摘要：現(xiàn)代起亞汽車公司推出適用于混合動力車型的全新Kappa 1.6 L 汽油缸內(nèi)直噴(GDI)發(fā)動機，并于2016年初在韓國市場投產(chǎn)。該機型達到了汽油機力圖實現(xiàn)40%的最高熱效率；并且能夠輸出充沛的動力，滿足車輛的動態(tài)行駛性能。開發(fā)全新Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機旨在提高燃油效率。為了獲得最高燃油效率，設(shè)計了行程缸徑比為1.35的緊湊型燃燒室。采用的關(guān)鍵技術(shù)還包括：高壓縮比阿特金森循環(huán)，帶有高能點火線圈的冷卻廢氣再循環(huán)(EGR)系統(tǒng)，以及強滾流進氣道。在大幅抑制爆燃后，燃油效率得以改善。具體做法是采用分離型冷卻系統(tǒng)，并配有2套節(jié)溫器和嵌塊，機油噴射活塞冷卻技術(shù)，以及中空充鈉排氣門。基于兩級式壓力控制機油泵和低流速機油，以及運動部件采用的低摩擦涂層等技術(shù)，Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機的摩擦損失也被控制在最小值。與此同時，集成了壓力控制閥(OCV)的連續(xù)可變氣門正時(CVVT)系統(tǒng)具有迅捷的響應速度，克服了CVVT系統(tǒng)用在阿特金森循環(huán)上相位角變大的問題。為了符合超低排放車輛(SULEV)排放法規(guī)，噴油器經(jīng)激光鉆孔成型，其燃油噴束形式為強滾流和平頂活塞而作了改進，系統(tǒng)噴油壓力達到了20 MPa。

1產(chǎn)品介紹

目前大多數(shù)發(fā)動機制造商的研究重點都是提高發(fā)動機的燃油效率，為節(jié)能環(huán)保型混合動力汽車(HEV)開發(fā)專門匹配的發(fā)動機。

為了搭載于現(xiàn)代汽車公司即將面世的全新C級(歐洲車輛分級標準，包括大眾golf，豐田corolla，本田civic等)混合動力車型，有必要為其專門開發(fā)1款高效發(fā)動機。Kappa 1.6 L缸內(nèi)直噴(GDI)發(fā)動機正是首款機型，并且搭載于混合動力車型。如圖1所示，Kappa發(fā)動機型譜包括多個機型，其中1.6 L GDI設(shè)計機型行程最長，能達到最高熱效率。

圖1 Kappa發(fā)動機型譜

由圖2可見，當前大多數(shù)汽油發(fā)動機的熱效率為35%～38%，要實現(xiàn)40%的熱效率可謂一項挑戰(zhàn)。通過對發(fā)動機硬件和控制系統(tǒng)的聯(lián)合改進，Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機順利達成了這一目標。

圖2 不同發(fā)動機最大制動熱效率散布圖

發(fā)動機40%的高的熱效率得益于以下3方面的技術(shù)改進：(1)提高燃燒效率，高壓縮比(13.0)阿特金森循環(huán)，配有強滾流進氣道的冷卻EGR，以及同級機型中最大的行程缸徑比(1.35)，使得燃燒室有望設(shè)計得更為緊湊；(2)抑制爆燃，分離型冷卻系統(tǒng)，對流型冷卻液流道，活塞上開有機油噴射冷卻油道，以及排氣氣門桿中空填鈉；(3)摩擦控制到最小，采用兩級式機油泵和低流速機油(0W20)，以及在活塞環(huán)和主軸承表面采用低摩擦噴涂層。

2發(fā)動機

針對混合動力車型應用，針對原先的Kappa 1.4 L 進氣道噴射(PFI)發(fā)動機特別設(shè)計了全新Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機，拉大行程增大了發(fā)動機排量，彌補了采用阿特金森循環(huán)導致功率下降的不足；但該機型的尺寸仍然適合C級轎車。新機型采用了汽油直接噴射系統(tǒng)，同時提高了燃油效率和性能表現(xiàn)(表1)。

