車用發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)油泵變排量控制方法的試驗(yàn)

劉忠民，步晨嘉，陸文舒，程梁柱，陳慶華

(1. 杭州電子科技大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，浙江 杭州 310018；2. 東風(fēng)汽車集團(tuán)有限公司，湖北 武漢 430056；3. 浙江三田濾清器有限公司，浙江 麗水 323700)

低摩擦技術(shù)是實(shí)現(xiàn)節(jié)能汽車發(fā)展的基礎(chǔ)技術(shù)之一，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化以降低其驅(qū)動(dòng)功率是車用低摩擦技術(shù)的重要組成部分，如采用變排量機(jī)油泵[1]、低黏度潤(rùn)滑油和潤(rùn)滑系統(tǒng)熱管理技術(shù)[2]等.

機(jī)油泵是發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)的心臟，可實(shí)現(xiàn)各摩擦部件的潤(rùn)滑、冷卻、清潔和密封，在發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性能、燃料消耗和可靠性等方面都有重要影響.設(shè)計(jì)者需要根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的潤(rùn)滑需求來確定機(jī)油泵與發(fā)動(dòng)機(jī)的最優(yōu)匹配方案，國(guó)內(nèi)外學(xué)者均對(duì)此進(jìn)行了研究.Jensen等[3]開展了新歐洲駕駛循環(huán)(NEDC)工況下機(jī)油泵能耗試驗(yàn)，與傳統(tǒng)定排量控制方法相比，變排量控制方法能夠降低整車油耗2%～3%.王琦瑋等[4]基于發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)潤(rùn)滑油的實(shí)際需求，對(duì)可變排量葉片泵的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，結(jié)果表明：優(yōu)化后的可變排量葉片泵能夠有效降低驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩的消耗.霍鵬光等[5]對(duì)轉(zhuǎn)子式機(jī)油泵的齒廓進(jìn)行了優(yōu)化修形，結(jié)果表明：對(duì)齒廓修形不僅能提高轉(zhuǎn)子式機(jī)油泵的流量性能，還可以降低磨損.Rundo 等[6]采用了電磁閥式可變排量機(jī)油泵，根據(jù)機(jī)油壓力控制機(jī)油泵排量，可節(jié)省約4%的燃油消耗.

為了滿足日益嚴(yán)格的乘用車循環(huán)工況油耗限制要求，國(guó)內(nèi)外多數(shù)整車企業(yè)已經(jīng)為車用發(fā)動(dòng)機(jī)匹配了可變排量機(jī)油泵，從而降低機(jī)油泵在發(fā)動(dòng)機(jī)中、高轉(zhuǎn)速區(qū)域的驅(qū)動(dòng)功率.此外，劉云峰等[7]研究發(fā)現(xiàn)，與傳統(tǒng)變速箱相比，基于電動(dòng)油泵方案開發(fā)的混合動(dòng)力變速箱效率有明顯的提高.但目前針對(duì)車用發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)與機(jī)油泵匹配性能的研究大都基于穩(wěn)態(tài)工況[8]，而對(duì)瞬態(tài)工況下發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)態(tài)潤(rùn)滑性能與機(jī)油泵瞬態(tài)驅(qū)動(dòng)能量消耗的研究較少，變排量機(jī)油泵和車用發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)態(tài)匹配設(shè)計(jì)方法與試驗(yàn)評(píng)價(jià)則鮮見報(bào)道.

基于此，筆者以乘用車汽油機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)為研究對(duì)象，根據(jù)硬件在環(huán)(HIL)方法設(shè)計(jì)乘用車發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能試驗(yàn)，測(cè)量機(jī)油泵的動(dòng)態(tài)轉(zhuǎn)速、驅(qū)動(dòng)力矩、潤(rùn)滑油壓力和流量等參數(shù)，分析乘用車加減速過程中發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)的響應(yīng)特性，對(duì)比定排量、一階和二階變排量3 種控制方法的驅(qū)動(dòng)能量消耗和潤(rùn)滑油安全裕量.

1 研究方法

1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑要求

筆者以一款A(yù) 級(jí)乘用車1.4 L 汽油機(jī)內(nèi)轉(zhuǎn)子式機(jī)油泵為研究對(duì)象，其性能參數(shù)見表1.

