發(fā)動機轉子型機油泵流量設計驗證

關 迪，宮衛(wèi)東，劉玉有

（阿爾特汽車技術股份有限公司發(fā)動機設計部，北京 100076）

發(fā)動機轉子型機油泵流量設計驗證

關 迪，宮衛(wèi)東，劉玉有

Guan Di，Gong Weidong，Liu Yuyou

（阿爾特汽車技術股份有限公司發(fā)動機設計部，北京 100076）

機油泵作為發(fā)動機的一個重要組成部分，隨著現(xiàn)代發(fā)動機技術水平的提升，合理設計機油泵流量以確保發(fā)動機潤滑可靠，已成為發(fā)動機設計開發(fā)過程中不可缺少的步驟。文中針對轉子型機油泵通過簡易計算初步確定了機油泵流量，再通過仿真分析驗證機油泵流量的合理性，從而確保機油泵設計的可靠性。

轉子型機油泵；流量；仿真分析

0 引 言

在內(nèi)燃機中，主要采用外嚙合齒輪式機油泵（簡稱齒輪泵）和內(nèi)嚙合轉子式機油泵（簡稱轉子泵）。齒輪泵結構簡單、工作可靠、維護方便，在內(nèi)燃機中被廣泛采用。轉子泵較前者結構緊湊，供油均勻，目前在國內(nèi)外發(fā)動機上已獲得普遍應用，并且在新設計和改進設計的中小功率內(nèi)燃機中被采用。文中將介紹轉子泵的計算方法。

早期潤滑系統(tǒng)中機油泵的研究設計采用的是經(jīng)驗設計與試驗相結合的方法，或者采用直接對標的方式進行，一定程度上增加了產(chǎn)品開發(fā)成本和驗證周期。隨著計算機的普及和廣泛應用，計算機開始廣泛用于內(nèi)燃機的研究和設計，利用簡易計算作為輸入，輔以仿真分析驗證的方法是目前潤滑系統(tǒng)分析計算的主要手段。

1 計算

1.1 機油循環(huán)流量[1]

機油循環(huán)流量根據(jù)發(fā)動機的機油散熱量來確定，機油散熱量Φj由下式確定

式中，Φj為機油帶走的熱量，kJ/h；Φi為發(fā)動機每小時燃料燃燒生成的熱量，kJ/h；α0為機油散熱量占發(fā)熱量的百分比，對于汽油發(fā)動機可取α0＝0.015～0.025。

P為內(nèi)燃機有效功率，kW；ηe為有效效率，對汽油機可取ηe＝0.25。

通過以上公式，以最高功率為80 kW的發(fā)動機為例

Φj=0.025×3 600×80/0.25=28 800（α0取最大值0.025）

確定機油所帶走的熱量后，可以求出發(fā)動機所需要的機油循環(huán)量。

式中，qv為所需要的機油值循環(huán)量，L/h；γ為機油的比重，一般可取γ＝0.85 kg/L，也可以根據(jù)機油平均溫度查表得到；Cj為機油的比熱，kJ/ （kg·K），一般可取Cj＝1.7～2.1，也可根據(jù)機油平均溫度查表求得；Δt為機油完成一次循環(huán)過程的溫升，一般可取Δt＝10～15℃。

由于不同型號的機油比熱不一樣，且客戶方面沒有確定使用的機油型號，根據(jù)目前經(jīng)常使用的機油型號5W-40、10W-40的比熱都接近1.9，所以比熱值取1.9。為計算最大機油循環(huán)流量，溫度差取最小值。

通過式（4）計算當發(fā)動機最高功率為80 kW時

實際上，機油泵實際流量qva要根據(jù)發(fā)動機所需機油循環(huán)流量qv確定，它要比機油的循環(huán)量大，因為：

1）機油泵本身和發(fā)動機零件在工作中都有磨損，因此它們的配合間隙和機油泄漏量都會逐漸增加，為了保證系統(tǒng)中有足夠的油壓，機油泵排量需要有足夠的富裕量。

2）機油泵本身通常裝有調節(jié)機油壓力的調壓閥，從而保證機油壓力在允許的范圍內(nèi)，因此從機油泵排出的機油只有一部分輸入到主油道，其余的通過調壓閥返回機油盤或機油泵低壓油室。

3）考慮到所設計的發(fā)動機有可能要進一步強化（如擴大排量或增壓化），一般預留一定的富裕流量，所以

式中，K為儲備系數(shù)，一般選取K=1.5～2.0，最高功率點 80kW，K=2時，qva=2×1783.3=3566.6，L/h；K=1.5時，qva=2675，L/h。

