兩級可變排量機油泵在發(fā)動機上的應用研究

沈 勇，2 楊 輝，2 任健康 羅欣喆

(1.上海汽車集團股份有限公司技術(shù)中心,上海 201804； 2.上海市汽車動力總成重點實驗室,上海 201804)

0 前言

隨著國際油價的不斷攀升和排放法規(guī)的日益嚴格，到2020年中國要求車輛百公里燃油耗降至5 L，而歐盟要求百公里燃油耗降至4 L，因此降低燃油耗已經(jīng)成為整個汽車行業(yè)的重要發(fā)展目標。對于汽油機而言，降低燃油耗的措施主要包括燃燒優(yōu)化及改進、摩擦功降低和發(fā)動機熱管理技術(shù)。其中摩擦功主要來源于曲軸、活塞、連桿、凸輪軸、機油泵、氣門、正時鏈條和皮帶等，因此為了降低摩擦功，在保證機油壓力需求的前提下降低機油泵的輸出壓力是一項重要措施。

目前市場上主要的機油泵類型有：定排量機油泵、一級可變排量機油泵、兩級可變排量機油泵，以及連續(xù)可變排量機油泵等。不同類型機油泵機油壓力隨轉(zhuǎn)速變化如圖1所示，定排量機油泵供油壓力隨轉(zhuǎn)速變化幾乎呈線性增加[1]，在高速段機油壓力遠高于需求值，一級可變排量機油泵雖然在高速段進行油壓調(diào)節(jié)，但在低速段仍有部分浪費，而兩級可變排量機油泵很好地兼顧了高速段和低速段的油壓，連續(xù)可變機油泵雖然更具優(yōu)勢，但是目前很難得到發(fā)動機在不同轉(zhuǎn)速下的連續(xù)油壓需求曲線，因此未被普遍應用。

1 可變排量機油泵介紹

1.1 可變排量機油泵原理及特點

可變排量機油泵類型主要有3種，分別為可變排量轉(zhuǎn)子泵、可變排量外齒輪泵和可變排量葉片泵。下面以可變排量葉片泵為例進行詳細介紹。

1.1.1 可變排量葉片泵工作原理

可變排量葉片泵主要可分為滑動變量式葉片泵和擺動變量式葉片泵，兩種類型葉片泵的變量原理大致相同[2]。如圖2所示，通過外調(diào)節(jié)環(huán)的滑動或者擺動，改變其與轉(zhuǎn)子的偏心距，進而改變?nèi)~片泵的排量。

當反饋機油壓力達到變量設定值時，彈簧被壓縮，外調(diào)節(jié)環(huán)滑動或者擺動，使葉片的內(nèi)圈和外圈之間的偏心距減小，葉片與內(nèi)外圈之間形成的壓油腔在機油泵運轉(zhuǎn)過程中變化量也相應減小，這樣就使機油泵的泵油流量減小，當反饋機油壓力降低時，彈簧逐漸回位從而使調(diào)節(jié)環(huán)復位。

1.1.2 可變排量葉片泵的優(yōu)缺點

可變排量葉片泵有著諸多優(yōu)點，但也存在一些不足。其優(yōu)點在于結(jié)構(gòu)緊湊，適用范圍廣，相同尺寸的葉片式泵排量大，同時由于機油壓力和流量降低，減少了機油泵泵送次數(shù)，因此可以減少傳動噪聲，延長機油使用壽命，減少機油濾清器及冷卻器的成本。

由于對機油清潔度要求較高，與轉(zhuǎn)子泵和外齒輪泵相比零部件較多，制造精度要求高，葉片易磨損，同時相對于定排量機油泵，可變排量葉片泵成本大約要高出50%～75%，并伴有有一定的壓力脈動和響應遲滯情況。

1.2 可變排量機油泵國內(nèi)外現(xiàn)狀

最早關(guān)于機油泵的研究見于1922年George A Round的論文中,該文章從機油泵的定義到機油泵的功能要求等都作了闡述。機油泵的智能化對于改善發(fā)動機的潤滑有著非常重要的意義，從而可變排量機油泵使機油泵的智能化控制成為可能。

在國內(nèi)，神龍汽車有限公司是最早一批應用可變排量機油泵技術(shù)的汽車企業(yè)，其三大主力機型全部采用可變排量機油泵。2015年，通用和大眾中國工廠對可變排量機油泵的應用率超過60%。上汽、一汽、長安、奇瑞、長城等國內(nèi)自主品牌汽車在各自研發(fā)的主力發(fā)動機上基本上已全部開始采用可變排量機油泵。