表1 機(jī)油泵性能參數(shù)Tab.1 Performance parameters of oil pump

不同轉(zhuǎn)速條件下的乘用車發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)[9-10]對(duì)主油道潤(rùn)滑油壓力提出了不同要求.滑動(dòng)軸承圓周方向與軸向潤(rùn)滑油流量經(jīng)驗(yàn)公式[11]見式(1)，計(jì)算得到的發(fā)動(dòng)機(jī)主油道潤(rùn)滑油流量要求如圖1 所示.

圖1 潤(rùn)滑油流量設(shè)計(jì)要求與機(jī)油泵變排量壓力控制方法Fig.1 Design requirements of engine lubricating oil flow and variable displacement control of oil pump

式中：Qc為滑動(dòng)軸承周向潤(rùn)滑油流量；Qp為滑動(dòng)軸承軸向潤(rùn)滑油流量；δ為軸與軸承間隙；ω為軸旋轉(zhuǎn)角速度；ε 為軸承偏心率；pz為潤(rùn)滑油壓力；bz為軸承寬度；dz為軸承直徑；bc為軸承油槽寬度；η為潤(rùn)滑油運(yùn)動(dòng)黏度.

式(1)根據(jù)液力潤(rùn)滑連續(xù)性條件，計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)軸承周向潤(rùn)滑油流量需求，結(jié)合軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行修正，并根據(jù)潤(rùn)滑油運(yùn)動(dòng)黏度與壓力計(jì)算軸向流量，未考慮低溫、高黏度和高空化率等極限條件下潤(rùn)滑油流量需求，因而該方法適用于滑動(dòng)軸承在正常液力潤(rùn)滑條件下的潤(rùn)滑油流量計(jì)算.

潤(rùn)滑系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)[12]通常有4 個(gè)步驟.

步驟1 確定典型工況潤(rùn)滑油壓力需求.怠速工況下，根據(jù)主軸承液力潤(rùn)滑連續(xù)性條件確定潤(rùn)滑油壓力；根據(jù)活塞噴射冷卻設(shè)計(jì)要求，確定活塞噴射冷卻壓力.圖1 中潤(rùn)滑油壓力需滿足怠速工況(a 點(diǎn))為70 kPa、活塞噴射冷卻開始(b 點(diǎn))時(shí)為200 kPa、標(biāo)定轉(zhuǎn)矩(c 點(diǎn))時(shí)為 250 kPa、最高轉(zhuǎn)速(d 點(diǎn))時(shí)為320 kPa 和泄壓閥開啟(e 點(diǎn))時(shí)為360 kPa 的要求.

步驟2 確定潤(rùn)滑油流量.根據(jù)式(1)和潤(rùn)滑油壓力需求，計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)最低潤(rùn)滑油流量(圖1).考慮到乘用車實(shí)際行駛條件下頻繁加減速，而潤(rùn)滑油流量響應(yīng)速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)滯后于機(jī)械系統(tǒng)，因而怠速工況下潤(rùn)滑油流量應(yīng)滿足常用加速過程潤(rùn)滑油流量需求(怠速工況下，機(jī)油泵潤(rùn)滑油流量應(yīng)滿足轉(zhuǎn)速為1 000～3 000 r/min 時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑油流量)，確定怠速工況潤(rùn)滑油理論流量和泵排量.

步驟3 傳統(tǒng)機(jī)油泵采用定排量匹配控制方法，理論流量隨轉(zhuǎn)速呈線性增大(圖1 中a—b—e).由于怠速工況下理論流量遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于實(shí)際需求，因而隨著轉(zhuǎn)速升高，供油壓力超過潤(rùn)滑系統(tǒng)設(shè)計(jì)上限，采用泄壓閥保持潤(rùn)滑油壓力穩(wěn)定.

步驟4 機(jī)械式變排量機(jī)油泵匹配控制方法.活塞噴射冷卻噴嘴開啟會(huì)引起發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑油流量階躍式上升，影響潤(rùn)滑油安全裕量.在滿足活塞噴射冷卻壓力后，一階變排量控制方法通過減小泵殼與轉(zhuǎn)子偏心量，降低機(jī)油泵理論流量，使泄壓閥在發(fā)動(dòng)機(jī)高轉(zhuǎn)速條件下不需長(zhǎng)時(shí)間開啟(圖1 中a—b—c—f)；在滿足發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩工況潤(rùn)滑油流量需求后，二階變排量匹配控制方法可進(jìn)一步控制機(jī)油泵理論流量，適當(dāng)降低潤(rùn)滑油流量安全裕量(圖1 中a—b—c—d).因而在穩(wěn)定工況下，機(jī)油泵采用變排量控制方法下可節(jié)省的驅(qū)動(dòng)功率為圖1 中陰影部分(b—c—d—f—e).

