpm，将高转速的转速区间设定为3000rpm-4000rpm，将高压涡轮增压器的设定压力设定为2bar。

并且，该发动机还包括低压egr管路和高压egr管路。

其中，低压egr管路的进气口连于两级增压式柴油发动机的废气后处理系统下游，废气后处理系统连在低压涡轮机的下游，用于净化处理自低压涡轮机排出的废气。低压egr管路的排气口连于低压压气机上游，更具体的说是连于低压压气机和空气滤清器之间。并且，低压egr管路上设有低压egr阀和低压egr冷却器。

其中，高压egr管路的进气口连于高压涡轮机上游，更具体的说是连于气缸的进气总管。高压egr管路的排气口连于高压压气机下游，更具体的说是连于气缸的进气总管。并且，高压egr管路上设有高压egr阀和高压egr冷却器。

需要说明的是，所述的某部件的上游、下游均是基于流经该部件的气流方向而言的，先流过的位置为上游、后流过的位置为下游。举例说明，所谓压气机上游，是基于流经压气机的空气流向而言的，所谓涡轮机上游，是基于流经涡轮机的废气流向而言的。

如此设置，运行过程中，ecu可以根据负荷状态切换egr管路，低负荷状态下使低压egr管路导通，中高负荷状态下使高压egr管路导通，这样能够使废气的再循环量在每一个工作点都达到最佳状况，从而能够使燃烧过程始终处于最理想的情况。由此，能够保证排放物中的污染成份最低，从而使发动机能够满足第六阶段排放标准。

优选的，高压egr阀和低压egr阀均为高精度电控阀，以便实现精准控制。高压egr冷却器和低压egr冷却器均为板翅式换热器，以获得较高的换热效率。

优选的，高压egr阀和高压egr冷却器集成为一体结构，低压egr阀和低压egr冷却器集成为一体结构，以便使发动机整体更紧凑。

进一步地，发动机的进气歧管设置为可变涡流进气歧管8。

具体的，如图4所示，该可变涡流进气歧管8包括对应同一气缸的第一气道8a和第二气道8b，即每个气缸对应一个第一气道8a和一个第二气道8b，图中，将发动机配置为四缸发动机，共设置四个第一气道8a和四个第二气道8b。

并且，各第一气道8a和各第二气道8b沿前后方向(即曲轴延伸方向)一一交替布置，即第一气道8a、第二气道8b、第一气道8a、第二气道8b…，这种布置方式便于实施。

并且，每个第一气道8a内设有一个可变涡流控制阀9(第二气道8b内不设置)。各可变涡流控制阀9连在同一根控制轴10上，以由同一根控制轴10驱动。如图4所示，该控制轴10横穿过各第一气道8a和各第二气道8b，控制轴10的一端通过转接臂与驱动电机11相连。

运行过程中，ecu可以根据运行工况控制驱动电机11启停，驱动电机11启动后，带动控制轴10转动，相应的，各可变涡流控制阀9随之旋转，从而改变燃烧室的涡流比，使涡流比在1.6-2.5之间连续可变，由此使发动机在各种运行工况下均能够获得最佳涡流比、从而达到最佳油气混合状态和最佳燃烧状态，因此，排放的废气中的颗粒物和co量会大大降低，使发动机的环保性进一步提升，并且油耗也会降低，使发动机的燃油经济性也进一步提升。

进一步地，发动机的燃油喷射系统设置为高压共轨燃油喷射系统7。该高压共轨燃油喷射系统7的最大喷射压力为2000bar、最小喷射间隔为0.2ms，每循环最高喷油次数为8次，并具有预喷、主喷和后喷功能。如此设置，可以进一步提升发动机的动力性能、燃油经济性以及nvh性能。

具体的，高压共轨燃油喷射系统7可以选用bosch公司的crs2-20高压共轨燃油喷射系统(以下简称crs2-20)，crs2-20可以达到上述配置需求，并且具有轨压精确、系统效率高、供给稳定、重量轻、结构紧凑、寿命长、储油压力高、压力波动小等优势。

进一步地，发动机的中冷器设置为水冷中冷器2，即用冷却水冷却自压气机排出的高温空气。水冷中冷器2相比空冷中冷器换热效率更高，从而能够使发动机获得更高的充气效率和更高的输出功率，以便进一步提升发动机的燃油经济性和动力性能。此外，水冷中冷器2还具有结构尺寸小、配合管路短等特点，所以更便于布置且更利于降低压力损失。

优选的，发动机还配置有专用于给水冷中冷器2散热的低温散热器，低温散热器与水冷中冷器2的连接管路上设有电子水泵。如此，可以精准控制流经水冷中冷器的冷却水温度。

进一步地，发动机的机油泵设置为两级变量机油泵，并配置为：当转速v＜1800rpm时，机油压力为1.8bar，当1800≤v≤4000rpm时，机油压力为3.6bar。如此设置，可以使发动机油耗进一步降低2％-3％。

进一步地，发动机的缸体冷却管路(即与缸体连通的冷却管路)以及缸盖冷却管路(即与缸盖水套连通的冷却管路)并联设置，并且缸盖冷却管路上设有缸盖节温器，缸体冷却管路上设有缸体节温器。

具体而言，缸体冷却管路和缸盖冷却管路的一端均与水泵相连，另一端均与散热器相连，冷却水自水泵流出后分流，一部分依次流经缸体和缸体节温器，另一部分依次流经缸盖水套和缸盖节温器，之后汇合流入散热器散热。

