機械式可變排量機油泵的應用

王衛強

(同濟大學,上海 201804)

0 前言

隨著降低油耗的需求不斷提高,排放法規日益嚴格,節能減排已成為發動機開發的重要研究方向和發展趨勢。近年來,越來越多的整車公司在發動機開發時應用具有節能減排功能的相關零部件及技術,如可變排量機油泵、電子節溫器、開關式水泵、電控活塞冷卻噴嘴、熱管理模塊等。

發動機潤滑系統作為發動機重要系統之一,對發動機的動力性、經濟性和排放性能有著較大的影響。保證了發動機的軸承、活塞、氣缸、連桿、曲軸等運動件摩擦副有足夠的潤滑和冷卻,以及相關零部件的液壓功能的需求,如調相器、液壓張緊器、液壓挺柱等。潤滑系統供油不足會導致發動機運動件摩擦副磨損加劇,減少零件壽命,增加發動機整體的摩擦功,同時使依賴潤滑油壓力的功能性零件性能不佳或失效。然而潤滑系統供油過量會導致整個系統潤滑油壓力偏高,造成額外功率損耗和排放性能降低。故對發動機潤滑系統實際潤滑油需求的分析研究及節能減排技術的運用至關重要[1-3]。

機油泵是潤滑系統的供油執行元件,油底殼中的潤滑油不斷被機油泵壓送至整個發動機。普通定排量機油泵一般根據發動機低速高負荷工況的潤滑油需求量作為設計輸入,由于普通定排量機油泵的供油量與發動機轉速成正比,在發動機高轉速工況時,機油泵輸出的潤滑油量往往超過了發動機實際的需求量,多余的機油量通過機油泵泄壓閥旁通至油底殼或油泵低壓區,這些多余的潤滑油所產生的液壓消耗了一部分機油泵的軸功率,該部分功率是無效的。

要減小機油泵多余功率的損耗,則機油泵在各種工況下的供油量需盡可能接近發動機各工況下實際的潤滑油需求量,而可變排量機油泵技術通過調節機油泵的排量來匹配發動機的實際潤滑油需求量,很大程度上可改善機油泵額外功率損耗的問題,同時油泵變量級數越多,則可越接近發動機實際的潤滑油需求,從而達到更好的節能減排的效果,如圖1所示。根據相關試驗數據,采用可變排量機油泵技術能降低發動機平均燃油消耗0.5%～2.5%。

本文研究對象為1款小排量自然吸氣發動機,通過將發動機機油泵由定排量油泵更改為可變排量機油泵以達到降低發動機燃油耗的目的。根據項目的實際需求,優先考慮采用經濟性較好、對周邊零部件更改程度較小的機械式兩級可變排量機油泵。首先根據發動機潤滑系統各主要零部件的潤滑需求確認發動機主油道的最優潤滑油壓力,其次根據主油道的供油壓力確定變量泵的關鍵性能參數,最后通過發動機燃油耗對比試驗確定該變量油泵應用后對降低該發動機燃油耗的貢獻。

1 發動機潤滑油需求量分析

本文所研究的發動機的潤滑系統主要零部件包括機油泵、濾清器、曲軸軸承、連桿軸承、可變氣門正時(VVT)、活塞冷卻噴嘴(PCJ)和油道等,其回路示意圖如圖2所示。該潤滑系統是全流式過濾、強制供油系統,潤滑油由機油泵通過吸油管從油底殼吸上來,壓送至整個發動機潤滑油路,以供發動機潤滑。

圖1 一維模擬模型

圖2 潤滑系統回路示意

1.1 分析思路

主要分析步驟和思路如圖3所示。通過對軸承最小油膜厚度和潤滑油壓力的關系,得出理論軸承入口最小油壓需求,結合軸瓦供應商的經驗值,確定軸承入口最小油壓需求。之后,通過VVT響應試驗,確定VVT入口的最小油壓需求。

將以上2個需求值以及活塞冷卻噴嘴開啟壓力、熱怠速油壓需求代入“Flowmaster”潤滑系統模型進行計算分析,得出滿足各零件油壓需求時的主油道最低油壓值。

最后,根據主油道最低油壓需求值,確定了可變排量機油泵的工作策略。

1.2 主油道油壓需求值

圖3 分析思路

除了主軸承和調相器油壓需求之外,還需考慮該發動機活塞冷卻噴嘴的開啟壓力值,以保證發動機在高轉速高負荷工況下對活塞進行冷卻,防止發動機出現早燃、爆燃問題。對各研究零件的潤滑油最小壓力需求匯總見表1。

表1 潤滑油壓力需求匯總

1.3 主油道油壓需求值

將表1中的數據作為基礎輸入,通過“Flowmaster”分析軟件計算出各轉速下對應的主油道壓力,并提取各轉速中的油壓需求最大值作為主油道最小潤滑油壓力的需求值。計算模型如圖4所示,主油道潤滑油最小壓力見表2。

將主油道潤滑油壓力需求值與現定排量油泵發動機主油道油壓試驗值對比,結果表明低轉速主油道實際油壓需求值與試驗值差別不大,中高轉速和高轉速區間主油道壓力需求值與試驗值相比有較大幅度的降低,如圖5所示。結果表明,對該款發動機應用可變排量機油泵具有一定的實際意義。

圖4 發動機潤滑系統網絡模型

表2 主油道潤滑油壓力需求值

圖5 發動機主油道潤滑油壓力對比值

1.4 機油泵主要工作參數確認

根據發動機主油道潤滑油壓力最小需求值,對可變排量機油泵設定初始策略(圖6),低壓模式切換壓力230 k Pa,高壓模式切換壓力380 k Pa。根據圖6的分析結果,由于低轉速主油道實際油壓需求值與現定排量機油泵油壓試驗值差別不大,現定排量機油泵發動機低速實際機油壓力相對需求量無過多富余,故本次可變排量機油泵初始排量維持原定排量。