1.2 試驗(yàn)裝置及試驗(yàn)工況

筆者建立了發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)油泵性能試驗(yàn)臺(tái)，通過控制潤(rùn)滑油溫度、入口液面高度、機(jī)油泵轉(zhuǎn)速和電磁比例閥開度等參數(shù)，測(cè)量機(jī)油泵瞬態(tài)工況下轉(zhuǎn)速、驅(qū)動(dòng)力矩、潤(rùn)滑油流量、壓力和密度，分析機(jī)油泵機(jī)械功率、液壓功率、容積效率和總效率等性能指標(biāo).試驗(yàn)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖2 所示，主要設(shè)備參數(shù)見表2.

表2 試驗(yàn)設(shè)備參數(shù)Tab.2 Parameters of test equipment

圖2 機(jī)油泵與發(fā)動(dòng)機(jī)匹配試驗(yàn)系統(tǒng)Fig.2 Oil pump and engine matching state test system

在機(jī)油泵性能試驗(yàn)系統(tǒng)中，通過計(jì)算機(jī)給定輸入可以調(diào)控變頻器的輸出頻率，從而實(shí)現(xiàn)控制電機(jī)的轉(zhuǎn)速變化，模擬機(jī)油泵瞬態(tài)工況的工作狀態(tài).循環(huán)工況試驗(yàn)過程中，計(jì)算機(jī)每次數(shù)據(jù)采樣與控制輸出時(shí)間間隔為50 ms(20 Hz)，高于整車循環(huán)工況(采樣頻率為1～2 Hz)，能夠準(zhǔn)確反映發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑需求與機(jī)油泵供應(yīng)動(dòng)態(tài)匹配狀態(tài).

油泵驅(qū)動(dòng)力矩Tq和轉(zhuǎn)速n 可由瞬態(tài)轉(zhuǎn)矩儀測(cè)量.機(jī)油泵泵油出口設(shè)有壓力傳感器和質(zhì)量流量傳感器，可以測(cè)量潤(rùn)滑油壓力p、體積流量Q 和密度ρ等參數(shù).試驗(yàn)采用的潤(rùn)滑油管路長(zhǎng)度、直徑與實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)一致，模擬潤(rùn)滑油由機(jī)油泵到主油道的流動(dòng)損失.潤(rùn)滑油管路末端安裝電、液比例閥，其開度由計(jì)算機(jī)控制.圖3 為電、液比例閥的流量特性，試驗(yàn)中可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)瞬態(tài)潤(rùn)滑油流量與壓力需求確定對(duì)應(yīng)的比例閥開度，模擬實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)與機(jī)油泵動(dòng)態(tài)匹配狀態(tài).此外，油箱中設(shè)有電加熱器和溫度傳感器，以控制和監(jiān)測(cè)潤(rùn)滑油溫度.

圖3 電、液比例閥的流量特性Fig.3 Flow performance of the electric proportional valve

圖4 為發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)瞬態(tài)響應(yīng)特性試驗(yàn).發(fā)動(dòng)機(jī)在NEDC工況下的瞬態(tài)工作過程包含多次加減速工況(圖4a).一般認(rèn)為，瞬態(tài)加減速工況是車用發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)工作條件最惡劣狀態(tài).因而設(shè)計(jì)了8 組不同角加速度的瞬態(tài)加減速試驗(yàn)循環(huán)(圖4b).加減速試驗(yàn)循環(huán)的加速起始點(diǎn)為發(fā)動(dòng)機(jī)怠速(800 r/min)，在恒定發(fā)動(dòng)機(jī)角加速度條件下持續(xù)加速減速5 s，怠速穩(wěn)定工作10 s，總時(shí)間為20 s.角加速度為5～40 rad/s2，覆蓋了乘用車汽油機(jī)常用加減速過程，可用來評(píng)價(jià)車用汽油機(jī)與機(jī)油泵瞬態(tài)匹配工作狀態(tài).

