变排量机油泵（共3篇）
变排量机油泵 篇1
0概述
机油泵作为发动机润滑系统的重要组成部分,对整个发动机的正常运转起到关键作用。定排量机油泵靠内部的限压阀限制压力,但此时机油泵仍在最大输出量下,需消耗发动机的动力,能源利用率较低。与传统机油泵相比,变量泵可根据发动机实际工况进行匹配,能有效地改善发动机燃油经济性。研究[1]表明:与使用定排量机油泵相比,发动机使用变排量机油泵可减少3%的能源消耗与CO2排放量。目前,常用的变排量机油泵主要有齿轮式、叶片式和转子式,齿轮式比其他两种控制更加精确,运行效率更高,被广泛应用于乘用车润滑系统中。齿轮式变排量机油泵可在低压和高压两种压力状态下工作,为更好地满足发动机运行工况,低压至高压状态的切换过程需平稳且快速地完成,现有齿轮式变排量机油泵压力切换过程压力冲击较大,响应时间较长。
变排量齿轮式机油泵可分为双齿和三齿型,文献中对这两类泵研究较少。文献[2,3]在新型发动机介绍中对双齿轮式变排量机油泵相关性能及结构进行阐述,其余研究多见于企业培训文档。三齿轮式变量机油泵多用于多用途车辆中,文献[1]对其结构原理进行介绍,并通过与定排量泵对比试验分析其压力、流量及机油消耗特性。以上研究均未对压力切换过程进行相关研究。
本文中以某型车用发动机润滑系统双齿轮式变排量机油泵为研究对象,利用一维多领域仿真平台软件AMESim建立机油泵模型,对机油泵排油口压力切换过程进行分析,并通过在电磁阀和换向阀之间添加阻尼孔、减小换向阀阀芯台肩宽度两种方法对切换过程进行优化。
1 工作原理
齿轮泵流量[4]满足等式(1)。
式中,n为齿轮泵转速,r/min;q为齿轮泵排量,mm3/r;B为主从动齿轮啮合齿宽,mm;S为主从动齿轮齿槽端面面积之和,mm2;ηv为容积效率。由此可知,齿轮泵流量与转速成正比,与啮合齿宽成反比。
传统定排量齿轮泵啮合齿宽保持不变,而变排量齿轮式机油泵啮合齿宽可根据实际工况发生改变,其工作原理如图1所示。
发动机ECU根据实际工况向电磁阀中输入脉冲信号控制其通断。电磁阀打开时,控制油路的机油通过电磁阀流向换向阀1#孔。当转速增大时,在换向阀的作用下从动齿轮向右移动,啮合齿宽变小,由式(1)可知,这样可限制流量的进一步增大,使流量和压力保持在相对稳定阶段(低压状态)。
当电磁阀关闭时,1#孔中油路断开,换向阀阀芯回位至右位,从动齿轮在弹簧力作用下回位,啮合齿宽增加,系统压力和流量增大。当排油口压力增大使换向阀工作在中位时,从动齿轮轴向动态平衡,压力和流量重新达到稳定状态(高压状态)。此过程使机油泵由低压状态切换至高压状态,从而实现两级压力输出。
2 机油泵控制机构运动分析
图2为机油泵控制过程图。机油泵主要通过换向阀往复运动及从动齿轮轴向运动实现对排油口压力的控制,换向阀和从动齿轮为机油泵控制机构。排油口压力可分为稳定状态(高压和低压)和高低压切换状态两种状态。对换向阀和从动齿轮在两种压力状态下的运动情况进行分析。
2.1 换向阀运动分析
齿轮泵产生油压将促使换向阀作用从而使从动齿轮轴向运动。在压力稳定时,阀芯相对静止。在不考虑液动力的影响下,对阀芯进行受力分析,如图3所示。其中,容腔A中液压力为p5,阀芯端面受力面积为S3,容腔中端面受力平衡,Ft为换向阀弹簧力。
当电磁阀打开时,1#阀孔中通有液压油,阀芯在压力稳定(低压状态)时运动满足等式(2)[5]。
式中,k1为弹簧刚度,N/m;x1为稳定状态时换向阀弹簧压缩量,mm;p1和p2分别为图3中1#和2#阀孔中液压力,kPa;S1、S2和S3分别为液压力作用的阀芯端面面积,mm2。
当电磁阀关闭时,1#阀孔中油压将减小至零,阀芯受到向左的力减小。阀芯先向右回位然后向左压缩弹簧,在此过程中弹簧一直处于压缩状态。其运动满足等式(3)。
