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1、可变排量机油泵与发动机的匹配方案优姜维 在以上各方案中，多级变量机油泵的绝对收益是最大的。但二级变量泵通过 优化匹配方案，节能潜力还有一定的挖掘空间，甚至在特定应用场合中，其性 价比可能优于多级变量机油泵方案。 曲轴颈在各转速下的用油需求对变量泵的匹配方案影响很大。本文通过理论 推导并结合台架试验数据得出了 一条需求曲线，但后续还需要通过专项耐久试 验来做进一步的优化验证。 精确掌握各零部件的用油需求是变量泵匹配工作的核心主题。这些需求不限 图1所述的内容，如VVT的建压时间需求、活塞冷却喷嘴在不同温度时的喷油 需求等。这就需要将图1多维化，对变量泵的匹配提出了更高的要求。Reference：
2、1 王建昕，帅石金.汽车发动机原理M.北京：清华大学出版社，2011, 3： 74-75.2 温诗铸，黄平.摩擦学原理M.北京：清华大学出版社，2012, 10： 87-88.3 章宏甲，黄谊，王积伟.液压与气压传动M.北京：机械工业出版社，2000, 5： 52-53.4 Takashi Shimura, Takashi Kikuchi, Yasuhiro Hikita. Reducing theAmount of Lubricating Engine Oil by Using a New Crankshaft Bearing with Eccentric Oil Groove. SAE p
3、aper, 2004-01-3048.-全文完-从供油处及周边间隙直接流出的流量，这部分流量取决于 供油压力、流体黏度、供油结构尺寸，而与轴承的旋转无 关。相关流量计算公式见参考文献|2和3,这里不再赘述。散热所需要的流吊V-ATp.Cp式中：Pr一轴颈摩擦功，W；Cp机油比热容,1.88kJ/kg 幻； p润滑油密度,787.5kg/nr T一机油流经轴颈的温升,取30r|4,o 计算结果表明，当供油压力满足连杆颈的用油需求 时，流经主轴颈的机油流量将远大于其需求。因此应重点图3连杆颈的流量需求图中,4100r/min以下时连杆颈的需求主要来自维持 油膜所需的流量Q,而4100r/n1in以
4、上则主要来自散热所 需要的流量V。综合二者较大的部分即为该连杆颈对流量 的需求。另外，由润滑系统一维计算可知，轴颈的供油压力与 轴颈的流量大致为线性关系。因此，图1中曲线的形状 应与图3中的曲线类似，即，与转速呈加速上升的关系。确定了曲线的形状之后，再来看下它在图1中的位 置。这部分主要参考了台架试验的数据。 曲线的右端即为需求，如前文所述为300kPao 曲线的左端为怠速工况点.台架试验表明7()kPa 已非常安全。 实机测试中，图1中C点的机油压力为35OOr/min 时200kPa,试验表现良好。因此，曲线中3500r/min的压 力，应低于该水平，暂取170kPao将以上三点连成曲线，
5、刚好符合前文所述的压力随转 速加速上升的趋势。至此，大致得出了各转速下曲轴颈的 需求曲线。需注意，该方法引用了台架实际安全运行的数 据，因此很可能仍有降低的空间。基于上述需求，可设置二级变量泵的供给如图1中 的黑实线A-B-C-D-Eo其中，B-C段为低压模式，D-E 段为高压模式，C-D段为低压模式至高压模式的切换点, 对应转速为3500r/mino该方案在满足各需求的同时，中 低转速区间通过B-C段的低压模式获得了较大的节能 收益。2匹配方案的优化图1匹配方案中，对比供给与需求即可发现,B-C段仍 存在较大的浪费。以B点为例，机油泵的供给有2()0kPa,而 需求只需要lOOkPa,其中还
6、有巨大的挖掘潜力。受二级变量泵结构限制，B点与C点压力接近相等。 若要降低B点的压力，必然会导致C点的供给不满足曲 线的需求。不过，根据曲线的走向可以发现，只要将 C-D段的切换转速提前即可解决这一矛盾。如图4,虚线A-B-C-D-E为原方案，黑实线A-Bl ClDlE为优化方案。相比原方案，优化方案在BlClF-B 区域有节能收益，在C-D-DlF区域则导致了功耗损失。 收益与损失的取舍需要参考具体的应用场合。比如，通过 匹配新型7DCT变速箱，发动机在WLTC测试中的最高转 速可降至2600r/inin以下，因此可将C-D段的切换转速由 3500r/min 提前至 CD| 段的 2750r
