发动机一级变量机油泵的变量控制方法及其一级变量机油泵

摘要

本发明公开了一种发动机一级变量机油泵的变量控制方法及其一级变量机油泵。它包括三个步骤：步骤1是：发动机的转速从零到二级变排量泵起调变量对应的发动机转速时，一级变量机油泵的流量与发动机的转速成正比关系；步骤2是：发动机的转速从二级变排量泵起调变量对应的发动机转速到达一级变量机油泵最小输出排量时对应的发动机转速时，一级变量机油泵的流量保持不变；步骤3是：发动机的转速从一级变量机油泵最小输出排量时对应的发动机转速到发动机的最大转速时，一级变量机油泵的流量与发动机的转速成正比关系。本发明综合效果明显优于一级变量机油泵的控制方法和二级变量机油泵的控制方法，既节省设备投入的成本，同时又节省设备运行的成本。

权利要求

1.一种发动机一级变量机油泵的变量控制方法，它是在采用一级变量机油泵的发动机润滑系统中，在发动机运行过程中，利用发动机的转速控制一级变量机油泵的流量，包括三个步骤：步骤1是：一级变量机油泵第一不变排量阶段，发动机的转速从零到二级变排量泵起调变量对应的发动机转速时，一级变量机油泵的流量与发动机的转速成正比关系；步骤

2是：一级变量机油泵排量改变阶段，发动机的转速从二级变排量泵起调变量对应的发动机转速到达一级变量机油泵最小输出排量时对应的发动机转速时，一级变量机油泵的流量保持不变；步骤3是：一级变量机油泵第二不变排量阶段，发动机的转速从一级变量机油泵最小输出排量时对应的发动机转速到发动机的最大转速时，一级变量机油泵的流量与发动机的转速成正比关系。

2.如权利要求1所述发动机一级变量机油泵的变量控制方法，其特征在于所述步骤1中一级变量机油泵的流量与发动机的转速成正比关系的正比比率是一级变量机油泵的最大排量值。

3.如权利要求1所述发动机一级变量机油泵的变量控制方法，其特征在于所述步骤

2中一级变量机油泵的流量保持不变，其流量是采用二级变排量机油泵的发动机润滑系统中，二级变排量机油泵变量过程中的一级限定流量值。

4.如权利要求1所述发动机一级变量机油泵的变量控制方法，其特征在于所述步骤3中一级变量机油泵的流量与发动机的转速成正比关系的正比比率是一级变量机油泵的最小排量值。

5.如权利要求1所述发动机一级变量机油泵的变量控制方法，其特征在于所述步骤3中发动机的转速的变化范围是：发动机的转速从一级变量机油泵最小输出排量时对应的发动机转速到一级变量机油泵最大压力限制值时对应的发动机转速。

6.一种实现如权利要求1所述发动机一级变量机油泵的变量控制方法的一级变量机油泵，它包括壳体，转轴穿过壳体，转轴与转子连接，转子上设有径向可移动叶片，壳体内设有偏心的叶片支撑环，壳体内铰接连接变量滑块环，转子设在变量滑块环内；变量滑块环将壳体内腔分割成反馈压力油腔和回油腔，壳体内一侧设有变量弹簧，变量滑块环上设有变量弹簧压块，变量弹簧压块与变量弹簧有一段不变量空行程，其特征在于回油腔内设有变量滑块环的限位块。

7.如权利要求6所述一级变量机油泵，其特征在于壳体内还设有限压阀，限压阀的控制油道与壳体压力油输出端联通。

8.如权利要求6所述一级变量机油泵，其特征在于变量弹簧的起调压力为2±0.5bar。

说明书

发动机一级变量机油泵的变量控制方法及其一级变量机油

泵

技术领域

[0001] 本发明属于汽车发动机润滑油系统技术，具体涉及一种发动机一级变量机油泵的变量控制技术。

背景技术

[0002] 发动机润滑油系统中已广泛采用变排量机油泵进行润滑油供应。目前发动机润滑油系统中广泛使用的有一级变量机油泵和二级变量机油泵两种形式。

[0003] 对于现有一级变量机油泵的控制方法和二级变量机油泵的控制方法如图2所示，线条1是对于一级变量机油泵的控制方法曲线：分两步骤：步骤1是：发动机的转速n从零到一级变排量泵起调变量对应的发动机转速N2时，一级变量机油泵的流量与发动机的转速成正比关系，正比比率为一级变量机油泵的最大排量值，即F＝qmaxn，其中qmax为一级变量机油泵的最大排量值，n≤N2，F为一级变量机油泵的流量；

