1．调节策略
    调节策略对于体积流量可调节的机油泵降低CO2排放的潜力具有决定性的意义。调节策略可区分为一级调节、多级调节和全可变调节三种（图17）。

    最简单的单级调节是通过调节压力来改变供油量的，这是直接在机油泵上，或在机油回路中任意一个位置上进行的。压力调节腔中的机油压力作用在滑阀上，而外转子就位于滑阀中。若调节压力及其所产生的力大于弹簧力，机油泵就达到其工作点，并开始进行调节。滑阀和外转子相对于内转子移动，外转子与内转子的偏心距变小，使得供油体积变小，因此压力和体积流量就与发动机转速无关。
    这种简单的调节原理还可以进一步改进，应用诸如开关阀或调节阀等更多的组成部件就能实现多级和全可变调节，而全可变调节具有最大的降低CO2排放的潜力。在这种机油泵的全负荷和部分负荷限度范围内，能够按需要提供机油压力和机油体积流量。为了证实这种摆片滑阀式机油泵在新欧洲行驶循环（NEFZ）中的节油潜力，曾将一台样泵安装在1.2L小型化发动机上，用这种全可变调节的摆片滑阀式机油泵替代原本使用的非调节式外齿轮机油泵。
    这种机油泵模块的结构示于图18。除了输油单元之外，还具有保护系统的安全阀、开通活塞冷却的机械式控制阀以及按特性场控制的比例电磁阀。表1列出了小型化发动机用的摆片滑阀可调式机油泵的设计参数。

    2 节油潜力
    为了能够评价这种全可变调节的摆片滑阀式机油泵的潜力，曾进行过以下的试验项目。
    （1）在第一阶段试验中，首先采用原本使用的非调节式外齿轮机油泵进行特性场试验，以便确定其在不同转速和发动机负荷时的比燃油消耗。这种基本特性场包括了从新欧洲行驶循环（NEFZ）衍生出来的11个“小型脉谱图”运行工况点以及覆盖该机油泵模块其余转速范围的更多运行工况点（图19）。

    （2）在第二阶段试验中，再采用全可变调节的摆片滑阀式机油泵按这些程序重复进行试验，此时全可变调节的摆片滑阀式机油泵的机油压力应按非调节式外齿轮机油泵的压力来调整。通过这种试验来检验全可变调节的摆片滑阀式机油泵在整个转速范围内的运行功能，并对机油泵的效率进行比较。
    （3）在第三阶段试验中，测试对循环有重要意义的“小型脉谱图”运行工况点以及选择的其它一些运行工况点的机油压力。从主油道中0.5MPa机油压力开始，每降低0.05MPa测试一次机油压力，一直降低到0.2MPa，同时主油道中机油温度保持在90℃。图19中示出了测得的非调节式外齿轮机油泵的最高和最低机油压力以及机油压力随转速的变化情况。所有试验均采用RON-98号汽油和Castrol-Edge-0W40发动机机油运行。
    图20示出了在发动机1500r/min转速和0.2MPa平均有效压力下主油道机油压力降低对比燃油耗和摩擦功率的影响。其中比燃油耗与主油道机油压力之间存在着明显的线性关系，主油道机油压力每降低0.1 MPa，比燃油耗就能降低8g/kWh。比燃油耗的降低归诸于摩擦功率的减少（图20右）。总摩擦功率（红色特性线）由机械摩擦损失（黄色特性线）和换气损失（黑色特性线）组成。机械损失随主油道机油压力的降低而减少是与机油泵运行状态调整的变化直接有关的，这在摩擦功率的降低上也反映出来，只不过因此时换气损失略有增加而使得摩擦功率的降低少了一些，而换气损失的增加是因为在摩擦功率减少的情况下为保持平均有效压力不变则必须关小发动机节气门所致。

    采用这种试验方法就能查明这种机油泵的节油潜力，并验证降低机油压力并不会对发动机的运行和可靠性带来不良的影响。
    这些试验结果被汇总在图21上，其中比燃油消耗的降低用百分比来表示，节油效果最大的运行工况区域位于2200r/min以下转速和300kPa以下负荷。随着转速的提高和发动机负荷的增大，节油效果减小，这基本上是机油泵传动功率的节省与摩擦损失功率随转速和负荷而增加的叠加效果所致。

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