由于一部分冷却水不经缸体直接进入缸盖水套，在大负荷工况下，有利于降低缸盖燃烧室壁面温度，改善缸盖的热负荷水平。由于单独设置有缸体节温器，所以可以独立控制流经缸体的冷却水，在发动机暖机过程中，使流经缸体的冷却水基本接近滞止状态，这样能够加速暖机过程，由此，使发动机的燃油经济性进一步提升。

需要说明的是，此处所说的散热器与上述低温散热器是两个独立的部件，此处所说的水泵与上述电子水泵也是两个独立的部件。此处所说的水泵是由曲轴通过附件传动组件驱动的。

具体的，如图5所示，附件传动组件包括设在曲轴前端的曲轴带轮12、驱动水泵的水泵带轮13、驱动助力转向器的助力转向带轮14、驱动发电机的发电机带轮15以及绕设于四者的附件皮带16，还包括双阻尼张紧器17以及多个惰带轮(图中为两个)。需要说明的是，设置飞轮5的一端为曲轴22的后端，另一端为曲轴22的前端。

进一步地，如图6所示，发动机的气门室罩盖6与缸盖通过螺栓6a连接。如图7所示，螺栓6a的杆部外周套设有螺栓衬套18，螺栓衬套18的外周套设有橡胶垫圈19。螺栓衬套18的上端外周设有第一环状凸缘18a，橡胶垫圈19抵压在第一环状凸缘18a和气门室罩盖6之间。

连接状态下，如图7所示，螺栓衬套18的第一环状凸缘18a和橡胶垫圈19阻隔在螺栓6a的头部与气门室罩盖6之间，从而能够吸收气门室罩盖6在轴向上的振动，同时，螺栓衬套18还阻隔在螺栓6a的杆部与气门室罩盖6之间，从而能够吸收气门室罩盖6在径向上的振动，由此能够有效提升发动机的nvh性能。

优选的，螺栓衬套18的下端外周还设有第二环状凸缘18b，气门室罩盖6的连接孔的下端内周设有台阶面，第二环状凸缘18b向上抵触该台阶面。通过设置第二环状凸缘18b，可以更好地吸收气门室罩盖6在轴向上的振动。图中，气门室罩盖6的连接孔内还设有耐磨衬套，台阶面形成于耐磨衬套的内孔壁。

进一步地，如图8和图9所示，发动机的曲轴22设置在气缸的下方偏左位置，发动机的两根平衡轴21均设置在缸体内部，其中，第一根平衡轴21位于曲轴22的左上方，其中，第二根平衡轴21位于曲轴22的右上方。如此，可以达到较好的平衡效果，且极大地缩小了发动机的体积。

并且，如图9所示，第一根平衡轴21的驱动齿轮与设在曲轴后端的曲轴齿轮24直接啮合。第二根平衡轴21的驱动齿轮通过涂覆有隔音涂层的惰齿轮23与曲轴齿轮24间接啮合，如此，能够优化齿轮间隙，改善齿轮啮合噪声，由此能够进一步提升发动机的nvh性能。

进一步地，发动机的曲轴22通过机油带传动系统带动机油泵，并通过正时带传动系统带动凸轮轴和燃油泵。

具体的，如图9所示，机油带传动系统包括驱动机油泵的机油泵带轮(图中不可见)、设在曲轴后端的曲轴驱动带轮25以及绕设于两者的机油泵齿形皮带26。

具体的，如图10所示，正时带传动系统包括驱动燃油泵的燃油泵带轮27、设在曲轴前端的曲轴正时带轮28、设在凸轮轴前端的凸轮轴正时带轮29以及绕设在三者的正时齿形皮带30。还设置有双挡边自动张紧器31和多个惰带轮(图中为三个)。双挡边自动张紧器31能够有效防止皮带跑偏。

进一步地，该发动机的正时罩盖3通过螺栓连接在缸体20和缸盖的前侧，并且正时罩盖3与缸体20和缸盖之间设置隔振垫，以进一步提升发动机的nvh性能。

优选的，正时罩盖3与缸体20和缸盖之间还可以设置密封垫圈，以形成密闭的正时室，如此，可以有效防止飞石、尘土、水等进入正时室，规避因异物侵扰造成皮带张紧轮跳齿导致发动机无法正常启动的问题，由此能够提升发动机的运行可靠性。

此外，为了进一步提升发动机的nvh性能，还可以在进气歧管上安装消音器，还可以选用“三明治”材料(即两层薄钢板中间设有阻尼橡胶的材料)的油底壳4。

综上，本发明提供的两级增压式柴油发动机，具有如下技术效果：

1、能够满足第六阶段排放标准；

2、具有优异的动力性能，试验测定具体实施例中的两级增压式柴油发动机，在1500rpm-2400rpm的转速区间内均能保持480nm的大扭矩输出，在4000rpm的转速下能达到160kw的大功率输出。

3、具有优异的燃油经济性，试验测定具体实施例中的两级增压式柴油发动机，在2000rpm、2bar的负荷下比油耗小于314g/kw.h。

4、整体结构紧凑，具体实施例中的两级增压式柴油发动机的尺寸为565mm×695mm×681mm。

5、具有优异的nvh性能，即运行噪音小。

以上对本发明所提供的一种两级增压式柴油发动机进行了详细介绍。本文中应用了具体个例对本发明的原理及实施方式进行了阐述，以上实施例的说明只是用于帮助理解本发明的方法及其核心思想。应当指出，对于本技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明原理的前提下，还可以对本发明进行若干改进和修饰，这些改进和修饰也落入本发明权利要求的保护范围内。