圖4 發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)加減速工況瞬態(tài)響應(yīng)特性試驗(yàn)Fig.4 Transient response of engine lubrication system in acceleration and deceleration cycles

2 數(shù)據(jù)分析

2.1 泄壓能量損失

當(dāng)機(jī)油泵出口潤(rùn)滑油壓力超過泄壓閥設(shè)定壓力時(shí)，泄壓閥開啟降低潤(rùn)滑油流量，保持潤(rùn)滑油壓力穩(wěn)定，這就造成了機(jī)油泵驅(qū)動(dòng)能量的損失.在穩(wěn)定工況條件下，發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)與機(jī)油泵匹配設(shè)計(jì)能夠有效地減少泄壓閥開啟造成的液壓功率損失.但在瞬態(tài)加速條件下，由于潤(rùn)滑油流量響應(yīng)滯后于泵轉(zhuǎn)速和壓力，泄壓閥經(jīng)常短時(shí)間開啟，是造成瞬態(tài)工況條件下機(jī)油泵驅(qū)動(dòng)能量消耗增加和效率降低的重要原因.

在瞬態(tài)工況下，泄壓閥開啟引起潤(rùn)滑油壓力升高率迅速下降，是評(píng)價(jià)泄壓導(dǎo)致的液壓功率損失的重要依據(jù).圖5 為不同控制方式下潤(rùn)滑油壓力升高率隨轉(zhuǎn)速變化.在起始轉(zhuǎn)速為800 r/min、角加速度為40 rad/s2且潤(rùn)滑油溫度為100 ℃下，筆者分別采用定排量、一階變排量和二階變排量的方法控制機(jī)油泵理論流量，測(cè)量轉(zhuǎn)速、潤(rùn)滑油壓力和流量.由于機(jī)油泵對(duì)潤(rùn)滑油壓縮做功與潤(rùn)滑油比熱相比為微小量，可以視為等溫壓縮過程，因而由潤(rùn)滑油壓力直接數(shù)值微分得到潤(rùn)滑油壓力升高率.

理想狀態(tài)下，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)以固定的角加速度加速時(shí)，潤(rùn)滑油壓力會(huì)隨機(jī)油泵理論流量升高呈線性增長(zhǎng)，而潤(rùn)滑油壓力升高率維持在穩(wěn)定狀態(tài).但定排量控制方式下的壓力升高率在發(fā)動(dòng)機(jī)加速和減速過程中均有突然驟降的變化，這是由泄壓閥在泵加速過程中開啟和減速過程中關(guān)閉所致，而圖5 中紅色陰影部分面積則為泄壓功率損失.

圖5 潤(rùn)滑油壓力升高率隨轉(zhuǎn)速變化Fig.5 Evolution of pressure rise rate of lubricating oil with speed

在一階和二階變排量控制方法下，當(dāng)潤(rùn)滑油壓力超過設(shè)定工況點(diǎn)后，機(jī)油泵理論流量不隨轉(zhuǎn)速線性增加，潤(rùn)滑油壓力升高率隨之減小，泄壓閥開啟所導(dǎo)致的液壓功率損失也相應(yīng)降低.因而變排量控制方法可以縮短泄壓閥開啟時(shí)間，降低泄壓功率損失，對(duì)降低瞬態(tài)工況下機(jī)油泵驅(qū)動(dòng)功率具有明顯效果.

2.2 瞬態(tài)加減速工況效率分析

根據(jù)試驗(yàn)工況下的潤(rùn)滑油壓力變化率、機(jī)油泵理論流量和實(shí)際流量可計(jì)算泄壓閥開啟過程中損失的液壓功率，有

式中：dp/dt 為潤(rùn)滑油壓力升高率；Qth為機(jī)油泵理論供油量；Q 為機(jī)油泵實(shí)際供油量；Pv為泄壓閥開啟浪費(fèi)的瞬時(shí)液壓功率；Ev為泄壓釋放的液壓能量；i 為時(shí)間步；Δt 為試驗(yàn)數(shù)據(jù)采樣時(shí)間間隔.

式(2)為關(guān)于潤(rùn)滑油壓力p 的常微分方程，采用復(fù)化梯形公式積分方法[13]求解，其截?cái)嗾`差為

式中：1ε為數(shù)值積分截?cái)嗾`差；t0、t1為積分起始與結(jié)束時(shí)間；fs為試驗(yàn)數(shù)據(jù)采樣頻率.