表1 Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機技術(shù)規(guī)格

圖3 Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機

3提高熱效率

圖4 Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機的制動比油耗曲線

混合動力車型發(fā)動機的運行區(qū)域與常規(guī)發(fā)動機大為不同。如圖4所示，Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機最佳燃效區(qū)為轉(zhuǎn)速1 500～4 000 r/min及扭矩70～120 N·m工況下，制動比油耗(BSFC)為240 g/(kW·h)，這也是混合動力發(fā)動機在美國聯(lián)邦測試規(guī)程(FTP)、美國06法規(guī)(US06)和城市道路模式下的常用工況。可見Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機最佳燃效區(qū)大幅優(yōu)于現(xiàn)代汽車公司的舊款1.6 L GDI發(fā)動機。

為了實現(xiàn)領(lǐng)先同級機型的燃油經(jīng)濟性，使用的關(guān)鍵技術(shù)如下：高壓縮比阿特金森循環(huán)、大滾流比的進氣道、超長行程、冷卻EGR、分離型冷卻系統(tǒng)，以及系統(tǒng)燃油壓力達到20 MPa的改進型噴油器。得益于上述諸項技術(shù)，該款發(fā)動機在車輛主要運行區(qū)域的熱效率高達40%(圖5)。

圖5 Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機的制動熱效率曲線

3.1 緊湊型燃燒室高

如果想要將熱損失降到最低，采用緊湊型燃燒室至關(guān)重要。為此需要提高行程缸徑比，同時減小氣門夾角。

Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機采用了1.35的超長行程，以及12°的氣門夾角。增大行程缸徑比意味著減小了面容比，從而降低了熱損失。降低熱損失后，發(fā)動機的燃油熱效率得以改善(圖6)。

圖6 在行程/缸徑比與面容比影響下的制動比油耗變化趨勢

圖6為行程缸徑比的增大與面容比減小之間的數(shù)據(jù)關(guān)系。在工況點2 000 r/min，制動平均有效壓力(BMEP)0.8 MPa處，發(fā)動機燃油耗因為面容比減小而得以改善。綜合考慮了燃油經(jīng)濟性的飽和度與活塞速度限值后，Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機的行程缸徑比最終確定為1.35。當行程缸徑比從1.17增大到1.35，面容比減小了13%，發(fā)動機測試評估后燃油耗亦降低了0.8%。

3.2 改進阿特金森循環(huán)高

為了減少進氣循環(huán)的泵氣損失，Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機采用了進氣門推遲關(guān)閉(LIVC)的阿特金森循環(huán)。圖7為Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機分別采用奧托循環(huán)與阿特金森循環(huán)時的燃油壓力差異對比。相比奧托循環(huán)，阿特金森循環(huán)的指示平均有效壓力(IMEP)較小，但泵氣損失亦較小，因此阿特金森循環(huán)具有更好的燃油效率。

由圖7可見，奧托循環(huán)下，壓縮比為10.5時，進氣門關(guān)閉(IVC)正時為下止點后(ABDC)67°的氣門轉(zhuǎn)角，進氣門開啟持續(xù)角為224°CA。阿特金森循環(huán)下的壓縮比為13.0，IVC正時為109°CA ABDC，進氣門開啟持續(xù)角為280°CA。

圖7 Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機P-V示意圖

通過改善IVC正時和氣門開啟持續(xù)角，可將泵氣損失降至最小。因為阿特金森循環(huán)進氣門遲閉特性，有效壓力會降低，因此有必要提高壓縮比以彌補損失。

圖8顯示了壓縮比與進氣門持續(xù)角之間關(guān)系的測試結(jié)果。圖中每一個燃油耗數(shù)值表示8個測試工況點的平均值，這些工況點代表了混合動力車型發(fā)動機的常用運行區(qū)域。

圖8 壓縮比和氣門正時的優(yōu)化

由圖8顯示，將氣門開啟持續(xù)角從240°CA提高至280°CA時，BSFC出現(xiàn)了相同的變化趨勢，而且這種趨勢與EGR的工作狀態(tài)無關(guān)。因此IVC正時推遲了40°CA。與此同時，壓縮比為13.0的曲線處顯示出BSFC的最佳值(最小值)。從有效壓縮比角度來看，Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機壓縮比為13.0時，等效于常規(guī)奧托循環(huán)發(fā)動機上11.5的壓縮比。壓縮比高于13.0以后，發(fā)動機出現(xiàn)爆燃惡化的趨勢，甚至還連帶影響B(tài)SFC惡化。因為全負荷性能這一限制因素，凸輪轉(zhuǎn)角持續(xù)期超過280°CA后便不再提高。

