劉忠民，步晨嘉，陸文舒，程梁柱，陳慶華

(1. 杭州電子科技大學 機械工程學院，浙江 杭州 310018；2. 東風汽車集團有限公司，湖北 武漢 430056；3. 浙江三田濾清器有限公司，浙江 麗水 323700)

低摩擦技術是實現(xiàn)節(jié)能汽車發(fā)展的基礎技術之一，對發(fā)動機潤滑系統(tǒng)進行優(yōu)化以降低其驅動功率是車用低摩擦技術的重要組成部分，如采用變排量機油泵[1]、低黏度潤滑油和潤滑系統(tǒng)熱管理技術[2]等.

機油泵是發(fā)動機潤滑系統(tǒng)的心臟，可實現(xiàn)各摩擦部件的潤滑、冷卻、清潔和密封，在發(fā)動機的動力性能、燃料消耗和可靠性等方面都有重要影響.設計者需要根據(jù)發(fā)動機的潤滑需求來確定機油泵與發(fā)動機的最優(yōu)匹配方案，國內外學者均對此進行了研究.Jensen等[3]開展了新歐洲駕駛循環(huán)(NEDC)工況下機油泵能耗試驗，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)動機對潤滑油的實際需求，對可變排量葉片泵的結構進行了優(yōu)化，結果表明：優(yōu)化后的可變排量葉片泵能夠有效降低驅動轉矩的消耗.霍鵬光等[5]對轉子式機油泵的齒廓進行了優(yōu)化修形，結果表明：對齒廓修形不僅能提高轉子式機油泵的流量性能，還可以降低磨損.Rundo 等[6]采用了電磁閥式可變排量機油泵，根據(jù)機油壓力控制機油泵排量，可節(jié)省約4%的燃油消耗.

為了滿足日益嚴格的乘用車循環(huán)工況油耗限制要求，國內外多數(shù)整車企業(yè)已經為車用發(fā)動機匹配了可變排量機油泵，從而降低機油泵在發(fā)動機中、高轉速區(qū)域的驅動功率.此外，劉云峰等[7]研究發(fā)現(xiàn)，與傳統(tǒng)變速箱相比，基于電動油泵方案開發(fā)的混合動力變速箱效率有明顯的提高.但目前針對車用發(fā)動機潤滑系統(tǒng)與機油泵匹配性能的研究大都基于穩(wěn)態(tài)工況[8]，而對瞬態(tài)工況下發(fā)動機動態(tài)潤滑性能與機油泵瞬態(tài)驅動能量消耗的研究較少，變排量機油泵和車用發(fā)動機的動態(tài)匹配設計方法與試驗評價則鮮見報道.

基于此，筆者以乘用車汽油機潤滑系統(tǒng)為研究對象，根據(jù)硬件在環(huán)(HIL)方法設計乘用車發(fā)動機潤滑系統(tǒng)動態(tài)性能試驗，測量機油泵的動態(tài)轉速、驅動力矩、潤滑油壓力和流量等參數(shù)，分析乘用車加減速過程中發(fā)動機潤滑系統(tǒng)的響應特性，對比定排量、一階和二階變排量3 種控制方法的驅動能量消耗和潤滑油安全裕量.

1 研究方法

1.1 發(fā)動機潤滑要求

筆者以一款A 級乘用車1.4 L 汽油機內轉子式機油泵為研究對象，其性能參數(shù)見表1.

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

不同轉速條件下的乘用車發(fā)動機設計[9-10]對主油道潤滑油壓力提出了不同要求.滑動軸承圓周方向與軸向潤滑油流量經驗公式[11]見式(1)，計算得到的發(fā)動機主油道潤滑油流量要求如圖1 所示.

圖1 潤滑油流量設計要求與機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為滑動軸承周向潤滑油流量；Qp為滑動軸承軸向潤滑油流量；δ為軸與軸承間隙；ω為軸旋轉角速度；ε 為軸承偏心率；pz為潤滑油壓力；bz為軸承寬度；dz為軸承直徑；bc為軸承油槽寬度；η為潤滑油運動黏度.