[0004] 步骤2是：发动机的转速n从一级变排量泵起调变量对应的发动机转速N2到发动机最大转速时，一级变量机油泵的流量不变，为一级变排量机油泵限定流量Q2，即F＝Q2，q(一级变排量机油泵的排量)随着转速的提高而减小，流量保持Q2不变。由于需要兼顾在高转速状态下的润滑需求，主油道变量控制压力一般控制在4bar左右，在机油温度高于100℃，变量机构的起调转速N2一般在3000rpm以上，在发动机主驱动范围内与定量泵差异不大，节油不明显。

[0005] 线条2二级变量机油泵的控制方法曲线，分为三步骤：

[0006] 步骤1是：发动机的转速n从零到二级变排量泵起调变量对应的发动机转速N0时，二级变量机油泵的流量与发动机的转速成正比关系，正比比率为二级变量机油泵的最大排量值，即F＝qmaxn，其中qmax为二级变量机油泵的最大排量值，n≤N2，F为二级变量机油泵的流量(第一级变量)；

[0007] 步骤2是：发动机的转速n从二级变排量泵起调变量对应的发动机转速N0到一级变排量泵起调变量对应的发动机转速N2(也是二级变排量泵的第二级起调变量转速应的发动机转速N2)时，二级变量机油泵的流量不变，流量为二级变排量机油泵一级限定流量Q1，即F＝Q1；

[0008] 步骤3是：发动机的转速n从二级变排量泵的第二级起调变量转速应的发动机转速N2到发动机的最大转速时，二级变量机油泵的流量直接上升二级变排量机油泵第二级限定流量Q2至不变。

[0009] 采用二级变排量机油泵的控制方法显然比采用一级变量机油泵的控制方法要节省变量泵的功率消耗。

[0010] 上述两种方法中，第一种方法中一级变量机油泵的结构简单，成本低，但运行能耗高；一般只在中低档车上使用；第二种方法中，虽然运行能耗低，但二级变量机油泵的结构复杂，成本高，一般只在高档车上使用。

发明内容

[0011] 本发明的目的在于提供一种发动机一级变量机油泵的变量控制方法及其一级变量机油泵，利用一级变量机油泵结构控制实现二级变量机油泵结构控制达到或超过的节能效果，以解决上述问题。

[0012] 本发明的技术方案之一是：发动机一级变量机油泵的变量控制方法，它是在采用一级变量机油泵的发动机润滑系统中，在发动机运行过程中，利用发动机的转速控制一级变量机油泵的流量，包括三个步骤：步骤1是：一级变量机油泵第一不变排量阶段，发动机的转速从零到二级变排量泵起调变量对应的发动机转速时，一级变量机油泵的流量与发动机的转速成正比关系；步骤2是：一级变量机油泵排量改变阶段，发动机的转速从二级变排量泵起调变量对应的发动机转速到达一级变量机油泵最小输出排量时对应的发动机转速时，一级变量机油泵的流量保持不变；步骤3是：一级变量机油泵第二不变排量阶段，发动机的转速从一级变量机油泵最小输出排量时对应的发动机转速到发动机的最大转速时，一级变量机油泵的流量与发动机的转速成正比关系。

[0013] 所述步骤1中一级变量机油泵的流量与发动机的转速成正比关系的正比比率是一级变量机油泵的最大排量值。

[0014] 所述步骤2中一级变量机油泵的流量保持不变，其流量是采用二级变排量机油泵的发动机润滑系统中中，二级变排量机油泵变量过程中的一级限定流量值。

[0015] 所述步骤3中一级变量机油泵的流量与发动机的转速成正比关系的正比比率例是一级变量机油泵的最小排量值。

[0016] 所述步骤3中发动机的转速的变化范围是：发动机的转速从一级变量机油泵最小输出排量时对应的发动机转速到一级变排量机油泵最大压力限制值时对应的发动机转速。

[0017] 本发明的技术方案之二是：一级变量机油泵，它包括壳体，转轴穿过壳体，转轴与转子连接，转子上设有径向可移动叶片，壳体内设有偏心的叶片支撑环，壳体内铰接连接变量滑块环，转子设在变量滑块环内；变量滑块环将壳体内腔分割成反馈压力油腔和回油腔，壳体内一侧设有变量弹簧，变量滑块环上设有变量弹簧压块，变量弹簧压块与变量弹簧有一段不变量空行程，回油腔内设有变量滑块环的限位块。

