劉光明，蔡皓，楊福柱，余明果

(湖南機油泵股份有限公司，湖南 衡陽 421499)

0 前言

機油泵是發(fā)動機潤滑系統(tǒng)的關(guān)鍵零部件之一，其功能是使機油保持適當(dāng)?shù)膲毫Γ⒈３忠欢ǖ挠土肯蚋髂Σ帘砻鎻娭乒┯?，在摩擦表面之間形成油膜，實現(xiàn)液體摩擦。為了滿足發(fā)動機怠速流量需求，在中高轉(zhuǎn)速時，傳統(tǒng)定排量機油泵存在大量流量冗余。隨著排放與油耗相關(guān)法規(guī)的日益嚴格，為解決上述能量浪費問題，減少摩擦功損耗，將變排量泵技術(shù)開始應(yīng)用于發(fā)動機系統(tǒng)。

研究表明，與定排量機油泵相比，采用可變排量機油泵可以減少0.5%～3.0%的機油耗和CO2排放量[1]。目前，車用變排量泵技術(shù)主要為滑擺式和葉片式；按變量級數(shù)分為單級、二級和全可變排量泵[2]；按滑塊變量方式分可分為旋轉(zhuǎn)式和滑動式；按壓力控制方式可分為增壓式和泄壓式；按控制腔數(shù)量可分為單腔控制和雙腔控制。

1 概述

在某型號車用柴油機的開發(fā)期間，最初采用雙腔泄壓式變排量機油泵(以下稱為“方案1”)。在后續(xù)臺架試驗中，發(fā)現(xiàn)該方案在高壓模式下表現(xiàn)良好，但是在低壓模式下出現(xiàn)以下問題：① 轉(zhuǎn)速壓力特性臺架試驗顯示，在低壓模式下，隨著轉(zhuǎn)速上升，泵變量后的壓力略有增加，曲線水平度有待改進；② 流量壓力特性臺架試驗顯示，在低壓模式下，不同轉(zhuǎn)速之間的變量壓力差異較大，一致性較差。

為了優(yōu)化方案1的低壓模式性能，降低變更成本，在保持電磁閥、轉(zhuǎn)子與滑塊關(guān)鍵液壓參數(shù)基本不變的前提下，從控制原理上改進該變排量泵，將雙腔泄壓式變排量改為單腔增壓式變排量(以下稱為“方案2”)，并優(yōu)化了原有設(shè)計。

2 技術(shù)分析

為避免重新標定發(fā)動機，針對變排量機油泵的優(yōu)化改進，本文采用相近參數(shù)制定了方案2，見表1。方案1和方案2控制策略均采用主油道反饋的電磁閥與先導(dǎo)閥組合控制。需特別指出，2個方案使用的開關(guān)電磁閥與常用電磁閥的邏輯相反，即電磁閥開啟時，A口與T口相通，與P口斷開，匹配泵低壓模式；電磁閥關(guān)閉時，A口與T口斷開，與P口相通，匹配泵高壓模式。方案1和方案2的系統(tǒng)控制原理如圖1所示。

表1 機油泵基本設(shè)計參數(shù)對比

圖1 控制原理對比

對于方案1，滑塊與泵體形成的A腔與主油道常通，滑塊與泵體形成的B腔與大氣常通，2個腔不受電磁閥工作狀態(tài)影響。控制腔內(nèi)的油液流向受電磁閥與先導(dǎo)閥的組合控制。

當(dāng)方案1的泵處于高壓模式時，電磁閥關(guān)閉，主油道反饋油通過電磁閥的P口與A口相連，作用于先導(dǎo)閥最右端。根據(jù)先導(dǎo)閥右端油壓的大小，泵變量分為以下2種情況。

(1)當(dāng)先導(dǎo)閥右端油壓小于500 kPa時，先導(dǎo)閥向左運動位移小于L，主油道反饋油液可以通過先導(dǎo)閥進入控制腔；同時，A腔內(nèi)的油液作用在滑塊上的液壓力矩不足以克服滑塊彈簧力與控制腔內(nèi)油液作用在滑塊上的合力矩，方案1以最大排量運行。

(2)當(dāng)先導(dǎo)閥右端油壓大于500 kPa時，先導(dǎo)閥向左運動位移大于L，來自主油道的油液不能通過先導(dǎo)閥進入控制腔，反饋腔內(nèi)原有的油液通過先導(dǎo)閥左側(cè)開啟的閥孔流入油底殼；A腔內(nèi)作用在滑塊上的油壓遠大于此時滑塊的變量壓力65 kPa，滑塊開始轉(zhuǎn)動，方案1以最小排量運行。