式(1)根據(jù)液力潤滑連續(xù)性條件，計算發(fā)動機軸承周向潤滑油流量需求，結合軸承結構參數(shù)進行修正，并根據(jù)潤滑油運動黏度與壓力計算軸向流量，未考慮低溫、高黏度和高空化率等極限條件下潤滑油流量需求，因而該方法適用于滑動軸承在正常液力潤滑條件下的潤滑油流量計算.

潤滑系統(tǒng)匹配設計[12]通常有4 個步驟.

步驟1 確定典型工況潤滑油壓力需求.怠速工況下，根據(jù)主軸承液力潤滑連續(xù)性條件確定潤滑油壓力；根據(jù)活塞噴射冷卻設計要求，確定活塞噴射冷卻壓力.圖1 中潤滑油壓力需滿足怠速工況(a 點)為70 kPa、活塞噴射冷卻開始(b 點)時為200 kPa、標定轉矩(c 點)時為 250 kPa、最高轉速(d 點)時為320 kPa 和泄壓閥開啟(e 點)時為360 kPa 的要求.

步驟2 確定潤滑油流量.根據(jù)式(1)和潤滑油壓力需求，計算發(fā)動機最低潤滑油流量(圖1).考慮到乘用車實際行駛條件下頻繁加減速，而潤滑油流量響應速度遠遠滯后于機械系統(tǒng)，因而怠速工況下潤滑油流量應滿足常用加速過程潤滑油流量需求(怠速工況下，機油泵潤滑油流量應滿足轉速為1 000～3 000 r/min 時發(fā)動機潤滑油流量)，確定怠速工況潤滑油理論流量和泵排量.

步驟3 傳統(tǒng)機油泵采用定排量匹配控制方法，理論流量隨轉速呈線性增大(圖1 中a—b—e).由于怠速工況下理論流量遠遠高于實際需求，因而隨著轉速升高，供油壓力超過潤滑系統(tǒng)設計上限，采用泄壓閥保持潤滑油壓力穩(wěn)定.

步驟4 機械式變排量機油泵匹配控制方法.活塞噴射冷卻噴嘴開啟會引起發(fā)動機潤滑油流量階躍式上升，影響潤滑油安全裕量.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子偏心量，降低機油泵理論流量，使泄壓閥在發(fā)動機高轉速條件下不需長時間開啟(圖1 中a—b—c—f)；在滿足發(fā)動機最大轉矩工況潤滑油流量需求后，二階變排量匹配控制方法可進一步控制機油泵理論流量，適當降低潤滑油流量安全裕量(圖1 中a—b—c—d).因而在穩(wěn)定工況下，機油泵采用變排量控制方法下可節(jié)省的驅動功率為圖1 中陰影部分(b—c—d—f—e).

1.2 試驗裝置及試驗工況

筆者建立了發(fā)動機機油泵性能試驗臺，通過控制潤滑油溫度、入口液面高度、機油泵轉速和電磁比例閥開度等參數(shù)，測量機油泵瞬態(tài)工況下轉速、驅動力矩、潤滑油流量、壓力和密度，分析機油泵機械功率、液壓功率、容積效率和總效率等性能指標.試驗系統(tǒng)結構如圖2 所示，主要設備參數(shù)見表2.

表2 試驗設備參數(shù)Tab.2 Parameters of test equipment

圖2 機油泵與發(fā)動機匹配試驗系統(tǒng)Fig.2 Oil pump and engine matching state test system

在機油泵性能試驗系統(tǒng)中，通過計算機給定輸入可以調控變頻器的輸出頻率，從而實現(xiàn)控制電機的轉速變化，模擬機油泵瞬態(tài)工況的工作狀態(tài).循環(huán)工況試驗過程中，計算機每次數(shù)據(jù)采樣與控制輸出時間間隔為50 ms(20 Hz)，高于整車循環(huán)工況(采樣頻率為1～2 Hz)，能夠準確反映發(fā)動機潤滑需求與機油泵供應動態(tài)匹配狀態(tài).