式中,x2为压力切换过程中换向阀弹簧压缩量,mm;m1为阀芯质量,kg;a1为阀芯运动过程中的加速度,m/s2。
当机油泵切换至高压稳定状态时仍满足式(2),此时端面S1所受液压力p1将减小为零。
由此可知,机油泵排油口压力发生切换根本原因在于电磁阀关闭使1#阀孔中油压减小至零。
2.2 从动齿轮轴向运动分析
换向阀阀孔4和阀孔6分别与从动齿轮两端连接,控制从动齿轮轴向运动,其受力分析如图4所示。其中,FT为从动齿轮单元弹簧力。当机油泵在高压和低压稳定状态时,从动齿轮相对静止,从动齿轮单元运动满足等式(4)。
式中,p4、p6分别为从动齿轮左右端所受液压力,kPa;S4、S6分别为从动齿轮两端端面面积,mm2;k2为从动齿轮单元弹簧刚度,N/m;x3为压力稳定状态时的从动齿轮弹簧压缩量,mm。
在压力切换过程中,从动齿轮先向右回位然后压缩弹簧向左运动,最终达到相对静止状态,整个过程中从动齿轮单元弹簧一直处于压缩状态。运动过程满足等式(5)。
式中,x4为压力切换时的从动齿轮弹簧压缩量,mm;m2为从动齿轮单元质量,kg;a2为从动齿轮运动过程中加速度,m/s2。
由此可知,从动齿轮两端所受液压力、齿轮两端端面面积等会对压力切换过程中的啮合齿宽产生影响,从而影响压力切换过程中的排油口压力。
3 模型建立与试验验证
结合上述对机油泵控制机构运动的分析及文献[6]中关于定排量齿轮泵的建模方法,利用AMESim建立图5所示变排量机油泵模型。设置相关参数,见表1。
在AMESim模型中,为模拟发动机工作状况,在5 250r/min时调节电磁阀信号b实现电磁阀关闭,从而使压力切换至高压状态;通过调节节流口A模拟润滑系统液阻[7],调节标准为5 250r/min时流量达到24L/min;仿真步长为5 ms,容许误差为10-5,仿真时间为21.5s。
为验证模型正确性,对机油泵进行台架试验,参照文献[8]中所述方法搭建机油泵试验台架,如图6所示。试验中用节流口模拟滤清器液阻,用流量调节阀模拟润滑系统流阻,其调节标准与模型中节流口A直径调节标准一致,用气动阀代替电磁开关阀实现机油泵压力切换。图7为试验现场图。
图8和图9分别为机油泵过滤后压力与流量仿真与试验对比曲线。机油泵过滤后压力最大误差为2.88%,流量最大误差为5.14%;低压状态压力设计目标值为160kPa±25kPa,高压状态为180kPa±20kPa,试验与仿真结果均在目标值范围内。由此可知,机油泵仿真计算与试验结果吻合较好,模型精度较高,可用于机油泵排油口压力切换过程优化计算。
4 机油泵压力切换过程参数优化及验证
对机油泵控制机构运动分析可知,排油口压力切换影响因素主要包括换向阀1#孔中油压变化情况和从动齿轮两端受力两方面。本文中主要从这两方面对压力切换过程进行优化。排油口压力切换过程优化目标是:在对高低压稳定状态压力影响不大的前提下,尽量缩短压力切换所需时间,减小压力切换过程中的压力冲击。理想切换过程和优化前原型机实际压力切换过程如图10所示。
4.1 阻尼孔直径对压力切换过程的影响
电磁阀关闭后,由于换向阀1#阀孔中油压减小过快,导致啮合齿宽和排油口处压力在切换过程中产生突变。1#孔中油压减小速度变缓可减小压力冲击,这可通过在电磁阀和换向阀之间添加阻尼孔实现,如图11所示。
图12为不同阻尼孔直径D对应的压力切换过程中1#孔中压力、啮合齿宽和排油口压力变化情况。由图12可见,添加阻尼孔后1#孔阀孔中产生背压,啮合齿宽、排油口压力切换更加平顺,减小了排油口压力冲击,但当阻尼孔直径过小时,会导致稳定状态时啮合齿宽过小,对稳定状态时排油口压力影响过大,因此优化过程中阻尼孔直径应在0.7~0.9mm中选择。添加阻尼孔后主要缺点在于压力切换过程中Δt时间段内排油口压力相对原结构压力减小,这可通过后文所述方法弥补。