當(dāng)方案1的泵處于低壓模式時，電磁閥開啟，主油道反饋油通過電磁閥的A口與T口相連，直接流入油底殼，先導(dǎo)閥不參與變量；控制腔內(nèi)的殘余油液依次通過先導(dǎo)閥右側(cè)閥孔、電磁閥A口及T口，最后流入油底殼。根據(jù)A腔內(nèi)油壓大小，泵變量分為以下2種情況。

(1)當(dāng)A腔內(nèi)的油壓小于低壓模式變量設(shè)計值197 kPa時，作用在滑塊上的液壓力矩小于滑塊彈簧力矩，無法推動滑塊轉(zhuǎn)動，方案1以最大排量運行；

(2)當(dāng)A腔內(nèi)的油壓大于低壓模式變量設(shè)計值197 kPa時，作用在滑塊上的液壓力矩大于滑塊彈簧力矩，推動滑塊轉(zhuǎn)動，此時方案1以最小排量運行。

對于方案2，作用在先導(dǎo)閥最左端的主油道反饋油液不受電磁閥工作狀態(tài)影響，而作用在先導(dǎo)閥最右端的主油道反饋油液受電磁閥控制。

當(dāng)方案2的泵處于高壓模式時，電磁閥關(guān)閉，主油道的反饋油液通過電磁閥的P口與A口相連，直接作用于先導(dǎo)閥的最右端。由于先導(dǎo)閥左、右兩端存在面積差，導(dǎo)致其兩端液壓力不同，泵的變量分為以下2種情況。

(1)當(dāng)作用在先導(dǎo)閥最左端的油壓小于517 kPa時，先導(dǎo)閥向右運動位移小于L，主油道反饋油不能通過先導(dǎo)閥孔進入控制腔，控制腔與大氣直接相連，腔內(nèi)無油液，方案2以最大排量運行；

(2)當(dāng)作用在先導(dǎo)閥最左端的油壓大于517 kPa時，先導(dǎo)閥向右運動位移大于L，主油道反饋油通過先導(dǎo)閥孔進入控制腔。當(dāng)控制腔內(nèi)油壓小于122 kPa時，作用在滑塊上的液壓力矩小于滑塊彈簧力矩，無法推動滑塊轉(zhuǎn)動，方案2以最大排量運行；當(dāng)控制腔內(nèi)油壓大于122 kPa時，滑塊開始轉(zhuǎn)動，方案2以最小排量運行。

當(dāng)方案2泵處于低壓模式時，電磁閥開啟，主油道的反饋油液通過電磁閥的A口與T口相連，直接流入油底殼，不再作用于先導(dǎo)閥最右端。低壓模式下，先導(dǎo)閥開啟壓力為198 kPa，其他流程與高壓模式一致。

3 仿真及試驗驗證

本文采用AMESim軟件，分別對方案1和方案2進行一維建模，模型如圖2所示。一維模型考慮了質(zhì)量、摩擦、溫度及間隙的影響[3-5]，但未考慮溫度變化引起的材料熱膨脹對間隙的影響。

圖2 變排量泵AMESim軟件一維模型

3.1 滑塊及先導(dǎo)閥工作壓力

不考慮葉片腔內(nèi)液壓力的影響，滑塊工作壓力仿真值如圖3所示。方案1滑塊有效工作壓力約198～263 kPa，方案2滑塊有效工作壓力約123～169 kPa，仿真值與設(shè)計值較吻合。

圖3 滑塊工作壓力

先導(dǎo)閥工作壓力仿真值如圖4所示。在低壓模式下，方案1的先導(dǎo)閥開度始終為負值(不開啟)，在高壓模式下的開啟壓力約為500 kPa；在低壓模式和高壓模式下，方案2的先導(dǎo)閥開啟壓力分別約為198 kPa和510 kPa，與計算值較為吻合。

圖4 先導(dǎo)閥工作壓力

3.2 轉(zhuǎn)速壓力特性

在135 ℃及同一固定負載下，2種方案轉(zhuǎn)速壓力特性曲線試驗值與仿真值如圖5所示。由圖5(a)可知，方案1在低壓模式下的仿真值與試驗值接近。在低壓模式下，由于方案1的先導(dǎo)閥不參與變量，變量后泵的調(diào)壓僅靠滑塊彈簧，曲線有所上升；在高壓模式下，仿真曲線與試驗曲線趨勢一致，仿真曲線略低于實際曲線。由圖5(b)可知，方案2在低壓模式下的仿真曲線與試驗曲線趨勢一致，仿真曲線略低于實際曲線。在低壓模式下，由于方案2的先導(dǎo)閥仍會參與調(diào)壓，調(diào)壓后的壓力較方案1更接近水平線；在高壓模式下，方案2的仿真曲線與試驗曲線趨勢一致，仿真曲線略低于實際曲線。