7、pm。400发动机转速(r/min)图4二级变量泵的优化方案虽然优化方案的低压模式BlCi比原状态B-C有 50kPa的降低,但与的需求1 OOkPa相比，点的油压仍Summary：为最大程度的挖掘可变排量机油泵的节能潜力，本文通过理论推导并结合台架试验数据得出了曲轴轴颈随转速的需求曲线，并以此为依据，对二级 变量泵的匹配策略进行了调整，使之在中低转速区间的节能效果得到进一步提 升。并且，通过对比发现在特定使用条件下二级变量泵有着超过多级可变机油 泵的性价比。Abstract： In order to maximize the energy-saving potential of variab
8、le 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 twostage variable displacement pump is adjusted to further improve the energy-sa
9、ving 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 multistage variable displacement pump under the specific conditions of use.Key：发动机；可变排量；机油泵；曲轴轴颈；匹配方案Key words： engine； variable displacement；oil p
10、ump；crankshaftjournal；matching scheme0 引言燃料在发动机气缸内燃烧后，其能量只有约1/3对外输出做功1,其余部分则 损耗在散热、克服摩擦、泵气、驱动附件等方面，其中包括驱动发动机机油泵 工作。为节省这部分的能量消耗，越来越多的发动机使用了叶片式可变排量机 油泵（简称变量泵）。 变量泵与发动机的匹配原则是“按需供给、减少浪费”。因此，变量泵应根据 发动机各零部件的用油需求以及发动机常用的转速区间、合理设置变排压力， 以便尽可能的挖掘泵的节能潜力。1 二级变量泵的匹配方案如图1,以某直列四缸发动机为例，其匹配了二级变量泵，在油温i2(rc时，各 主要零部件的用
11、油需求如下： 为液压挺柱(HLA)的需求，最苛刻点在怠速工况，要求主油道压力N60kPa；为可变气门正时(VVT)的需求，最苛刻点同样在怠速工况，要求主油道压力NlOOkPa；为曲轴颈在额定转速时的需求，根据台架耐久试验的统计数据，对该机型300kPa是比较安全的；为曲轴轴颈在各转速下的用油需求曲线。因轴颈工作比较复杂，长期以来该 需求一直比较模糊。现以解决实际工程问题为目标，对该曲线进行了推导。曲翰旋转时，润滑油不断从轴颈间隙处向外泄漏。同时，润滑油道不断将新的 润滑油补充至轴颈中。二者平衡时即形成了轴颈对润滑油需求的总流量Q,如 图2o总流量Q应大于维持轴颈油膜所需要的流量Qt。Qt双包含
12、端泄流量Qc与轴向 流量QP两部分2。Qc是承载油膜起始点和终止点的流量差引起的;Qp则是压 力供油时从供油处及周边间隙直接流出的流量，这部分流量取决于供油压力、 流体黏度、供油结构尺寸，而与轴承的旋转无关。相关流量计算公式见Reference2和3,这里不再赘述。总流量Q还应大于轴颈散热所需的流量V。曲轴工作时会消耗一部分功，这部 分功耗几乎全转化为热量并由机油带走。流量V的计算公式如下：式中：PR轴颈摩擦功，W；Cp机油比热容，1. 88kJ/kg - C ；P一润滑油密度，787. 5kg/m3； T机油流经轴颈的温升，取30C 4 o计算结果表明，当供油压力满足连杆颈的用油需求时，流经
13、主轴颈的机油流量 将远大于其需求。因此应重点考查连杆颈的情况，结果如图3。图中，4100r/min以下时连杆颈的需求主要来自维持油膜所需的流量Qt,而 4100r/min以上则主要来自散热所需要的流量V。综合二者较大的部分即为该连 杆颈对流量的需求。另外，由润滑系统一维计算可知，轴颈的供油压力与轴颈的流量大致为线性关 系。因此，图1中曲线的形状应与图3中的曲线类似，即，与转速呈加速上 升的关系。确定了曲线的形状之后，再来看下它在图1中的位置。这部分主要参考了台 架试验的数据。 曲线的右端即为需求，如前文所述为300kPa。 曲线的左端为怠速工况点，台架试验表明70kPa已非常安全。 实机测试中