[0018] 所述壳体内还设有限压阀，限压阀的控制油道与壳体压力油输出端联通。

[0019] 所述变量弹簧的起调压力为2±0.5bar。

[0020] 本发明的变量控制方法利用一级变排量泵的结构控制实现二级变量机油泵结构控制达到或超过的二级变量机油泵变量控制的节能效果；其综合效果明显优于一级变量机油泵的控制方法和二级变量机油泵的控制方法，既节省设备投入的成本，同时又节省设备运行的成本。

[0021] 在结构设计方面，对于一级变量叶片机油泵来说，只在泵体内的回油腔内设变量滑块环的限位块，通过更改泵体很容易实现，变量弹簧同时抑制了泵体与变量滑块环的接触冲击。由于具有限位块，在发动机高转速区间时，变量滑块环在限位块的作用下，不再转动，一级变量叶片机油泵为定排量，大大降低了气蚀对变排量机油泵性能的影响，气蚀。

[0022] 将原一级泵的安全阀改为限压阀，限压阀泄漏的机油重新进入机油泵的吸油口。

[0023] 调节变量弹簧的刚度，使起调压力由4bar左右降低到2±0.5bar。

[0024] 上述结构的改变简单，成本低，该一级变量叶片机油泵能在各种乘用车辆上使用，既降低成本，又节省运行成本，达到降低油耗的目的。

附图说明

[0025] 图1一级变量叶片机油泵结构示意图。

[0026] 图2三种控制方法示意图。

具体实施方式

[0027] 如图1所示，它是一级变量叶片机油泵，它包括壳体6，壳体6内设有空腔，转轴12穿过壳体6，转轴12上连接有转子4，转子4上连接有径向可移动的叶片8，壳体6的空腔内还设有偏心叶片支撑环10，壳体1的空腔内通过销轴9铰接连接变量滑块环11，变量滑块环11与壳体的空腔之间设有密封装置5。变量滑块环11将壳体的空腔分割成反馈压力油腔7和回油腔13。壳体内一侧设有变量弹簧3，变量滑块环11上设有变量弹簧压缩突缘14；变量弹簧压缩突缘14与变量弹簧3之间有一个起始不变排量的空行程。上述结构构成泵体，泵体还包括其他结构，它与现有的一级变量叶片机油泵结构相同，不累述。在壳体的空腔内的回油腔13内设有变量滑块环的限位块2；在壳体内设有限压阀1，限压阀的控制油道与壳体压力油输出端联通，即限压阀泄漏的机油重新进入机油泵的吸油口。变量弹簧的刚度，使起调压力由4bar左右降低到2±0.5bar。

[0028] 上述一级变量叶片机油泵的变量控制方法：

[0029] 步骤1是：发动机的转速从零到二级变排量泵起调变量对应的发动机转速时，一级变量机油泵的流量与发动机的转速成正比关系，此时，一级变量机油泵的排量是不变的，即最大排量，即变量滑块环11上设有的变量弹簧压缩突缘14与变量弹簧3之间有一个起始不变排量的空行程过程。

[0030] 步骤2是：发动机的转速从二级变排量泵起调变量对应的发动机转速到达一级变量机油泵最小输出排量时对应的发动机转速时，一级变量机油泵的流量保持不变；即变量滑块环11转动，变量弹簧压缩突缘14开始压缩变量弹簧3到变量滑块环的限位块2的过程。此时，一级变量机油泵的排量在不断减小，流量是不变的。

[0031] 步骤3是：发动机的转速从一级变量机油泵最小输出排量时对应的发动机转速到发动机的最大转速时，一级变量机油泵的流量与发动机的转速成正比关系，即变量滑块环11受到变量滑块环的限位块2的限制，不能转动，此时，一级变量机油泵的排量在最小。

[0032] 依据本发明的方法实现的一级变量机油泵并不限于上述叶片式泵，也可以是其他结构的变量泵，如柱塞变量机油泵等。

[0033] 如图2所示：发动机的主驱动范围(不高于4000rpm)对一级变量泵的控制方法，在保证高转速发动机安全的情况下(6000rpm，主油道压力达到4bar左右)，降低了起始变量转速和机油压力(主油道压力2bar左右)，以一级变量泵的成本实现了接近电控二级泵的燃油节省，在某1.6L的发动机上，与原定量泵比较，在NEDC循环下，可实现50％的泵对泵的节省。