數(shù)值求解中，初始值pv0根據(jù)試驗(yàn)測(cè)得潤(rùn)滑油壓力升高率峰值確定，采樣頻率為20 Hz，數(shù)值積分時(shí)間范圍小于10 s，則復(fù)化梯形數(shù)值積分最大相對(duì)誤差為0.2%，因而潤(rùn)滑油壓力與流量傳感器的測(cè)量誤差是潤(rùn)滑油泵液壓功率數(shù)值積分計(jì)算的主要影響因素.

圖6 為試驗(yàn)測(cè)量機(jī)油泵在瞬態(tài)加減速工況下的驅(qū)動(dòng)功、潤(rùn)滑輸出功和泄壓損失功.相比于傳統(tǒng)定排量控制方法，機(jī)油泵采用一階變排量或二階變排量控制方法可有效減少甚至避免泄壓閥在加減速過程中的開啟，從而有效降低驅(qū)動(dòng)能量消耗.同時(shí)，機(jī)油泵潤(rùn)滑輸出功并未顯著減少，從而使機(jī)油泵總效率得到提高.

圖6 瞬態(tài)加減速過程累計(jì)能量分析Fig.6 Cumulative energy analysis in acceleration and deceleration cycles

圖7 為瞬態(tài)加減速過程中變排量控制策略、潤(rùn)滑油溫度及角加速度條件對(duì)機(jī)油泵總效率的影響.表3為加減速試驗(yàn)工況能耗對(duì)比.在傳統(tǒng)定排量機(jī)油泵中(圖7a)，隨著潤(rùn)滑油溫度的升高，潤(rùn)滑油黏度快速降低，加劇了機(jī)油泵工作時(shí)的泄露，因而機(jī)油泵總效率有所降低.隨著瞬態(tài)工況角加速度增大，泄壓損失逐漸增大，成為影響總效率的主要因素，總效率隨角加速度升高而迅速下降.

表3 加減速試驗(yàn)工況能耗對(duì)比Tab.3 Comparison of accumulitive energy consumption in acceleration and deceleration cycles

圖7 機(jī)油泵總效率隨潤(rùn)滑油溫度和角加速度變化Fig.7 Evolution of oil pump overall efficiency with lubricating oil temperature and angular acceleration

在變排量機(jī)油泵中(圖7b、圖7c)，泵內(nèi)部間隙并未改變，因而在低角加速度條件下，間隙泄露損失仍是影響總效率的主要因素.在高角加速度條件下，變排量控制方法顯著降低了泄壓損失，總效率得到提高.在二階變排量控制方法中，泄壓損失接近0，可知相同溫度條件下，不同加減速過程的機(jī)油泵總效率保持基本穩(wěn)定.

2.3 潤(rùn)滑油安全裕量

通過變排量壓力控制策略可使機(jī)油泵達(dá)到節(jié)能的目的，但還需評(píng)價(jià)瞬態(tài)加減速過程中發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)潤(rùn)滑的可靠性.因而筆者將加減速試驗(yàn)測(cè)得的潤(rùn)滑油壓力、流量與發(fā)動(dòng)機(jī)主油道壓力和流量的設(shè)計(jì)要求的比值作為潤(rùn)滑油安全裕量.

圖8 示出潤(rùn)滑油溫度為100 ℃、角加速度為40 rad/s2條件下潤(rùn)滑油壓力和流量的安全裕量變化.整體上，潤(rùn)滑油壓力和流量的安全裕量均大于1.0，瞬態(tài)工況下的發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑安全得到保證.

圖8 加減速過程中潤(rùn)滑油安全裕量變化Fig.8 Evolution of lubricating oil safety margin during acceleration and deceleration cycle

在發(fā)動(dòng)機(jī)加速過程中，發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑油壓力與流量需求隨轉(zhuǎn)速階躍升高，機(jī)油泵輸出壓力隨轉(zhuǎn)速線性升高，而輸出流量增加速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)滯后于轉(zhuǎn)速和壓力.因而潤(rùn)滑油壓力安全裕量逐漸升高，但潤(rùn)滑油流量安全裕量隨轉(zhuǎn)速升高迅速下降，甚至呈階梯陡降.