4.2 台肩宽度对排油口压力切换过程影响
如图13所示,换向阀4#和换向阀6#阀孔分别与从动齿轮两端连接,适当改变两阀孔对应的阀芯台肩宽度L(台肩两侧改变相同宽度)可改变齿轮两端液压力,从而影响排油口压力切换过程。
在原结构添加阻尼孔基础上(以阻尼孔直径为0.85mm为例),分析台肩宽度变化对压力切换过程的影响。从不同台肩宽度对应的压力切换过程(图14(a))可知,台肩宽度减小时(原宽度为5.2mm),切换过程中油压增加,这可弥补添加阻尼孔后造成的切换过程Δt时间段压力降低;但是,台肩宽度减小导致稳定状态下的啮合齿宽(图14(b))和排油口压力均增大。为防止过调,同时兼顾压力切换过程和稳定状态下的压力,台肩宽度最小取值为4.6mm;在压力切换过程优化中,台肩宽度取值为4.6~5.2mm。
阻尼孔直径和台肩宽度同时影响着排油口压力切换过程,为考虑两者的交互作用,确定两参数最佳组合,所采用方法是:在阻尼孔直径0.7~0.9mm范围内,每隔0.05mm作为一点,确定5个参数值作为阀口直径的优选值;同样在台肩宽度4.6~5.2mm范围内,每隔0.1mm作为一个点,确定7个参数值作为台肩宽度优选值。将确定的阀口直径和台肩宽度进行两两组合,共计组成35组数据,然后将这35组数据分别在所建模型中进行模拟计算,将所得排油口压力切换过程进行对比分析,依据优化目标,对参数组合进行筛选。图15为从35组仿真结果中选出的6组相对较优结果,组合表示形式为(阻尼孔直径,台肩宽度)。本文中选取组合1作为最终优化结果,其阻尼孔直径为0.9mm,台肩宽度为4.8mm(台肩两侧在原结构基础上各减小0.2mm)。
为验证上述优化方法的有效性,根据优化结果制造出新型机油泵样机,进行试验实测,结果如图16所示。由图16所见,优化前的压力切换过程中的压力冲击较大(442.8kPa),优化后则可以平顺地由低压切换至高压状态。优化前,排油口压力在B点达到稳定状态,所需时间为0.189s;优化后,压力在A点达到相对稳定状态,所需时间为0.127s,即压力切换过程所需时间缩短了32.8%。此试验中采用气动阀代替电磁阀,会对压力变化形成一定的延迟,导致试验中冲击力比仿真值小。综上可知,本文中提出的优化方法对于压力切换过程的优化是有效的。
5 结论
(1)提出两种措施用于优化机油泵排油口压力切换动态过程:在电磁阀和换向阀之间添加阻尼孔,阻尼孔直径在0.7~0.9mm范围内取值;适当减小换向阀阀芯左侧两台肩宽度,宽度在4.6~5.2mm范围内取值。
(2)通过仿真计算和试验实测对比验证了所述优化方法的有效性。确定了最佳的阻尼孔直径0.9mm和与之对应的台肩宽度4.8mm(在原有台肩宽度基础上两侧各减小0.2mm)。优化后的排油口压力切换时间缩短32.8%,压力切换过程更平顺。
摘要：利用AMESim建立变排量齿轮式机油泵计算模型,并通过试验验证模型的有效性。对机油泵排油口压力状态切换过程进行分析,提出在电磁阀和换向阀之间添加阻尼孔、减小阀芯台肩宽度两种方法对压力切换过程进行优化,并通过试验验证此方法的有效性。研究结果表明:当阻尼孔直径为0.9mm、台肩宽度为4.8mm时可明显减小排油口压力切换过程中的压力冲击,且切换时间缩短了32.8%。优化后的机油泵压力切换过程的动态响应更能满足发动机实际工况需求。
关键词：内燃机,AMESim,齿轮式,可变排量,压力切换,过程优化
参考文献
[1]VOIGT D.Variable flow spur gear oil pump for utility vehicle engines[J].MTZ Worldwide,2011,72(4):24-99.