1.2機油泵的供油量

對標已有機型數(shù)據(jù)見表1，開發(fā)機型在對標機型的基礎上增加了排氣 VVT和活塞冷卻噴嘴方案，機油泵流量需要增大 25%左右，同時由于功率增大，機油泵流量需要增大10%左右。

表1 機油泵對比數(shù)據(jù)

因此，待開發(fā)機型機油泵流量比對標機型需要增加 35%左右，通過計算暫定開發(fā)機型理論吐出量為8.5 mL/r。

式中，A為內(nèi)外轉子之間形成的最大面積，mm2；z1為內(nèi)轉子的齒數(shù)；b為內(nèi)轉子厚度，mm；np為轉子泵的轉速，r/min；轉子泵轉速相當于內(nèi)轉子轉速。ηp為轉子泵的供油效率，一般選取ηp＝0.8。

為共用已有機型機油泵外型，保持內(nèi)、外轉子外徑、齒型不變，更改齒輪厚度重新設定流量以匹配發(fā)動機。原機油泵內(nèi)轉子為 9個凸齒，外轉子為10個凹齒，轉子厚度為10.2 mm，工作狀態(tài)如圖 1所示。內(nèi)轉子帶動外轉子向同一個方向轉動，可以看作一對只差一個齒的內(nèi)嚙合齒輪傳動，其轉速比為 10:9。無論轉子轉到任何角度，內(nèi)外轉子各齒型之間總有觸點，分隔成9個空腔。進油道一側的空腔，由于轉子脫開嚙合，容積逐漸增大，產(chǎn)生真空度，機油吸入空腔內(nèi)。轉子繼續(xù)旋轉，機油被帶到出油道一側，這時轉子進入嚙合，油腔容積逐漸減小，機油壓力升高并從齒間擠出，受擠壓的機油從出油道送出。當內(nèi)轉子的凸齒在外轉子兩個凹齒中間時內(nèi)外轉子單個油腔形成了最大面積。

以內(nèi)轉子凸齒外徑分割內(nèi)、外轉子間形成的面積從而分別計算內(nèi)轉子的凸齒在外轉子兩個凹齒中間時內(nèi)、外轉子形成的單個油腔最大面積，見圖2、圖3。通過CATIA或其他軟件分析得到結果。

通過計算得到油腔最大面積時內(nèi)轉子凸齒外徑與內(nèi)轉子形成的面積為72.7 mm2，內(nèi)轉子凸齒外徑與外轉子形成的面積為49.22 mm2。內(nèi)轉子厚度暫定為9.7 mm并進行驗證，結果內(nèi)轉子轉速和發(fā)動機轉速一致。

當最高功率80 kW，轉速5 500 r/min時

此時，機油泵的供油量2 675＞2 809.9＞3 566.6，滿足要求。

1.3 其他經(jīng)驗設計法

常用的經(jīng)驗設計方法是由英國RICARDO和奧地利AVL兩家公司所推薦的方法，二者都是通過計算循環(huán)油量的經(jīng)驗公式估算確定機油泵容量。

1.3.1 RICARDO經(jīng)驗設計法

經(jīng)驗設計過程中內(nèi)燃機潤滑系統(tǒng)的基本參數(shù)是單位時間內(nèi)流經(jīng)主油道的機油量，稱為循環(huán)油量。RICARDO定義循環(huán)油量包括內(nèi)燃機各種軸承形成承載油膜所需的潤滑油量和冷卻油量。對于噴油冷卻活塞的機型，還需要計入冷卻噴嘴的噴油量，但不包括經(jīng)過泄壓閥旁通流出的油量。

RICARDO法以內(nèi)燃機全速循環(huán)油量Ve為設計依據(jù)，對于活塞不用噴油冷卻的機型為

Ve/Ne=22～26 (L/kW·h)

對于活塞用噴油冷卻的機型為

Ve/Ne =25～30(L/kW·h)

對于增壓發(fā)動機機，按不增壓時所提供的功率來計算循環(huán)油量，機油泵的實際供油量為

式中，Vp為實際供油量，L/h。

再根據(jù)所選擇的機油泵效率，便可以確定機油泵理論供油量。

式中，Vt為機油泵理論供油量。

1.3.2 AVL經(jīng)驗設計法

AVL循環(huán)油量定義與RICARDO方法定義相同，但AVL是以潤滑間隙的總量為依據(jù)計算循環(huán)油量。據(jù)AVL推薦，在最低工作轉速時，每mm2間隙需機油泵供油量為3L/（mm2h），因此