2004年，BMW公司在直列6缸發(fā)動機中使用了一款擺動式可變排量葉片泵，使得機油泵的機械驅(qū)動功率與傳統(tǒng)的機油泵相比減小2 kW。2007年，通用公司在GENIV 的V8 發(fā)動機上也使用了一款可變排量葉片泵，這種可變排量葉片泵最高可節(jié)省50%的機油泵功耗，同時還能顯著降低油泵的工作噪聲。2009年，Audi公司在其V6 發(fā)動機上采用了一款兩級壓力調(diào)節(jié)可變排量葉片泵。2010年，Mercedes-Benz公司也在新一代V6 和V8發(fā)動機中采用了可變排量葉片泵，可以在不同的供油壓力下按照兩種不同的工作特性曲線工作。2011年，德國Pierburg公司推出了可實現(xiàn)電子連續(xù)調(diào)節(jié)的變量葉片泵。這種機油泵能夠在整個發(fā)動機轉(zhuǎn)速和負荷范圍內(nèi)提供連續(xù)可變的油壓，實現(xiàn)潤滑油量的自動匹配，提高3%的燃油經(jīng)濟性。

2 某款款發(fā)動機兩級可變排量機動泵的結(jié)構(gòu)和控制原理

一級可變排量機油泵的主要節(jié)能區(qū)域是在發(fā)動機中高轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，而在中低轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)則無節(jié)能效果。與一級可變排量泵相比，兩級變排量機油泵在中低轉(zhuǎn)速也可以節(jié)能。為了研究兩級可變排量機油泵相對于一級可變排量泵的節(jié)能效果，以上汽集團乘用車某款發(fā)動機的兩級可變排量機油泵為例進行研究。

上汽集團乘用車某款發(fā)動機上采用葉片式兩級可變排量機油泵，其結(jié)構(gòu)如圖2所示，主要由泵體、調(diào)節(jié)彈簧、反饋油道1和2、轉(zhuǎn)子、定子及葉片等組成。

某款發(fā)動機兩級可變排量機油泵控制原理如圖3和圖4所示。在低轉(zhuǎn)速時，發(fā)動機機油壓力隨轉(zhuǎn)速的升高逐步上升，反饋油道1和2 均處于通油狀態(tài)，反饋的油壓不足以推動滑塊移動，以最大排量工作。發(fā)動機壓力達到一定數(shù)值，可以推動滑塊，油泵排量減小，系統(tǒng)壓力基本上維持平穩(wěn)。當發(fā)動機轉(zhuǎn)速升高至3 500 r/min時，為了保證發(fā)動機的安全性，系統(tǒng)需要更多的機油，此時電磁閥將反饋油道2關(guān)閉，滑塊恢復到一定位置，排量增加，系統(tǒng)油壓升高，如圖4所示的C點到D點。發(fā)動機轉(zhuǎn)速繼續(xù)升高，系統(tǒng)油壓升高，當壓力足夠推動滑塊，油泵排量減小，系統(tǒng)壓力趨于平穩(wěn)。

圖3 可變排量機油控制原理示意圖

圖4 機油泵高低壓模式切換示意圖

從控制原理中可以得知，該變排量機油泵在轉(zhuǎn)速3 500 r/min以下采用的是低壓模式，轉(zhuǎn)速大于等于3 500 r/min時采用的是高壓模式。當然，為了防止頻繁切換，轉(zhuǎn)速上升和下降可以設置轉(zhuǎn)速切換間隔，即轉(zhuǎn)速上升至3 500 r/min時從低壓模式切換至高壓模式，而轉(zhuǎn)速下降至3 300 r/min時才從高壓模式切換至低壓模式，這些屬于機油泵控制策略，不再詳細展開。

3 某款發(fā)動機兩級可變排量機油泵試驗分析

如圖4所示，兩級可變排量機油泵相對于一級可變排量泵的主要節(jié)能效果集中在中低速區(qū)域(1 000～3 500 r/min)的典型工況，在中低速時通過進一步調(diào)節(jié)可變排量機油泵的排量達到適時控制潤滑能力，從而進一步減少發(fā)動機功率消耗來達到節(jié)能目的，節(jié)能區(qū)域為B點、C點和D點所包圍的面積。

為了更好地研究該兩級可變排量機油泵相對于一級可變排量機油泵的節(jié)能效果，利用兩級可變排量機油泵控制是否在中低速段進行高低壓切換來模擬一級可變排量機油泵和兩級可變排量機油泵，分別通過摩擦功試驗和整機燃油耗試驗得到節(jié)約的機油油耗情況。

試驗用測功機型號為INDY S22-2/0525-1 BS-1，轉(zhuǎn)速精度±1 r/min，扭矩精度小于0.5 N·m，試驗過程中通過機油溫控設備控制主油道機油溫度為90 ℃±0.5 ℃，冷卻液通過水溫控制設備控制出水溫度為90 ℃±2 ℃，試驗過程中控制機油液位為上刻線，機油型號為0W20。

