可變排量機(jī)油泵與發(fā)動(dòng)機(jī)的匹配方案優(yōu)化

姜維

摘要：為最大程度的挖掘可變排量機(jī)油泵的節(jié)能潛力，本文通過理論推導(dǎo)并結(jié)合臺(tái)架試驗(yàn)數(shù)據(jù)得出了曲軸軸頸隨轉(zhuǎn)速的需求曲線，并以此為依據(jù)，對二級變量泵的匹配策略進(jìn)行了調(diào)整，使之在中低轉(zhuǎn)速區(qū)間的節(jié)能效果得到進(jìn)一步提升。并且，通過對比發(fā)現(xiàn)在特定使用條件下二級變量泵有著超過多級可變機(jī)油泵的性價(jià)比。

Abstract： In order to maximize the energy-saving potential of variable displacement oil pump， this paper obtains the demand curve of crankshaft journal with rotation speed through theoretical derivation and combined with bench test data. Based on this curve， the matching strategy of the two-stage variable displacement pump is adjusted to further improve the energy-saving effect in the low and medium speed range. In addition， it is found that the two-stage variable displacement pump has more cost performance than the multi-stage variable displacement pump under the specific conditions of use.

關(guān)鍵詞：發(fā)動(dòng)機(jī);可變排量;機(jī)油泵;曲軸軸頸;匹配方案

Key words： engine;variable displacement;oil pump;crankshaft journal;matching scheme

0 ?引言

燃料在發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸內(nèi)燃燒后，其能量只有約1/3對外輸出做功[1]，其余部分則損耗在散熱、克服摩擦、泵氣、驅(qū)動(dòng)附件等方面，其中包括驅(qū)動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)油泵工作。為節(jié)省這部分的能量消耗，越來越多的發(fā)動(dòng)機(jī)使用了葉片式可變排量機(jī)油泵（簡稱變量泵）。

變量泵與發(fā)動(dòng)機(jī)的匹配原則是“按需供給、減少浪費(fèi)”。因此，變量泵應(yīng)根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)各零部件的用油需求以及發(fā)動(dòng)機(jī)常用的轉(zhuǎn)速區(qū)間、合理設(shè)置變排壓力，以便盡可能的挖掘泵的節(jié)能潛力。

1 ?二級變量泵的匹配方案

如圖1，以某直列四缸發(fā)動(dòng)機(jī)為例，其匹配了二級變量泵，在油溫120℃時(shí)，各主要零部件的用油需求如下：

①為液壓挺柱（HLA）的需求，最苛刻點(diǎn)在怠速工況，要求主油道壓力≥60kPa;

②為可變氣門正時(shí)（VVT）的需求，最苛刻點(diǎn)同樣在怠速工況，要求主油道壓力≥100kPa;

③為曲軸頸在額定轉(zhuǎn)速時(shí)的需求，根據(jù)臺(tái)架耐久試驗(yàn)的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)，對該機(jī)型300kPa是比較安全的;

④為曲軸軸頸在各轉(zhuǎn)速下的用油需求曲線。因軸頸工作比較復(fù)雜，長期以來該需求一直比較模糊。現(xiàn)以解決實(shí)際工程問題為目標(biāo)，對該曲線進(jìn)行了推導(dǎo)。

曲軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，潤滑油不斷從軸頸間隙處向外泄漏。同時(shí)，潤滑油道不斷將新的潤滑油補(bǔ)充至軸頸中。二者平衡時(shí)即形成了軸頸對潤滑油需求的總流量Q，如圖2。

總流量Q應(yīng)大于維持軸頸油膜所需要的流量Qt。Qt雙包含端泄流量Qc與軸向流量Qp兩部分[2]。Qc是承載油膜起始點(diǎn)和終止點(diǎn)的流量差引起的;Qp則是壓力供油時(shí)從供油處及周邊間隙直接流出的流量，這部分流量取決于供油壓力、流體黏度、供油結(jié)構(gòu)尺寸，而與軸承的旋轉(zhuǎn)無關(guān)。相關(guān)流量計(jì)算公式見參考文獻(xiàn)[2]和[3]，這里不再贅述。

總流量Q還應(yīng)大于軸頸散熱所需的流量V。曲軸工作時(shí)會(huì)消耗一部分功，這部分功耗幾乎全轉(zhuǎn)化為熱量并由機(jī)油帶走。流量V的計(jì)算公式如下：

式中：

PR—軸頸摩擦功，W;

Cp—機(jī)油比熱容，1.88kJ/kg·℃;

ρ—潤滑油密度，787.5kg/m3;