當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)加速至轉(zhuǎn)速峰值時(shí)，潤(rùn)滑油流量與壓力需求達(dá)到峰值，而機(jī)油泵輸出流量響應(yīng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)滯后，形成了潤(rùn)滑油流量安全裕量波谷值.因而在機(jī)油泵與發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)中，怠速工況下機(jī)油泵提供的潤(rùn)滑油流量需滿足發(fā)動(dòng)機(jī)常用加速工況下轉(zhuǎn)速峰值潤(rùn)滑油流量要求.

變排量控制方法通過減小泵理論流量，降低輸出潤(rùn)滑油壓力峰值，減少泄壓閥開啟造成的液壓功率損失，從而提高瞬態(tài)工況下機(jī)油泵的總效率，使得最高轉(zhuǎn)速工況潤(rùn)滑油壓力安全裕量略有下降.

在減速過程中，機(jī)油泵采用變排量控制方法，潤(rùn)滑油壓力峰值較低，隨著轉(zhuǎn)速下降，泵理論流量快速降低，潤(rùn)滑油壓力安全裕量急劇下降，形成潤(rùn)滑油壓力安全裕量波谷.而定排量機(jī)油泵潤(rùn)滑油壓力峰值較高，潤(rùn)滑油壓力安全裕量波谷現(xiàn)象不明顯.可知，變排量潤(rùn)滑油泵在高轉(zhuǎn)速工況下的潤(rùn)滑油壓力過低，可能造成減速過程中潤(rùn)滑油壓力安全裕量不足.

在瞬態(tài)加減速過程結(jié)束后，潤(rùn)滑油流量安全裕量在12 s 達(dá)到峰值，說明機(jī)油泵流量響應(yīng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)滯后于轉(zhuǎn)速與壓力.流量峰值滯后造成發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑油流量過剩，同樣也會(huì)引起機(jī)油泵驅(qū)動(dòng)能量損耗，但是現(xiàn)有的變排量控制方法不能減少流量滯后造成的功率損失.

圖9 為采用二階變排量控制方法時(shí)角加速度和潤(rùn)滑油溫度變化對(duì)潤(rùn)滑油安全裕量最小值的影響.

圖9 二階變排量控制方法的發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑油安全裕量最低值Fig.9 Lubricating oil safety margin of engine by 2-stage variable displacement control

潤(rùn)滑油壓力安全裕量受油溫的影響較大.在低溫時(shí)，壓力安全裕量較大，這是因?yàn)榈蜏叵聺?rùn)滑油黏度變大，機(jī)油泵整體供油壓力增大.隨著潤(rùn)滑油溫度升高和角加速度增大，潤(rùn)滑油壓力安全裕量逐漸降低，在潤(rùn)滑油溫度為100 ℃、角加速度為40 rad/s2條件下，潤(rùn)滑油壓力安全裕量最小值接近1.0.

與潤(rùn)滑油壓力不同，潤(rùn)滑油流量安全裕量受角加速度的影響更大.在角加速度大于25 rad/s2時(shí)，潤(rùn)滑油流量安全裕量迅速降低.在角加速度為40 rad/s2工況下，潤(rùn)滑油流量安全裕量最小值始終接近1.0.因而車用發(fā)動(dòng)機(jī)采用變排量機(jī)油泵時(shí)，應(yīng)適當(dāng)提高怠速工況的潤(rùn)滑油流量和壓力，保證加減速過程中瞬態(tài)潤(rùn)滑油安全裕量.

3 結(jié) 論

(1) 變排量控制方法可降低機(jī)油泵在高潤(rùn)滑油壓力(大于250 kPa)條件下的理論流量，可以有效減少車用發(fā)動(dòng)機(jī)在常用加速工況下的泄壓損失，從而提高機(jī)油泵在瞬態(tài)工況下的總效率.

(2) 受潤(rùn)滑油流量滯后影響，怠速工況機(jī)油泵供油流量應(yīng)滿足發(fā)動(dòng)機(jī)常用加速工況潤(rùn)滑油流量需求；在潤(rùn)滑油溫度為100 ℃、角加速度為40 rad/s2條件下，與定排量控制方法相比，機(jī)油泵采用一階變排量控制方法節(jié)能30.8%，采用二階變排量控制方法節(jié)能40.0%.