圖6 可變排量機油泵初始策略示意圖

2 可變排量機油泵應用及油耗對比試驗

2.1 機械式可變排量機油泵工作原理

圖7為本文所應用的機械式兩級葉片可變排量機油泵,其工作原理如下文所述：

(1)未變量階段：當反饋油壓未達到一級變量壓力時,泄油口與切換腔油道相通,故2號控制腔無油壓,滑塊上的作用點2不受壓力,而1號腔始終與泵出口連通,此時1號腔壓力油作用于滑塊上的作用點1,但壓力不足以推動變量彈簧,故機油泵不發生變量,機油泵以最大排量工作。

(2)一級變量階段：當反饋油壓達到一級變量壓力時,泄油口與切換腔油道仍相通,故2號控制腔仍無油壓,滑塊上的作用點2不受壓力,但此時1號腔作用于滑塊作用點1上的壓力油已可推動滑塊,使機油泵偏心距發生變化,使其排量減小,該狀態為一級變量。

(3)兩級變量階段：當反饋油壓達到兩級變量壓力時,切換閥開啟,切換腔油道與泄油孔斷開,同時與油泵出油口接通,反饋油進入2號控制腔,滑塊上2個作用點同時受力,此狀態處于兩級變量階段。

2.2 發動機油耗對比試驗

2.2.1 主要試驗設備和測量參數

主要試驗設備包括：測功機、油耗測量儀、燃油溫控儀、冷卻液溫控儀、進氣控制系統、缸壓傳感器等[4]。主要測量參數包括：發動機轉速、實測扭矩、實測功率、燃油消耗率(BSFC)、燃油消耗量、過量空氣系數、冷卻液入口、出口壓力及溫度、燃油壓力、溫度、主油道壓力、主油道機油溫度。

圖7 機械式兩級可變排量機油泵結構示意圖

2.2.2 試驗數據分析及評定方法

不同熱值燃油測量的油耗,需根據標準熱值進行修正[5]。

發動機能量分解根據熱力學第一定律和能量守恒相關理論進行,能量平衡分析是為了更具體地展現能量的去向和比例,指導發動機熱效率提升和油耗改善,燃油在發動機缸內燃燒后能量的去向可分為幾個部分：排氣帶走的能量、冷卻系統帶走的能量、摩擦和泵氣損失消耗的能量、曲軸輸出有效功、燃料未充分燃燒損失的能量、發動機與外界對流熱交換帶走的能量[6]。

2.2.3 試驗結果

在發動機油耗對比試驗之前,對應用可變排量機油泵的發動機先進行主油道壓力摸底測量,對比發動機匹配定排量機油泵和可變排量機油泵對發動機主油道壓力的變化,各轉速下主油道機油壓力對比如圖8所示。試驗結果表明,應用可變排量機油泵后,主油道壓力不與發動機轉速成正比,在主油道壓力達到230 k Pa時,變量泵開始一級變量,發動機轉速達到3 500 r/min后,變量泵開始兩級變量。綜上所述,該變量泵樣件實現了既定的兩級變量泵應用效果。根據油壓曲線,該變量泵的應用可滿足發動機潤滑系統的機油壓力需求。

根據試驗目的,對發動機10個油耗特征點進行油耗對比試驗,驗證應用本文的可變排量機油泵后對降低該款發動機油耗的貢獻程度。

圖8 特征點主油道油壓試驗值對比圖

發動機裝配定排量機油泵和可變排量機油泵時BSFC特征點測量值對比見表3,燃油消耗率MAP圖對比見圖9所示。

圖9 BSFC MAP對比圖

根據燃油消耗MAP對比圖表明,配置可變排量機油泵狀態的油耗等值線區域總體優于配置定排量機油泵狀態,整體油耗有一定改善。根據特征點油耗對比數據表明,配置變量泵后10個油耗特征點的BSFC相對于普通機油泵均有所改善,油耗減小范圍在0.4%～1.7%。

3 結論

本文通過對某款發動機的實際潤滑油供油需求進行分析,在對發動機更改最小、最經濟的情況下,對原定排量機油泵進行優化設計,以達到對發動機油耗優化的目的。

通過發動機燃油消耗對比試驗,驗證了應用可變排量機油泵方案后,對發動機油耗的影響。試驗結果表明,使用可變排量機油泵方案后,發動機油耗有所改善,特征點油耗減小了0.4%～1.7%。

考慮到整機成本和其他相關零件改動限制等因素,本文僅采用了機械式兩級可變排量機油泵的方案,故在油耗改善上有一定的限制,根據相關經驗,如采用電磁閥式兩級可變排量機油泵油耗節省可達到1.0%～2.5%。

4 展望

隨著對油耗和排放要求的不斷提高,發動機研發時越來越多的節能減排技術已開始普遍應用和持續升級中。其對潤滑系統的相關技術也已提出了更高的要求。隨著變量泵技術的成熟,其研發和制造成本已明顯下降,故目前電磁閥式兩級可變排量機油泵已得到普遍應用,部分高端車型已配置了全可變(多級)排量機油泵。

除了變量泵性能上的升級之外,還需要不斷地研究和降低發動機潤滑系統的油壓最優需求值,主要方向為以下2點：

(1)通過零部件的材料選用,優化結構,合理的布置來降低潤滑系統的內部泄漏和壓阻,從而降低各潤滑需求零部件的油壓需求值。

(2)通過仿真軟件和發動機試驗更精確地獲得發動機實際的最優油壓需求值,從而結合全可變油泵技術,得出更精確的油壓標定數據,以達到最佳的節能減排效果。