ΔT—機(jī)油流經(jīng)軸頸的溫升，取30℃[4]。

計(jì)算結(jié)果表明，當(dāng)供油壓力滿足連桿頸的用油需求時(shí)，流經(jīng)主軸頸的機(jī)油流量將遠(yuǎn)大于其需求。因此應(yīng)重點(diǎn)考查連桿頸的情況，結(jié)果如圖3。

圖中，4100r/min以下時(shí)連桿頸的需求主要來自維持油膜所需的流量Qt，而4100r/min以上則主要來自散熱所需要的流量V。綜合二者較大的部分即為該連桿頸對流量的需求。

另外，由潤滑系統(tǒng)一維計(jì)算可知，軸頸的供油壓力與軸頸的流量大致為線性關(guān)系。因此，圖1中曲線④的形狀應(yīng)與圖3中的曲線類似，即，與轉(zhuǎn)速呈加速上升的關(guān)系。

確定了曲線④的形狀之后，再來看下它在圖1中的位置。這部分主要參考了臺(tái)架試驗(yàn)的數(shù)據(jù)。

①曲線④的右端即為需求③，如前文所述為300kPa。

②曲線④的左端為怠速工況點(diǎn)，臺(tái)架試驗(yàn)表明70kPa已非常安全。

③實(shí)機(jī)測試中，圖1中C點(diǎn)的機(jī)油壓力為3500r/min時(shí)200kPa，試驗(yàn)表現(xiàn)良好。因此，曲線④中3500r/min的壓力，應(yīng)低于該水平，暫取170kPa。

將以上三點(diǎn)連成曲線，剛好符合前文所述的壓力隨轉(zhuǎn)速加速上升的趨勢。至此，大致得出了各轉(zhuǎn)速下曲軸頸的需求曲線。需注意，該方法引用了臺(tái)架實(shí)際安全運(yùn)行的數(shù)據(jù)，因此很可能仍有降低的空間。

基于上述需求，可設(shè)置二級變量泵的供給如圖1中的黑實(shí)線A-B-C-D-E。其中，B-C段為低壓模式，D-E段為高壓模式，C-D段為低壓模式至高壓模式的切換點(diǎn)，對應(yīng)轉(zhuǎn)速為3500r/min。該方案在滿足各需求的同時(shí)，中低轉(zhuǎn)速區(qū)間通過B-C段的低壓模式獲得了較大的節(jié)能收益。

2 ?匹配方案的優(yōu)化

圖1匹配方案中，對比供給與需求即可發(fā)現(xiàn)，B-C段仍存在較大的浪費(fèi)。以B點(diǎn)為例，機(jī)油泵的供給有200kPa，而需求只需要100kPa，其中還有巨大的挖掘潛力。

受二級變量泵結(jié)構(gòu)限制，B點(diǎn)與C點(diǎn)壓力接近相等。若要降低B點(diǎn)的壓力，必然會(huì)導(dǎo)致C點(diǎn)的供給不滿足曲線④的需求。不過，根據(jù)曲線④的走向可以發(fā)現(xiàn)，只要將C-D段的切換轉(zhuǎn)速提前即可解決這一矛盾。

如圖4，虛線A-B-C-D-E為原方案，黑實(shí)線A-B1-C1-D1-E為優(yōu)化方案。相比原方案，優(yōu)化方案在B1-C1-F-B區(qū)域有節(jié)能收益，在C-D-D1-F區(qū)域則導(dǎo)致了功耗損失。收益與損失的取舍需要參考具體的應(yīng)用場合。比如，通過匹配新型7DCT變速箱，發(fā)動(dòng)機(jī)在WLTC測試中的最高轉(zhuǎn)速可降至2600r/min以下，因此可將C-D段的切換轉(zhuǎn)速由3500r/min提前至C1-D1段的2750rpm。

雖然優(yōu)化方案的低壓模式B1-C1比原狀態(tài)B-C有50kPa的降低，但與②的需求100kPa相比，B1點(diǎn)的油壓仍然高了50kPa。若繼續(xù)降低B1-C1的壓力，會(huì)導(dǎo)致C1-D1段的切換轉(zhuǎn)速進(jìn)一步提前，綜合節(jié)能收益不升反降。因此，二級變量泵已無法解決這一矛盾，需要使用多級變量泵。