油泵驅動力矩Tq和轉速n 可由瞬態(tài)轉矩儀測量.機油泵泵油出口設有壓力傳感器和質量流量傳感器，可以測量潤滑油壓力p、體積流量Q 和密度ρ等參數(shù).試驗采用的潤滑油管路長度、直徑與實際發(fā)動機一致，模擬潤滑油由機油泵到主油道的流動損失.潤滑油管路末端安裝電、液比例閥，其開度由計算機控制.圖3 為電、液比例閥的流量特性，試驗中可根據(jù)發(fā)動機瞬態(tài)潤滑油流量與壓力需求確定對應的比例閥開度，模擬實際發(fā)動機與機油泵動態(tài)匹配狀態(tài).此外，油箱中設有電加熱器和溫度傳感器，以控制和監(jiān)測潤滑油溫度.

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)動機潤滑系統(tǒng)瞬態(tài)響應特性試驗.發(fā)動機在NEDC工況下的瞬態(tài)工作過程包含多次加減速工況(圖4a).一般認為，瞬態(tài)加減速工況是車用發(fā)動機潤滑系統(tǒng)工作條件最惡劣狀態(tài).因而設計了8 組不同角加速度的瞬態(tài)加減速試驗循環(huán)(圖4b).加減速試驗循環(huán)的加速起始點為發(fā)動機怠速(800 r/min)，在恒定發(fā)動機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，總時間為20 s.角加速度為5～40 rad/s2，覆蓋了乘用車汽油機常用加減速過程，可用來評價車用汽油機與機油泵瞬態(tài)匹配工作狀態(tài).

圖4 發(fā)動機潤滑系統(tǒng)加減速工況瞬態(tài)響應特性試驗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

當機油泵出口潤滑油壓力超過泄壓閥設定壓力時，泄壓閥開啟降低潤滑油流量，保持潤滑油壓力穩(wěn)定，這就造成了機油泵驅動能量的損失.在穩(wěn)定工況條件下，發(fā)動機潤滑系統(tǒng)與機油泵匹配設計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，由于潤滑油流量響應滯后于泵轉速和壓力，泄壓閥經常短時間開啟，是造成瞬態(tài)工況條件下機油泵驅動能量消耗增加和效率降低的重要原因.

在瞬態(tài)工況下，泄壓閥開啟引起潤滑油壓力升高率迅速下降，是評價泄壓導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滑油壓力升高率隨轉速變化.在起始轉速為800 r/min、角加速度為40 rad/s2且潤滑油溫度為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油泵理論流量，測量轉速、潤滑油壓力和流量.由于機油泵對潤滑油壓縮做功與潤滑油比熱相比為微小量，可以視為等溫壓縮過程，因而由潤滑油壓力直接數(shù)值微分得到潤滑油壓力升高率.

理想狀態(tài)下，當發(fā)動機以固定的角加速度加速時，潤滑油壓力會隨機油泵理論流量升高呈線性增長，而潤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)動機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 潤滑油壓力升高率隨轉速變化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，當潤滑油壓力超過設定工況點后，機油泵理論流量不隨轉速線性增加，潤滑油壓力升高率隨之減小，泄壓閥開啟所導致的液壓功率損失也相應降低.因而變排量控制方法可以縮短泄壓閥開啟時間，降低泄壓功率損失，對降低瞬態(tài)工況下機油泵驅動功率具有明顯效果.