針對阿特金森循環(huán)進氣門開啟持續(xù)角較長這一特性，對凸輪做了改進，其型線如圖9所示。在相同的開啟與關(guān)閉速度下，改進后的進氣凸輪飽滿度相比常規(guī)凸輪提高了10%，較之前較低的型線飽和度，改進凸輪后其油耗降低了0.5%。

圖9 Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機進氣門型線

3.3 快速燃燒高

為了能獲得更高的熱效率，以快速燃燒方式抑制爆燃同樣不可或缺，尤其是發(fā)動機同時采用高EGR率和高壓縮比時，此時大量再循環(huán)的排氣會進入燃燒室，導致燃燒速率減慢。

高滾流比是實現(xiàn)快速燃燒的首選方法。圖10中具有銳角邊緣的長直進氣道，以及改進后的氣門座切邊均可有效提高滾流比。

圖10 Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機進氣道的改進

由圖11可見，最終進入燃燒室的進氣流得以改善。為了避免可能出現(xiàn)流道系數(shù)降低的情況，同時對進氣道設(shè)計作了改進。

圖11 進氣氣流流動改善程度的可視化結(jié)果

圖12顯示出滾流比與流動系數(shù)之間的折中關(guān)系。從競爭對手機型的散布圖來看，Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機經(jīng)過精心設(shè)計的進氣道在同級機型中的領(lǐng)先優(yōu)勢十分明顯。

圖12 滾流比與流動系數(shù)的測量值散布圖

改進活塞頂碗造型亦增強了燃燒室內(nèi)混流的性能。如圖13所示，Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機具有偏心圓截面的碗型結(jié)構(gòu)提高了滾流比與湍流動能。圖中實心線代表催化轉(zhuǎn)化器起燃模式下的工況；而虛線代表轉(zhuǎn)速2 000 r/min，全油門(WOT)工況。在2種工況下，具有偏心圓截面碗型設(shè)計的活塞，表現(xiàn)明顯優(yōu)于具有正圓截面碗型設(shè)計的活塞。

圖13 不同活塞碗型的流動模擬

圖14 不同燃燒室擠流(區(qū))形式下的流速

基于進氣道、燃燒室及活塞設(shè)計的改進，Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機的燃燒速率顯著加快。在10%～20%EGR率下，8個測試工況點的平均燃燒速率(已燃質(zhì)量比從10%～90%的持續(xù)期)達到了20°CA。

3.4 改進EGR系統(tǒng)高

對于汽油機而言，冷卻EGR在提高熱效率方面的作用相當可觀。首先，提高了進氣歧管壓力，可減少泵氣損失。其次，降低了燃燒室內(nèi)氣體溫度，可令點火正時提前。

包括Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機在內(nèi)的各類采用阿特金森循環(huán)的發(fā)動機均存在泵氣損失較大的缺陷，因而增大使用EGR率，將點火正時提前，以此改善燃油效率變得越發(fā)重要和普遍。圖15是Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機EGR系統(tǒng)的布置示意圖。EGR抽吸位置應當設(shè)于具有最大壓差之處。因此，從催化器前，寬域催化轉(zhuǎn)化器(WCC)上游抽吸回來的排氣將經(jīng)由EGR閥匯入緩沖箱，繼而變成平緩的EGR氣流進入各個氣缸。

圖15 Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機的EGR系統(tǒng)

為了避免造成各缸之間燃燒不平衡，匯入緩沖箱的EGR氣流必須均勻分配后流進各個氣缸。得益于EGR氣流進出分布的改進，在主要運行轉(zhuǎn)速且EGR高流速狀態(tài)下，發(fā)動機獲得了分配良好的EGR氣流(圖16)。