[0034] F：机油泵流量；n：发动机转速；q：机油泵排量；N0：二级变排量泵第一级起调变量对应的发动机转速，EC8机油泵设定为1500rpm；N1：一级变量泵达到最小排量时发动机转速；EC8机油泵设定为2000rpm；N2：一级变排量泵起调变量对应的发动机转速，也是二级变排量泵第二级起调变量对应的发动机转速，EC8机油泵设定为3000rpm；N3：一级变排量泵限制最小排量的一级变排量机油泵最大压力限制点时(限压阀的控制压力)的发动机转速，EC8机油泵设定为4000rpm；Q1：二级变排量机油泵变量过程中的一级限定流量值；Q2：一级变排量机油泵变量过程中限定流量值或二级变排量机油泵变量过程中的二级限定流量值；qmax：一级变量机油泵的最大排量值；qmin：一级变量机油泵的最小排量值；W1：一级变排量泵的功率消耗；W2：二级变排量泵的功率消耗；W3：限制最小排量的变排量机油泵的功率消耗(本发明)。

[0035] 线条三是本发明的控制方法

[0036] 三种方案的流量描述如下：

[0037] 一级变排量机油泵(一级变量机油泵的控制方法)

[0038] F＝qmaxn，n≤N2；F＝qn＝Q2，q随着转速的提高而减小，泵流量保持Q2不变；

[0039] 二级变排量机油泵(二级变量机油泵的控制方法)：

[0040] F＝qmaxn，其中qmax为机油泵最大排量，n≤N0，F≤Q1；

[0041] F＝Q1，N0≤n≤N2；

[0042] F＝Q2，n＞N2；

[0043] 限定最小排量的一级变排量机油泵(本发明的控制方法)：

[0044] F＝qmaxn，其中qmax为机油泵最大排量，n≤N0，F≤Q1；

[0045] F＝Q1，N0≤n≤N1；

[0046] F＝qminn，其中qmin为机油泵最小排量，n≥N1；

[0047] 本发明得到了一流机油泵供应商MAGNA和GATES公司的肯定，在行业中居于领先位置，具备很高的性价比。

[0048] 三种变排量机油泵节油比较

[0049] 以下是一级变排量机油泵，二级变排量机油泵，限定最小排量的一级变排量机油泵(本发明)的三种机油泵的功率对比分析，η为机油泵机械效率

[0050] W1＝W2＝W3，当n≤N0时

[0051] 当N0≤n≤N1时

[0052] W2＝W3，ΔW13＝W1-W3＝(n-N0)qmax(P-P1)/η；

[0053] 当N2≥n≥N1

[0054] ΔW32＝W3-W2＝(n-N 1)qmin(P-P1)/η，

[0055] ΔW12＝W1-W2＝(n-N0)qmax(P-P1)/η，

[0056] ΔW13＝W1-W3＝(n-N0)qmax(P-P1)-(n-N1)qmin(P-P1)/η

[0057] 在B点附近二级变量机油泵的控制方法获得最大节省，正比于ABC合围的三角形面积。

[0058] 当N3≥n≥N2

[0059] W1＝W2

[0060] ΔW23＝W2-W3＝{Q2-(N3-n)qmin}(P2-P)/η

[0061] 在D点附近本发明方法获得最大节省，正比于CDE合围的三角形面积。

[0062] 当n＞N3

[0063] W1＝W2

[0064] ΔW32＝W3-W2＝(n-N3)qmin(P-P2)/η

[0065] 在G点达到最大，正比于EFG合围的三角形面积

[0066] 结果显示，发动机转速在4000rpm以下，二级变排量机油泵的控制方法和限定最小排量的一级变排量机油泵控制方法(本发明)平均的功率消耗相当，与一级变量泵节省明显，尤其在发动机转速在N2和N3之间时，本发明的功率消耗最小。

[0067] 在发动机转速高于4000rpm，本发明功率消耗相较二级变量泵控制方法有一定增加，但发动机在整车上的实际工作转速低于4000rpm。在实际的发动机运行中没有意义。除了带来油耗节省外，发动机的最大扭矩会有所增加(3750rpm)，最大功率会有一定下降，但最大扭矩有更实际的意义。

[0068] 在机油温度下降时，N0，N1，N2，N3都会减小，而车辆实际的驾驶转速也会降低，节油效果会有一些差异，但在发动机工作的典型工况，例如NEDC循环，与一级变量泵相比能够实现泵对泵25％以上的节省。

[0069] 在实际的节油效果与二级变排量机油泵相当的情况下，限定最小排量的一级变排量机油泵(本发明)没有电磁阀，没有第二反馈压力腔及密封等结构，成本有显著降低。