二級變量泵內(nèi)部需要使用兩個(gè)控制油腔，其中一個(gè)受開關(guān)電磁閥控制。與之相比，多級變量泵內(nèi)部只需一個(gè)控制油腔，但需要使用比例電磁閥，此外還要在潤滑油路中（通常是發(fā)動(dòng)機(jī)缸體主油道）設(shè)置機(jī)油壓力傳感器。其工作原理是：發(fā)動(dòng)機(jī)ECU根據(jù)預(yù)設(shè)的油壓MAP，通過電信號控制比例電磁閥的占空比，使泵內(nèi)部的控制油腔產(chǎn)生壓力變化，進(jìn)而調(diào)節(jié)機(jī)油泵轉(zhuǎn)排量和對外輸出油量。此外，ECU還要通過油壓傳感器反饋的實(shí)際壓力形成控制閉環(huán)。理論上該控制方式可實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)排量的連續(xù)可調(diào)，但實(shí)際受系統(tǒng)靈敏度的限制，以及簡化控制模型的需要，通常采用的是多級可調(diào)的方案。如圖5所示。

圖中，虛線A-B-C-D-E為原方案，從A至E經(jīng)過B2、C2、C3、C4、C5的折線為多級變量泵方案。與需求相比，該方案的起始變排點(diǎn)B2的壓力略作了預(yù)留，設(shè)置為120kPa。然后，壓力在2000r/min時(shí)跳升至150kPa，之后以50kPa一個(gè)跳升臺(tái)階直至5500r/min時(shí)達(dá)到300kPa。當(dāng)然，也可以縮小臺(tái)階高度以獲取更多的節(jié)能空間。與原方案相比，多級變量方案有兩部分收益區(qū)間，并且無浪費(fèi)區(qū)間。

從圖5可以看出，曲軸頸需求曲線中的C2、C3、C4部分直接影響了變量泵的匹配方案，在不能精確掌握其需求的條件下，只能通過設(shè)置較大的余量來保證發(fā)動(dòng)機(jī)安全運(yùn)行，從而削減了變量泵的節(jié)能收益。后續(xù)若無進(jìn)一步的理論計(jì)算或CAE分析等支撐，則需要設(shè)計(jì)專門針對C2、C3、C4部分的耐久循環(huán)工況，以逐步摸索軸頸的最低需求。

3 ?典型工況的功耗節(jié)省評估

下面對二級變量泵及其優(yōu)化方案、多級變量泵方案做2000r/min工況下的液壓功差異對比。2000r/min是評價(jià)整機(jī)性能的特征工況點(diǎn)之一，其結(jié)果能部分反映整車在NEDC或WLTC上的表現(xiàn)。

各方案的液壓功計(jì)算結(jié)果如表1。其中，方案一為二級變量泵將切換轉(zhuǎn)速提前至2750r/min的方案;方案二為多級變量泵的方案。注意式（2）使用的是泵后壓力，表1中該參數(shù)通過主油道壓力再加上泵后至主油道的壓損而得出。與原方案相比，方案一節(jié)省了0.251N·m，方案二節(jié)省了0.365N·m。

相比原方案，方案一的優(yōu)點(diǎn)是改動(dòng)較小，只需要對泵內(nèi)部的結(jié)構(gòu)做下調(diào)整、并簡單更改下ECU的切換轉(zhuǎn)速即可。而方案二則需要增加油壓傳感器、比例電磁閥，并且標(biāo)定的工作量倍增。收益方面，方案二只比方案一多節(jié)省了0.114 N·m，因此性價(jià)比可能不占優(yōu)勢。

此外，圖4、圖5中的機(jī)油泵供給曲線為理論情況。在實(shí)際工程應(yīng)用中，供給壓力還要受溫度、零件磨損等因素的影響，二級變量泵不得不再預(yù)留一部分安全余量。這部分余量將導(dǎo)致部分能量損失。多級變量泵則是閉環(huán)控制，對上述影響因素可通過實(shí)時(shí)調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)排量來補(bǔ)償，因此初始的安全余量可預(yù)留的少一些。這也是方案二的收益之一。

4 ?總結(jié)

①在以上各方案中，多級變量機(jī)油泵的絕對收益是最大的。但二級變量泵通過優(yōu)化匹配方案，節(jié)能潛力還有一定的挖掘空間，甚至在特定應(yīng)用場合中，其性價(jià)比可能優(yōu)于多級變量機(jī)油泵方案。

②曲軸頸在各轉(zhuǎn)速下的用油需求對變量泵的匹配方案影響很大。本文通過理論推導(dǎo)并結(jié)合臺(tái)架試驗(yàn)數(shù)據(jù)得出了一條需求曲線，但后續(xù)還需要通過專項(xiàng)耐久試驗(yàn)來做進(jìn)一步的優(yōu)化驗(yàn)證。

③精確掌握各零部件的用油需求是變量泵匹配工作的核心主題。這些需求不限圖1所述的內(nèi)容，如VVT的建壓時(shí)間需求、活塞冷卻噴嘴在不同溫度時(shí)的噴油需求等。這就需要將圖1多維化，對變量泵的匹配提出了更高的要求。

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