[2]EISER D I A,ADAM I S.Der neue 1,8-l-TFSI-motor von Audi[J].MTZ-Motor Technische Zeitschrift,2011,72(6):466-475.
[3]NEUER H J.The new 4.8-litre V8 gasoline engines of porsche featuring direct fuel injection and variable valve control[J].MTZ Worldwide,2007,68(12):2-6.
[4]李玉龙.外啮合齿轮泵困油机理模型及试验研究[D].合肥:合肥工业大学,2009.
[5]何存兴.液压元件[M].北京:机械工业出版社,1982.
[6]MIKESKA D,FURNO F.1Dmodelling approach for a conventional external gear pump using AMESim:report of Recent Advances in Aerospace Actuation Systems and Components[R].Toulouse:LMS,2010.
[7]熊俊俏,杨志芳,谈宏华,等.机油泵测试系统的研制[J].工业仪表与自动化装置,2010,11(4):77-79.
[8]李锵,倪计民,南江,等.基于AMESim的叶片式可变排量机油泵产品开发[J].内燃机工程,2013,34(3):77-81.LI Q,NI J M,Nan J,et al.Development of vane type variable flow oil pump based on AMESim[J].Chinese Internal Combustion Engine Engineering,2013,34(3):77-81.
变排量机油泵 篇2
随着油耗法规的日益加严,发动机自身的节能技术越来越受到关注。变排量机油泵即为其中之一。
发动机润滑系统用油需求的瓶颈在热怠速工况,其决定了机油泵的转排量。传统定排量机油泵的供油量随转速线性增加,在满足热怠速需求的同时中高转速有较大浪费[1,2]。为解决这一问题,变排量机油泵应运而生。
1发动机的用油需求
精确了解发动机的用油需求是匹配变排量机油泵的前提。需求可能以流量方式提出、也可能以压力方式提出。但压力比流量测量方便,因此,通常要将流量需求转化为压力需求。用油部件位于发动机的各个部位,可将其压力需求加上油路压损后换算为对发动机主油道的压力需求。这样,问题被大大简化了。
以某直列四缸自然吸气发动机为例,某油温下对主油道的压力需求如图1。
图中:1为液压挺柱(HLA)的需求2为可变气门正时(VVT)的需求3为活塞冷却喷嘴(PCJ)的需求4为曲轴颈在最大转速时的需求5为曲轴颈在各转速下的需求
HLA需求1可由供应商提供。油压过低时会发生挺柱发软、气门机构异响等问题。VVT需求2也可由供应商提供。油压过低时VVT无法动作或动作速度过慢。对PCJ需求3,需先从爆震、活塞耐受温度等角度定义喷油转速,再结合PCJ开起压力得出在该转速下主油道应达到多大压力。并且,有时为了降低压力需求还会再适当下调PCJ开起压力。需求4依据专项低油压耐久压试验及长期的试验积累。曲线5是对试验数据统计后做出的保守估计,供参考,也可根据流体动载轴承计算公式、轴颈散热公式等进行理论计算得出。
除此之外,还有凸轮轴颈的需求、正时链条的需求、缸孔的需求等。但这些需求都不是润滑系统设计的瓶颈,因此忽略。
主油道的油压应能覆盖所有用油部件的需求。 由此得出" 主油道压力需求" 曲线,如图2。
需注意,PCJ的需求3可随发动机工况的变化而变化。如,某部份负荷时3000rpm之前都不需要PCJ喷油,则主油道压力需求可变化如图3。此外, 其它零部件的需求也可能随工况而变化,但因影响不大或不是设计的瓶颈,通常不做考虑。