14、，图1中C点的机油压力为3500r/min时200kPa,试验表现良 好。因此，曲线中3500r/min的压力，应低于该水平，暂取170kPao将以上三点连成曲线，刚好符合前文所述的压力随转速加速上升的趋势。至此，大致得出了各转速下曲轴颈的需求曲线。需注意，该方法引用了台架实际 安全运行的数据，因此很可能仍有降低的空间。基于上述需求，可设置二级变量泵的供给如图1中的黑实线A-B-C-D-Eo其中，B-C段为低压模式，D-E段为高压模式，C-D段为低压模式至高压模式的切 换点，对应转速为3500r/min。该方案在满足各需求的同时，中低转速区间通 过B-C段的低压模式获得了较大的节能收益。2 匹
15、配方案的优化图1匹配方案中，对比供给与需求即可发现，B-C段仍存在较大的浪费。以B点为例，机油泵的供给有2OOkPa,而需求只需要lOOkPa,其中还有巨大的挖掘 潜力。受二级变量泵结构限制，B点与C点压力接近相等。若要降低B点的压力，必 然会导致C点的供给不满足曲线的需求。不过，根据曲线的走向可以发 现，只要将C-D段的切换转速提前即可解决这一矛盾。如图4,虚线A-B-C-D-E为原方案，黑实线A-B1-C1-D1-E为优化方案。相比原 方案，优化方案在B1-C1-F-B区域有节能收益，在C-D-D1-F区域则导致了功耗 损失。收益与损失的取舍需要参考具体的应用场合。比如，通过匹配新型7DC
16、T 变速箱，发动机在WLTC测试中的最高转速可降至2600r/min以下，因此可将C-D段的切换转速由3500r/min提前至C1HD1段的2750rpmo 虽然优化方案的低压模式B1-C1比原状态B-C有50kPa的降低，但与的需求 lOOkPa相比，B1点的油压仍然高了 50kPao若继续降低B1-C1的压力，会导致 C1-D1段的切换转速进一步提前，综合节能收益不升反降。因此，二级变量泵 已无法解决这一矛盾，需要使用多级变量泵。二级变量泵内部需要使用两个控制油腔，其中一个受开关电磁阀控制。与之相 比，多级变量泵内部只需一个控制油腔，但需要使用比例电磁阀，此外还要在 润滑油路中（通常是发动
17、机缸体主油道）设置机油压力传感器。其工作原理 是：发动机ECU根据预设的油压MAP,通过电信号控制比例电磁阀的占空比， 使泵内部的控制油腔产生压力变化，进而调节机油泵转排量和对外输出油量。 此外，ECU还要通过油压传感器反馈的实际压力形成控制闭环。理论上该控制 方式可实现转排量的连续可调，但实际受系统灵敏度的限制，以及简化控制模 型的需要，通常采用的是多级可调的方案。如图5所示。图中，虚线A-B-C-D-E为原方案，从A至E经过B2、C2、C3、C4、C5的折线为 多级变量泵方案。舆需求相比，该方案的起始变排点B2的压力略作了预留，设 置为120kPa。然后，压力在2000r/min时跳升至1
18、50kPa,之后以50kPa 一个跳 升台阶直至5500r/min时达到300kPa。当然，也可以缩小台阶高度以获取更多 的节能空间。与原方案相比，多级变量方案有两部分收益区间，并且无浪费区 间。从图5可以看出，曲轴颈需求曲线中的C2、C3、C4部分直接影响了变量泵的匹 配方案，在不能精确掌握其需求的条件下，只能通过设置较大的余量来保证发 动机安全运行，从而削减了变量泵的节能收益。后续若无进一步的理论计算或 CAE分析等支撑，则需要设计专门针对C2、C3、C4部分的耐久循环工况，以逐 步摸索轴颈的最低需求。3 典型工况的功耗节省评估下面对二级变量泵及其优化方案、多级变量泵方案做2000r/mi
19、n工况下的液压 功差异对比。2000r/min是评价整机性能的特征工况点之一，其结果能部分反 映整车在NEDC或WLTC上的表现。各方案的液压功计算结果如表1。其中，方案一为二级变量泵将切换转速提前 至2750r/min的方案；方案二为多级变量泵的方案。注意式(2)使用的是泵后 压力，表1中该参数通过主油道压力再加上泵后至主油道的压损而得出。与原 方案相比，方案一节省了 0. 251N - m,方案二节省了 0.365Nm。相比原方案，方案一的优点是改动较小，只需要对泵内部的结构做下调整、并 简单更改下ECU的切换转速即可。而方案二则需要增加油压传感器、比例电磁 阀，并且标定的工作量倍增。收益方面，方案二只比方案一多节省了 0.114 N m,因此性价比可能不占优势。此外，图4、图5中的机油泵供给曲线为理论情况。在实际工程应用中，供给 压力还要受温度、零件磨损等因素的影响，二级变量泵不得不再预留一部分安 全余量。这部分余量将导致部分能量损失。多级变量泵则是闭环控制，对上述 影响因素可通过实时调节转排量来补偿，因此初始的安全余量可预留的少一 些。这也是方案二的收益之一。4 总结