圖16 EGR氣流的分配

如圖17所示，8個測試工況點代表了車輛實際運行區(qū)域，其間的EGR流速偏差得以控制在較小的數(shù)值。

圖17 EGR流速偏差

圖18所示的EGR冷卻器使用了小翼冷卻管，實現(xiàn)了最高的冷卻效率，而且改進了設(shè)計以滿足EGR率的需要，最終實現(xiàn)了98%的冷卻效率。

圖18 EGR冷卻器上的小翼

借助對EGR氣流特性的線性化處理以適應氣門開啟，如圖19所示，以及使用具有快速響應特性的直流(DC)電機控制執(zhí)行器，EGR率得以精確控制。

圖19 EGR閥開啟時的流量特性

圖20所示的110 mJ高能點火線圈可增強常規(guī)工況，以及高EGR率工況下的燃燒穩(wěn)定性。

圖20 初級電流下的次級線圈能量特性

如圖21所示，使用110 mJ高能點火線圈后，8個測試工況點的BSFC平均改善程度達到0.3%。

圖21 110 mJ點火線圈對BSFC的改善程度

EGR率同時受到IMEP 變動系數(shù)(COV)劣化程度、碳氫(HC)，以及進氣歧管負壓值大小的限制。Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機具有快速燃燒速率，因而可以承受更高的EGR率。基于EGR系統(tǒng)的改進和快速燃燒速率設(shè)計，高EGR率可應用于圖22中車輛實際行駛范圍的大部分區(qū)域。

圖22 Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機EGR率

綜上，使用高能點火線圈與冷卻EGR系統(tǒng)后，車輛在自由行駛工況下主要運行區(qū)域的燃油耗可降低3.5%，如圖23所示。

圖23 EGR系統(tǒng)對燃油耗的改善程度

3.5 抑制爆燃高

改進發(fā)動機冷卻系統(tǒng)設(shè)計可有效改善爆燃情況。為了降低發(fā)動機的爆燃傾向，Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機采用了對流型冷卻液流道和分離型冷卻系統(tǒng)。如圖24所示，分離型冷卻系統(tǒng)使用1個附加節(jié)溫器/恒溫器。2個節(jié)溫器分別用于缸蓋與缸體，并在88℃與105℃時打開。

圖24 對流型與分離型冷卻系統(tǒng)

冷卻液流經(jīng)缸體內(nèi)的蓄水腔后進入缸蓋。流經(jīng)燃燒室的冷卻液相比排氣側(cè)水溫較低，且具有幾乎相同的流速與水溫。各缸間的溫度偏差越小，冷卻液對燃燒室與進氣道的冷卻效果就越好。圖25顯示了Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機缸蓋中冷卻液流場的計算流體力學模擬結(jié)果。

圖25 冷卻液流場的計算流體力學模擬結(jié)果

為了避免出現(xiàn)諸如爆燃或提前著火等不正常燃燒現(xiàn)象，必須在不對缸體作過度冷卻的前提下有效降低缸蓋的溫度。因而Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機采用了分離型冷卻系統(tǒng)，獨立控制流經(jīng)缸體和缸蓋的冷卻液溫度，如圖26所示。為了減少活塞的摩擦損失，缸體溫度被控制在較高的溫度(100℃與105℃)；而缸蓋中的冷卻液溫度則控制在相對較低的溫度，約為90℃。最終缸體的溫度將會提高7～18℃。

采用分離型冷卻系統(tǒng)與對流型后，爆燃得以有效抑制，8個測試工況點的著火正時可提前1～3°CA。

Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機具有高達13.0的壓縮比，旨在改善燃油效率，但效率的改善幅度受到爆燃情況的限制。增強排氣門的傳熱效果也是抑制爆燃的有效措施。

火焰和排氣的熱能會經(jīng)由排氣門底部表面和氣門桿頸部區(qū)域傳遞，再經(jīng)過與氣門座落座及氣門導管接觸而擴散出去。圖27為發(fā)生熱傳遞的通道圖。

圖26 分離型冷卻系統(tǒng)回路

圖27 排氣門的傳熱特性

因此必須增強排氣門，氣門座落座區(qū)，以及氣門導管的散熱率，以降低排氣門的溫度。圖28顯示，Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機采用中空填鈉的排氣門與銅合金氣門導管。