2变量泵的匹配
匹配的核心是" 按需分配、减少浪费" ,主要通过改变转排量来实现。但受自身结构限制,每种变量泵有其固有的特性,导致节省情况不同。下面列举几种典型情况:
( 1) 叶片式一级变量泵:
以图2的需求为例,该型变量泵的匹配如图4。 其只有一次变排机会,为满足D点的需求,变排拐点选在了E,从而产生了浪费区域B - C - D - E。
注:粗实线为"主油道压力需求",细实线为"变量泵供给",后同。
( 2) 电磁阀控制的叶片式二级变量泵:
以图2的需求为例,该型变量泵的匹配如图5。 其有两次变排机会,分别为B点和E点,可实现供给曲线A - B - C - E - D,从而使浪费区域减少为C - D - E。
但如果要考虑PCJ的需求可变( 图3) ,则该型泵的匹配有图6、图7两种情况。
图6中机油泵在G点一级变排,在H点二级变排。产生了B - C - D - G和E - F - H两块浪费区域。
与图6相比,图7中机油泵从B点即一级变排, 压力更低,中低转速节省的更多。但中高转速浪费区域扩大为D - E - F - G。此外,因供给线C - G由机油泵的电磁阀控制,能根据PCJ需求调整到不同转速,所以上述" 中低转速节省的更多" 和" 中高转速浪费区域扩大" 的幅度是随发动机工况而变化的。即,不需要PJC喷油时,供给线C - G段可尽可能的向高转速移动以获得最大的节省; 需要PCJ提前喷油时,C - G段可向低转速移动,甚至取消一级变排直接进入二级变排。对NEDC测试图7的这一策略比图6有优势。因为,NEDC循环中相当长的时间内发动机的温度和负荷都不高,不需要PCJ喷油,并且转速大部份在2000rpm以下。用户实际使用工况也多在中低转速,与此类似。
( 3) 电磁阀控制的叶片式三级变量泵:
图7中之所以有浪费区域是因为泵只能变排两次。如果能变排三次,则情况如图8。在D - E区域获得了更大的节省。不过这部份位于中高转速,对NEDC或普通用户来说很少用到。
( 4) 叶片式连续可调变量泵:
以上几种泵的供给曲线都是由有限的直线段组成的,局限性很大。而连续可调变量泵的自由度就大了很多,其比例电磁阀可实现泵的供给曲线与主油道需求曲线完全重合,并且可随需求的变化( 如图3) 而变化。如果再能与油压传感器、油温传感器配合,理论上可实现全工况范围无浪费。
以上机油泵的供给曲线有鲜明的拐点。但实际有些拐点将被R弧取代。这就要对供给线做适当调整,以覆盖所有的需求点。另外,因存在发动机个体差异、发动机长期使用后油压下降等因素,还要增加一些安全余量。综合这些因素之后才能得出最终的机油泵供给曲线。
最后,在发动机润滑系统试验中测量各用油部件入口处的油压,如果所有的用油需求都能得到满足,则说明变量泵匹配成功!
除以上列举的情况之外,还有其它类型的变量泵和用油需求。如,外齿轮式变量泵、机械阀控制的叶片式二级变量泵[3]、转子式变量泵[4]; 再如,可变气门正时( VVL) 的需求、涡轮增压器( TC) 的需求等。虽然其供给线和需求线各不相同,但匹配思路是一致的。
3节能评估
此处在同排量的定量泵、变量泵之间做评估。
(1)定性分析:
以NEDC循环为例,其大部份工况在2000rpm以下。因此,评估是否节能重点看2000rpm以下区间。
如图4的一级变量泵,其变排拐点E在2000rpm,NEDC的大部份工况都位于A - B - E上, 即变排拐点之前。因此节能效果不明显。
再看图5、图6、图7,虽然都是二级变量泵,但在2000rpm以下图7节省的更多。
与图7相比,图8在D - E段节省的更多,但其在3000rpm以上,所以对NEDC贡献有限。如果考虑性价比,三级变量泵可能不占优势,甚至不如连续可调变量泵划算。