2.2 瞬態(tài)加減速工況效率分析

根據(jù)試驗工況下的潤滑油壓力變化率、機油泵理論流量和實際流量可計算泄壓閥開啟過程中損失的液壓功率，有

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

式(2)為關于潤滑油壓力p 的常微分方程，采用復化梯形公式積分方法[13]求解，其截斷誤差為

式中：1ε為數(shù)值積分截斷誤差；t0、t1為積分起始與結束時間；fs為試驗數(shù)據(jù)采樣頻率.

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

圖6 為試驗測量機油泵在瞬態(tài)加減速工況下的驅動功、潤滑輸出功和泄壓損失功.相比于傳統(tǒng)定排量控制方法，機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，從而有效降低驅動能量消耗.同時，機油泵潤滑輸出功并未顯著減少，從而使機油泵總效率得到提高.

圖6 瞬態(tài)加減速過程累計能量分析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、潤滑油溫度及角加速度條件對機油泵總效率的影響.表3為加減速試驗工況能耗對比.在傳統(tǒng)定排量機油泵中(圖7a)，隨著潤滑油溫度的升高，潤滑油黏度快速降低，加劇了機油泵工作時的泄露，因而機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 加減速試驗工況能耗對比Tab.3 Comparison of accumulitive energy consumption in acceleration and deceleration cycles

圖7 機油泵總效率隨潤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

在變排量機油泵中(圖7b、圖7c)，泵內部間隙并未改變，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油泵總效率保持基本穩(wěn)定.

2.3 潤滑油安全裕量

通過變排量壓力控制策略可使機油泵達到節(jié)能的目的，但還需評價瞬態(tài)加減速過程中發(fā)動機潤滑系統(tǒng)潤滑的可靠性.因而筆者將加減速試驗測得的潤滑油壓力、流量與發(fā)動機主油道壓力和流量的設計要求的比值作為潤滑油安全裕量.

圖8 示出潤滑油溫度為100 ℃、角加速度為40 rad/s2條件下潤滑油壓力和流量的安全裕量變化.整體上，潤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)動機潤滑安全得到保證.

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

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

當發(fā)動機加速至轉速峰值時，潤滑油流量與壓力需求達到峰值，而機油泵輸出流量響應遠遠滯后，形成了潤滑油流量安全裕量波谷值.因而在機油泵與發(fā)動機潤滑系統(tǒng)匹配設計中，怠速工況下機油泵提供的潤滑油流量需滿足發(fā)動機常用加速工況下轉速峰值潤滑油流量要求.

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)工況下機油泵的總效率，使得最高轉速工況潤滑油壓力安全裕量略有下降.

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

在瞬態(tài)加減速過程結束后，潤滑油流量安全裕量在12 s 達到峰值，說明機油泵流量響應遠遠滯后于轉速與壓力.流量峰值滯后造成發(fā)動機潤滑油流量過剩，同樣也會引起機油泵驅動能量損耗，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角加速度和潤滑油溫度變化對潤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)動機潤滑油安全裕量最低值Fig.9 Lubricating oil safety margin of engine by 2-stage variable displacement control

潤滑油壓力安全裕量受油溫的影響較大.在低溫時，壓力安全裕量較大，這是因為低溫下潤滑油黏度變大，機油泵整體供油壓力增大.隨著潤滑油溫度升高和角加速度增大，潤滑油壓力安全裕量逐漸降低，在潤滑油溫度為100 ℃、角加速度為40 rad/s2條件下，潤滑油壓力安全裕量最小值接近1.0.

與潤滑油壓力不同，潤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，潤滑油流量安全裕量迅速降低.在角加速度為40 rad/s2工況下，潤滑油流量安全裕量最小值始終接近1.0.因而車用發(fā)動機采用變排量機油泵時，應適當提高怠速工況的潤滑油流量和壓力，保證加減速過程中瞬態(tài)潤滑油安全裕量.

3 結 論

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

(2) 受潤滑油流量滯后影響，怠速工況機油泵供油流量應滿足發(fā)動機常用加速工況潤滑油流量需求；在潤滑油溫度為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%.