圖28 排氣門的傳熱特性的改善

圖29顯示了采用中空填鈉排氣門與銅合金氣門導桿后，根據(jù)熱分析的對比圖。可見排氣門桿頸部的溫度降至128℃，而面向燃燒室一側(cè)的表面溫度降至83℃。因而著火正時可提前1～2°CA，BSFC改善幅度為0.3%。

圖29 排氣門處排氣傳熱的改善效果

另一項能夠有效抑制爆燃的技術(shù)措施是對活塞進行噴油冷卻，同時采用活塞冷卻油道。如圖30所示，冷卻油道位于活塞拱頂?shù)牡撞俊娚涑龅陌l(fā)動機機油流經(jīng)目標油孔，進入活塞上的油道循環(huán)，進而冷卻活塞表面。機油在油道內(nèi)的流道情形可透過光學攝像機在活塞頂觀察到，如圖31所示。機油的循環(huán)流動已經(jīng)借由光學設(shè)備得到驗證。

圖30 活塞冷卻流道

圖31 機油流道內(nèi)流動情況的可視圖

如圖32顯示，經(jīng)油道冷卻后，活塞拱頂?shù)臒狳c溫度降幅達到了17℃。事實上，得益于活塞噴油冷卻即頂部油道設(shè)計，著火正時提前了2～3°CA，爆燃邊界線(BDL)內(nèi)區(qū)域的BSFC改善幅度為0.3%～0.5%。

圖32 活塞表面溫度分析

3.6 減少摩擦損失高

Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機采用了低速兩級式機油泵，盡量減少摩擦損失。此種機油泵組裝于正時鏈條蓋之上，并由曲軸按1∶1的驅(qū)動比直接驅(qū)動，其本身由柱塞作機械控制，并且配有耐久且平價的封裝方式。

圖33 兩級式機油泵特性

圖33是兩級機油泵的油壓曲線。根據(jù)形狀及機油回路的不同，柱塞控制著油泵在2種不同壓力下的的泄壓壓力。當發(fā)動機處于中低轉(zhuǎn)速時，啟用第一級機油通道，設(shè)定泄壓壓力值低于常規(guī)油泵，以降低機油的摩擦損失。當發(fā)動機處于高轉(zhuǎn)速時，啟用第二級機油通道，設(shè)定更高的機油壓力，并確保能夠泵送出超過常規(guī)油泵流量的足量機油。

使用兩級機油泵后，摩擦損失得以降低，中低轉(zhuǎn)速下(1 000～3 000 r/min)的BSFC改善幅度達到了0.2%～0.5%。

圖34 機油粘度與溫度關(guān)系對比

Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機還加注了全新開發(fā)的0W20發(fā)動機機油，以降低摩擦。新型機油的開發(fā)目標旨在降低低溫下的機油粘度，并確保高溫下的持久穩(wěn)定性(圖34)。

偏心曲軸結(jié)構(gòu)亦是改善燃油經(jīng)濟性的1項實用技術(shù)。如圖35所示，通過在氣缸中心軸線與曲軸中心軸線之間形成偏心距，可令作功行程期間活塞推力面與氣缸內(nèi)表面之間的摩擦力降至最低。

圖35 偏心曲軸

Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機的偏心距可根據(jù)圖36中的摩擦分析而確定。受長行程發(fā)動機結(jié)構(gòu)所限，該偏心距的最大值為5 mm。

圖36 采用偏心曲軸后摩擦損失的變化趨勢

與此同時，活塞環(huán)表面還采用了類金剛石碳(DLC)涂層，以降低活塞運動的摩擦。

如圖37所示，對曲軸滑動軸承及軸瓦作噴丸處理后，其主軸頸處的接觸摩擦力得以改善。

圖37 主軸頸處數(shù)值涂層處理

4全負荷范圍內(nèi)的發(fā)動機性能

壓縮比對燃油經(jīng)濟性影響顯著，而相比奧托循環(huán)，阿特金森循環(huán)發(fā)動機因其壓縮比偏低使得輸出功率較小。為克服這一不足，Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機通過富有成效的爆燃抑制技術(shù)，在其CVVT系統(tǒng)上集成了改進設(shè)計的進/排氣歧管，以及機油控制閥(OCV)，如圖38所示。