再如对常期工作在额定转速的航空发动机,重点关注额点转速时的节省情况。所以图5所示的一级变量泵是最佳选择。
( 2) 定量分析:
使用变量泵后发动机摩擦功的变化主要受以下因素影响: 机油泵液压功的节省,机油泵机械功的变化,润滑油供给减少后发动机用油部件功耗的变化。 其中后两项影响相对较小,主要考虑泵液压功的节省。计算公式如下:
式中:
N—液压功率,k W
Q—泵油量,L/min
p—泵出压力,MPa
某型直列四缸发动机,定排量机油泵排量19. 1cc / r,传动比1: 1,发动机2000rpm时转子理论泵油38. 2L/min,润滑系统一维计算得90℃ 泵出口压力为0. 44MPa,则此时液压功为:
如果按图7设计二级变量泵,则2000rpm时已经一级变排,此时排量约12. 5cc /r,理论泵油约25L / min,一维计算得90℃ 泵出口压力为0. 25MPa, 此时得液压功:
即,变量泵的液压功节省了0. 18k W或0. 86Nm。该结果也可直接通过机油泵性能测试或发动机摩擦功测试得出。
下面推导NEDC油耗的节省率的计算公式:
式中:
Pe—发动机有效功率,k W
B—燃料消耗率,kg/h
Hu—燃料低热值,k J/kg
ηc—燃烧效率
ηt—热功转换效率
ηm—机械效率
对定排量和变排量机油泵,整车运行所需要功率、即Pe不变。参数Hu、ηc、ηt也不变。由2式可得油耗比即为:
式中下标" 变" 、" 定" 分别代表变量泵和定量泵对应的参数,下同。又:
式中:
Te—发动机有效扭矩,Nm
Tm—发动机摩擦功消耗扭矩,Nm
将4式代入3式可得:
前文所述的案例中,驱动整车所需扭矩Te = 21Nm; 发动机为定量泵、油温90℃ 、转速2000rpm时摩擦功Tm定= 15. 5Nm; 同条件下变量泵摩擦功Tm变= 15. 5 - 0. 86 = 14. 64Nm。 则燃料消耗率比为:
即,在该工况下二级变量泵比定量泵节油2. 36% 。
若将NEDC循环离散为若干个工况,通过上述方法分别求油耗值、再求和,即可得到整个NEDC的油耗节省率。不过,对于手工计算来说工作量还是很大。为简化计算,可从ECE循环和EUDC循环中分别取一个工况点。在以往的类似车型的测试中该点的瞬时油耗应分别与ECE、EUDC的平均油耗相当。通过对这两个工况点的评估来预测变量泵在NEDC测试中的油耗节省率。虽然引入了误差,但从工程应用角度,该方法简便可行。
4总结与建议:
( 1) 变排量机油泵是非常有效的节能技术。以NEDC循环为例,二级变量泵技术是可以实现2% 燃油节省的。但其需要与发动机运行工况、润滑系统零部件需求等进行很好的匹配。
( 2) 匹配设计的关键在于确认发动机的用油需求。目前最困难的是轴颈的用油需求,相关研究及文献还不多。
汽车变排量空调技术研究 篇3
关键词：汽车空调,变排量压缩机,技术创新
随着汽车产业的快速发展, 人们对汽车空调性能舒适性的要求不断提高, 因而汽车行业对汽车空调技术的研究也在进一步深入。对于不是独立的固定排量压缩机汽车空调系统来讲, 一方面, 在内部温度波动幅度较大时, 由于频繁的系统开停, 从而增加了系统的能量消耗而产生不可逆的磨损。另一方面, 压缩机周期性的汽车发动机离合器, 也可引起严重的阻碍。上述问题要想解决, 并满足汽车空调负荷的要求标准, 装有变容式的压缩机的汽车空调已经研发出来了。和传统的固定排量压缩机相比, 变排量压缩机, 可根据负荷自动对排量实行有效调节, 不仅在车厢里创造更舒适的环境, 也大大降低了功耗, 所以可变排量压缩机已被广泛地应用于车辆空调系统。
洁净度汽车变排量空调压缩机, 价钱高, 从而阻止了这种压缩机被广泛用于汽车空调系统上。笔者研究了在各种变容式压缩机上存在的问题, 对于组件的研发和技术创新有了新的设想, 以期能够推广, 在汽车上广泛安装变排量空调。
1 汽车空调发展状态