圖5 轉(zhuǎn)速壓力特性曲線仿真值與試驗值對比

在80 ℃和135 ℃下，2種方案的轉(zhuǎn)速壓力特性曲線試驗值如圖6所示。由圖6(a)可知，隨著溫度上升，在高壓模式下，方案1變量后的最高壓力由510 kPa上升至550 kPa；在低壓模式下，變量后的最高壓力由190 kPa上升至230 kPa。由圖6(b)可知，隨著溫度上升，在高壓模式下，方案2變量后的最高壓力由550 kPa下降至510 kPa；在低壓模式下，變量后的曲線基本重合，最高壓力相差不大。該現(xiàn)象主要由以下2個原因造成。

圖6 轉(zhuǎn)速壓力特性曲線試驗值對比

(1)對于方案1，A腔與滑塊密封寬度小于控制腔與滑塊密封寬度，沿滑塊端面間隙滲入A腔的油液多于滲入控制腔的油液。隨著溫度上升，油液黏度下降且滑塊端面間隙增大，導(dǎo)致滲入A腔的油液增多，使得在主油道壓力與較低溫度下的壓力相同時，控制腔內(nèi)的液壓力矩仍不可克服滑塊彈簧與A腔內(nèi)的液壓合力矩以推動滑塊變量。因此結(jié)果顯示為：隨溫度上升，方案1的主油道與泵出口調(diào)壓壓力增大。

(2)對于方案2，葉片間的高壓區(qū)油液沿滑塊端面間隙滲入控制腔。隨著溫度上升，油液黏度下降且滑塊端面間隙增大，滲入控制腔的油液量增加，在主油道壓力未達到與較低溫度下的壓力相同時，控制腔內(nèi)壓力已到達設(shè)計的變量壓力，滑塊開始變量。結(jié)果顯示，為隨著溫度上升，方案2的主油道與泵出口調(diào)壓壓力減小。

3.3 流量壓力特性

在130 ℃下，2種方案的流量壓力特性曲線試驗值如圖7所示，特性情況分析如下。

圖7 流量壓力特性曲線試驗值對比

(1)在高低壓模式下，變量拐點前，方案2流量大于方案1，二者相差不大。

(2)在高壓模式下，方案1控制腔內(nèi)油液泄壓后開始變量，對變量壓力的影響較小，使得方案1在不同轉(zhuǎn)速下的變量壓力(曲線拐點)接近，約為530 kPa。曲線拐點后呈垂直向下，截止壓力(流量為0時的壓力)與變量壓力基本相等，但高轉(zhuǎn)速時，曲線末端振蕩較大；方案2控制腔內(nèi)油液增壓后開始變量，其腔內(nèi)油液對變量壓力的影響貫穿整個變量過程，體現(xiàn)為轉(zhuǎn)速1 000 r/min時變量壓力為530 kPa，轉(zhuǎn)速4 000 r/min時變量壓力為475 kPa，變量壓力隨著轉(zhuǎn)速的上升而減小。曲線拐點后存在一定斜度，截止壓力與變量壓力存在一定差值(轉(zhuǎn)速4 000 r/min時為50 kPa)，但曲線末端較光滑。

(3)在低壓模式下，方案1先導(dǎo)閥不參與變量過程，不同轉(zhuǎn)速下的變量壓力隨轉(zhuǎn)速上升而下降，流量壓力特性曲線拐點后存在一定斜度，截止壓力與變量拐點存在一定差值；方案2先導(dǎo)閥參與變量過程，變量壓力隨轉(zhuǎn)速上升略有下降，穩(wěn)定性優(yōu)于方案1。

4 結(jié)論

本文針對2種柴油機用變排量機油泵，采用AMESim軟件進行性能對比分析，得出以下結(jié)論。

(1)采用一維仿真模擬，綜合考慮質(zhì)量、摩擦、溫度和間隙對機油泵變量性能的影響，2種控制方案仿真值與試驗值吻合良好。

(2)在低壓模式下，方案1變量后的調(diào)壓能力較差，變量后的轉(zhuǎn)速壓力特性曲線有所上升，流量壓力特性曲線拐點隨著轉(zhuǎn)速的上升而下降，變量壓力間最大差值為55 kPa。方案2調(diào)壓能力較好，調(diào)壓后的轉(zhuǎn)速壓力特性曲線接近水平線，流量壓力特性曲線拐點差值僅為10 kPa。

(3)在高壓模式下，方案1與方案2調(diào)壓能力接近，變量后的轉(zhuǎn)速壓力特性曲線均接近水平線。方案1的截止壓力與變量壓力一致性較好，但流量壓力特性曲線末端存在較大的振蕩，方案2的截止壓力與變量壓力存在一定差值(轉(zhuǎn)速4 000 r/min時為50 kPa)，但曲線末端較為光滑。

(4)在高壓模式下，2種方案的溫升壓力反饋區(qū)別明顯，增壓式方案最高壓力隨溫度升高從550 kPa下降至510 kPa，泄壓式控制方案最高壓力隨溫度升高由510 kPa上升至550 kPa。