式中，Vp為需要的供油量，L/h；qs為潤滑單位間隙面積的油量，取值3L/（mm2h）；S為內(nèi)燃機需要潤滑的各種軸承最大間隙的總面積，mm2。

所謂最大間隙，即指孔取最大值和軸取最小值時的間隙。對噴油冷卻活塞機型還要計入冷卻噴嘴的流量，可以用試驗比較的方法或估算的方法獲得流量數(shù)值。AVL推薦的內(nèi)燃機活塞冷卻噴嘴總油量為5.44 L/(kW·h)，并規(guī)定增壓發(fā)動機以不增壓時功率計算。

1.4 小 結

綜上所述，簡易計算的方法并不唯一，在設計過程中可以用多種方法計算后以驗證合理性。從以上方法分析，AVL經(jīng)驗設計方法因為涉及到潤滑油路，應該是簡易計算中最合理的方法，但是需要具備3D模型，不適合在設計前期進行。

2 仿真分析驗證

根據(jù)簡易計算結果機油泵流量為41.2 L/min，對標相同功率發(fā)動機的機油泵流量及參考已有機型機油泵Map圖，同時考慮機油泵效率的影響，設定此款機型機油泵實際最大流量為 35 L/min。通過 GT-Lubrication軟件對機油泵匹配，對不同溫度下的系統(tǒng)機油流量、壓力分析和軸承油膜厚度進行仿真分析驗證。一般判定溫度為 100℃、120℃和140℃。

2.1 機油泵匹配驗證

2.1.1 機油泵匹配

機油泵流量隨轉速升高而逐漸升高，最大值保持在35 L/min左右，和預估值相當。隨著溫度升高，機油泵流量基本呈下降趨勢，但減少幅度不大，分析結果如圖4所示。

2.1.2 機油泵進、出口流速

機油泵進口流速需小于 2.5 m/s，出口流速需小于5 m/s，分析結果如圖5、圖6所示，符合評價標準。

2.1.3 系統(tǒng)各部件流量分配

分析結果如圖 7所示，不同溫度下各部件流量分配合理，符合評價標準。

2.1.4 系統(tǒng)各部件壓力分布

重要系統(tǒng)部件如主油道、增壓器和凸輪軸油道的壓力，隨著機油溫度上升，各系統(tǒng)機油壓力逐漸減小，從圖8～圖10分析，各系統(tǒng)壓力處于合理范圍，符合評價標準。

2.2 軸承油膜厚度分析

軸承油膜厚度分析主要包含不同溫度下主軸承油膜厚度分析和連桿軸承油膜厚度分析。

2.2.1 主軸承油膜

在 100℃和 120℃機油溫度下主軸承油膜厚度如圖11，各轉速下主軸承的最小油膜厚度均保持在0.5 μm以上。當油溫達到140℃時，在1 000 r/min 和1500 r/min轉速下，最小油膜厚度略小于0.5 μm，但在0.4 μm以上，由于計算采用的是全負荷缸壓，在正常行駛過程中，低轉速、全負荷幾乎不可能達到，且低轉速下油溫很難達到 140℃，故認為最小油膜厚度可以接受。

2.2.2連桿軸承油膜

在各機油溫度和各轉速下，連桿軸承最小油膜厚度均在0.25 μm以上，符合評價標準，如圖12所示。

3 結 論

1）根據(jù)簡易計算出的機油泵流量，在仿真分析中驗證可靠，各系統(tǒng)機油泵流量分配和壓力分布合理，各軸承油膜厚度滿足要求。

2）不同機油泵工作效率的差異，會導致計算及仿真結果出現(xiàn)偏差，在設計過程中需要考慮機油泵效率的影響，最好能提前與機油泵生產(chǎn)方進行機油泵Map確認。

3）在機油泵流量設計過程中，可能需要多次反復過程，不可能一蹴而就，而簡易計算的判定范圍比較廣，需要通過仿真分析進行更精確的判定。

4）在滿足供油量的前提下，機油泵的供油量越小越好，這樣減小了泄壓閥的負荷，同時對潤滑系統(tǒng)的整體性能不會產(chǎn)生明顯的影響。

5）通過初步簡易計算和仿真分析結合設定機油泵流量的方法能夠有效保證機油泵設計的合理性，使發(fā)動機設計更加可靠。

[1]袁兆成. 內(nèi)燃機設計[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2010.

U464.137+.1

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2015.01.003

1002-4581（2015）01-0009-06