舒适性是汽车空调最基本、最客观的要求, 人们对空调系统的冷却效果也提出了全新的要求。一般情况下, 20℃~28℃是人体感觉的舒服温度, 低于14℃, 人体会感到寒冷, 而下降到0℃, 就会造成冻伤, 驾驶员的注意力容易分散, 从而导致事故。一旦温度大于28℃, 人就会有闷热的感觉。如果大于40℃, 就有害了。夏季, 汽车应在25℃, 冬季应在18℃。
2 市场新型压缩机的现状
市面上主流固定排量压缩机, 速度变化随着汽车发动机的变化, 这使得室内温度波动大, 发动机的扭矩输出也受影响。由于启动压缩机, 导致高速行驶过程中, 该车在启动和停止压缩机产生瞬时加速或减速, 从而使驾乘人员感到显著推前感和后退感, 这种时变的速度, 对汽车的安全性有很大的影响。变排量压缩机就可以解决这个问题。开启这样的空调压缩机, 在阳光的照射下, 车的速度等因素对车内的温度自动调, 压缩机的转速等因素输出位移, 从而使内部温度可以保持一个较小的波动范围, 而压缩机不再因频繁停止和开启, 引起乘员有被推回和不适的感觉了。成本高的现有的可变排量压缩机系统, 有特别苛刻的清洁度要求, 主要用于高档轿车。成本和系统等因素较高的要求, 在经济客车和卡车等商用车辆系统, 还没有被普及。
3 新型压缩机的技术创新
这一阶段的主要目的是, 根据对改进现有的可变排量压缩机技术, 来实现降低材料成本和制造成本的目的, 对使用环境的压缩机系统, 要求也要大大降低, 以便改进后的容积式压缩机可广泛使用在商业和经济型的乘用车上。对市场上现有的固定排量压缩机, 要想替换, 尤其适用于经济汽车和商用汽车, 主要要对其自身的结构和材料进行变换和变革。
A.制造旋转斜盘压缩机, 已被引入表面材料, 但是这一技术一直被国外垄断, 这些材料也一直处于进口状态。对斜盘表面通过改进, 降低用料费用。在旋转斜盘的表面, 处理表面结构, 以强化斜板的抗摩擦性能和使用性能, 以提高可靠性, 让压缩机的使用寿命大大增强, 减少这方面带来的损失。
B.提高汽缸的结构, 并对其进行科学合理的改革。在压缩机的汽缸支承结构位置, 进行必要的改善, 以简化这种移动部件的结构, 压缩机工作可靠性大大增加, 减少了使用原料和钢类型的处理步骤, 以使汽缸生产成本结构得到显著降低, 这对可变式空调压缩机大范围运用于汽车行业, 提供了前提。
C.对滑履的结构改善是一个较为关键的部位。内部润滑性能被提高了, 这对提高压缩机的使用寿命是一个关键改进。
D.提高压缩机的活塞结构。对同一类型的外国活塞环压缩机进行消除, 变更活塞表面涂覆耐磨材料, 简化了压缩机内部构造, 这对压缩机的可靠性大大提高。
E.压缩机的油分离结构要附加在出处, 此举可以让冷冻机的油只有极少量的排出压缩机, 从而增加了系统的冷却能力, 降低了压缩机的冷冻机油的填充次数和量, 增强了压缩机的自润滑性能, 大大延长了压缩机的使用时长。
F.通过增加压缩机的吸入过滤和对杂质进行分离, 确保杂质不会进入系统, 当然也不会进入压缩机内, 以保证压缩机的使用时长。而压缩机的工作环境的洁净度, 被再次降低了标准, 从而降低了制造整个空调系统的成本, 更为普及这项技术做出了贡献。
4 结语
通过分析, 在压缩机的汽缸活塞滑靴等一些部件上, 进行技术上的改进, 结构进行科学设计, 或者改变对材料表面处理工艺和方法, 可以提高压缩机的使用年限及工作稳定性、可靠性, 对生产成本也大大降低了, 并大大减少压缩机环境管理体系的需求, 渐渐让这些压缩机可广泛应用于商业和经济的乘用车上, 使人们有一个舒适的驾驶环境, 确保不在这方面引发交通事故。
参考文献
[1]陈芝久, 袁晓梅.汽车空调压缩机变排量控制阀的研究现状[J].上海交通大学学报, 2010, (33-6) :1160-1164.
[2]王天英.全自动汽车空调系统设计[J].吉林大学学报, 2004, (8) :98-99.