3.1 摩擦功試驗

為了保證摩擦功試驗更好的開展及數(shù)據(jù)的精確性，準備工作包括：試驗前連接燃燒分析儀測量泵氣損失；去除節(jié)氣門體，保持全開狀態(tài)；堵塞曲軸箱部分負荷管路，將全負荷管路接通大氣；增壓器廢氣放氣閥使用機械方式保持全開；去除催化包及消聲器，使用直管代替；機油泵、水泵都處于正常工作。

發(fā)動機轉(zhuǎn)速從1 000 ～6 000 r/min，間隔每500 r/min布置1個測量點，分別控制機油泵在低壓模式和高壓模式條件下，進行倒拖測量缸體主油道機油壓力、倒拖扭矩(Md)和泵氣損失(PMEP)等，試驗數(shù)據(jù)如圖5和圖6所示。

從圖5可知，在轉(zhuǎn)速1 000～3 500 r/min時，缸體主油道壓力兩級可變排量機油泵遠低于一級可變排量機油泵。當轉(zhuǎn)速高于3 500 r/min時，為了保證發(fā)動機的安全性，兩級可變排量機油泵強制采用高壓模式，油壓與一級可變排量機油泵相等。相對于一級可變排量機油泵，該發(fā)動機的兩級可變排量機油泵的有效收益在1 000～3 500 r/min的轉(zhuǎn)速區(qū)間，收益為圖5中B點、C點和D點包圍的面積。因此，在轉(zhuǎn)速1 000～3 500 r/min范圍內(nèi)分析兩級可變排量機油泵相對一級可變排量機油泵的收益情況。

圖5 缸體主油道壓力隨轉(zhuǎn)速變化曲線

圖6 整機倒拖扭矩隨轉(zhuǎn)速變化曲線

發(fā)動機整機倒拖平均有效壓力(MMEP)計算公式如下

(1)

式中，MMEP為刷拖平均有效壓力(MPa)，Md為倒拖扭矩(N·m)，Vd為發(fā)動機排量(L)，nc為發(fā)動機每個循環(huán)的旋轉(zhuǎn)圈數(shù)，對于四行程的發(fā)動機，nc=2。

倒拖摩擦功(FMEP)計算公式如下

FMEP=MMEP-PMEP

(2)

因此，轉(zhuǎn)速在1 000～3 500 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)兩級可變排量機油泵相比一級可變排量機油泵的摩擦有效壓力差值如下：

ΔFMEP=FMEP2-FMEP1

(3)

式中，ΔFMEP為各轉(zhuǎn)速下節(jié)約的摩擦功，F(xiàn)MEP2為兩級可變排量機油泵的倒拖摩擦功，F(xiàn)MEP，為定排量機油泵的倒拖摩擦功。

進而得到各轉(zhuǎn)速下節(jié)約的摩擦功(ΔFMEP)和節(jié)約摩擦功的占比(RFMEP)以及轉(zhuǎn)速在1 000～3 500 r/min范圍各參數(shù)的平均值，具體數(shù)據(jù)詳見表1。

表1 摩擦功的相關(guān)參數(shù)

從表1中得知，轉(zhuǎn)速在1 000～3 500 r/min時兩級可變排量機油泵相對于一級可變排量機油泵節(jié)約的平均摩擦功是0. 003 9 MPa。根據(jù)大數(shù)據(jù)統(tǒng)計研究，內(nèi)燃機摩擦功每減少10%，大約能節(jié)約1.5%的燃油。因此，兩級可變排量機油泵相對于一級可變排量機油泵摩擦功減少8.4%，大約能節(jié)約1.26%的燃油。

3.2 整機油耗試驗

圖7 試驗特征工況點分布

為了更加直觀地得到兩級可變排量機油泵相對于一級可變排量機油泵的燃油節(jié)約率，在發(fā)動機臺架上模擬新歐洲形式循環(huán)(NEDC)工況。在NEDC工況區(qū)域選取16個特征工況點，詳見圖7所示。通過機油壓力的高低壓控制，直接測量燃油消耗率。

在上述工況中兩級可變排量機油泵和一級可變排量機油泵的有效燃油消耗率(BSFC)如圖8所示。通過取平均值得到在NEDC工況中兩級可變排量機油泵的平均有效燃油消耗率比一級可變排量機油泵下降1.38%，如圖9所示。

圖8 兩種可變排量機油泵的有效燃油消耗率

圖9 兩種可變排量機油泵的平均有效燃油消耗率對比

4 結(jié)論

兩級變排量機油泵相對于一級變量機油泵更加節(jié)能，用摩擦功試驗和整機油耗試驗兩種試驗方法得到油耗節(jié)約分別為1.26%和1.38%。

為了繼續(xù)提高發(fā)動機收益，一方面需要加大對發(fā)動機機油壓力需求的研究，另一方面需要將發(fā)動機從兩級壓力控制模式向MAP圖譜控制模式轉(zhuǎn)變，即連續(xù)可變排量機油泵，從而進一步提高發(fā)動機的效率。