姜维

摘要：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 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.

关键词：发动机;可变排量;机油泵;曲轴轴颈;匹配方案

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

0  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120℃时，各主要零部件的用油需求如下：

①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≥60kPa;

②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≥100kPa;

③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;

④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。

曲軸旋转时，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2。

总流量Q应大于维持轴颈油膜所需要的流量Qt。Qt双包含端泄流量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参考文献[2]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·℃;

ρ—润滑油密度，787.5kg/m3;

ΔT—机油流经轴颈的温升，取30℃[4]。

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④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④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。

①曲线④的右端即为需求③，如前文所述为300kPa。

②曲线④的左端为怠速工况点，台架试验表明70kPa已非常安全。

③实机测试中，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④中3500r/min的压力，应低于该水平，暂取170kPa。

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-E。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200kPa，而需求只需要100kPa，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④的需求。不过，根据曲线④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7DCT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C1-D1段的2750rpm。

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②的需求100kPa相比，B1点的油压仍然高了50kPa。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。與需求相比，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150kPa，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/min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0.365N·m。

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

①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。

②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。

③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。

参考文献：

[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 the Amount of Lubricating Engine Oil by Using a New Crankshaft Bearing with Eccentric Oil Groove. SAE paper， 2004-01-3048.