圖38 進氣側(cè)CVVT系統(tǒng)集成OCV

CVVT模組集成了OCV后，可令機油泵回路變短，因而較之常規(guī)CVVT模組響應更加迅速，并且可將最大相位角從50°CA擴展至70°CA。

圖39 與裝有進氣側(cè)CVVT系統(tǒng)時的運行轉(zhuǎn)速對比

如圖39顯示，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速1 000 r/min，機油溫度110℃的工況下，常規(guī)CVVT模組運行50°CA的時間內(nèi)，集成有OCV的CVVT模組可在相同時間內(nèi)運行達70°CA，即后者比前者的運行速度快30%。為了獲得更為迅速的響應與得到擴展的運行相位角，集成了OCV的CVVT模組在車輛低轉(zhuǎn)速全負荷運行區(qū)域及瞬態(tài)運行方面均有性能優(yōu)勢。

如圖40顯示，Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機可在C級轎車領(lǐng)域輸出的動力性能參數(shù)極具競爭力，功率為77.2 kW，扭矩為147 N·m。

圖40 Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機的動力性能

5排放特性開發(fā)

Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機的開發(fā)旨在滿足美國SULEV30法規(guī)。期間噴油器改進設(shè)計和電控管理標定系統(tǒng)影響十分顯著。

圖41顯示了噴油器在活塞與缸套上的壁面/著壁油膜數(shù)量的差異。2號三角噴油器的流速為320 g/min，形成的壁面油膜量最少，因而被選作本款發(fā)動機的噴油器。

圖41 催化器起燃時的壁面油膜模擬

如圖42所示，采用激光鉆孔技術(shù)加工的噴油器具有各自獨立的噴孔，因而可將燃燒室和活塞頂噴油“濕壁”現(xiàn)象的影響降至最小。而噴油“濕壁”現(xiàn)象將會稀釋機油并造成顆粒物排放增加。

圖42 噴油器的獨立噴孔

圖43顯示了Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機噴油器噴束/噴霧經(jīng)光學試驗設(shè)備驗證后的圖象。

圖43 燃油噴束經(jīng)由光學試驗設(shè)備的驗證結(jié)果

應用該方法時，噴油正時與燃油壓力均已經(jīng)改善。尤以催化器起燃(CH)模式下，如圖44所示可采用設(shè)計試驗法(DoE)確定出最佳運行參數(shù)。

圖44 采用設(shè)計試驗法時起燃模式下燃油3次噴射的試驗結(jié)果

為了滿足最苛刻的排放法規(guī)，需要精確控制高油壓，即多股/束噴射工況下的(燃油)流速，尤其在較低的流速區(qū)域和催化器起燃模式下。如圖45所示，當噴油器需要控制在較低流速時，為了確保能有足夠時間噴油，通過改進噴油器硬件可令流速降低26%，使噴射時間保持在0.3 ms。

圖45 低流速下噴油器性能的改善情況

通過計算與控制噴油器閥門關(guān)閉時候的燃油流速，借由EMS標定控制電磁式噴油器(COSI)功能亦是改善燃油流速偏差的有效方法。如圖46所示，COSI功能可顯著改善噴油流速之間的偏差。

圖46 控制電磁式噴油器功能標定的結(jié)果

6結(jié)論

(1)現(xiàn)代起亞汽車公司將于2016年在韓國及海外市場發(fā)表全新的Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機。

(2)Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機專為混合動力車型(HEV)及插電混合動力車型(PHEV)而開發(fā)。燃油經(jīng)濟性和動力性能同時增強，最大制動熱效率為40%，最大扭矩為147 N·m，最大功率為77.2 kW。

(3)Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機采用了多項領(lǐng)先于同級機型的技術(shù)，包括： 壓力高達20 MPa的噴油系統(tǒng)，冷卻EGR系統(tǒng)，分離型冷卻系統(tǒng)，高達13.5的超大行程缸徑比，以及快速燃燒室結(jié)構(gòu)。

(4)Kappa 1.6 L GDI發(fā)動機躋身當今世界最高燃油效率的發(fā)動機之一，并且滿足全美 SULEV30排放法規(guī)。