牟介剛, 劉 濤, 谷云慶,2, 鄭水華, 吳登昊, 周佩劍
(1. 浙江工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院, 杭州 310014; 2. 江蘇大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院, 江蘇 鎮(zhèn)江 212013)
轉(zhuǎn)子泵作為一種旋轉(zhuǎn)式容積泵,在汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)中起著輸送機(jī)油的作用,是重要的組成部分[1]。轉(zhuǎn)子泵按其結(jié)構(gòu)型式可分為內(nèi)嚙合式轉(zhuǎn)子泵[2]和外嚙合式轉(zhuǎn)子泵[3-4],其中擺線轉(zhuǎn)子泵由于內(nèi)外轉(zhuǎn)子中心重合度較好,致使其結(jié)構(gòu)緊湊,同時(shí)又具有容積效率高,運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲小和成本低廉等優(yōu)點(diǎn),廣泛應(yīng)用于汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)潤(rùn)滑系統(tǒng)中[5-7]。轉(zhuǎn)子泵工作過(guò)程中,吸油腔和壓油腔的容積都會(huì)產(chǎn)生周期性變化,使得出口流量和轉(zhuǎn)子內(nèi)的壓力都呈現(xiàn)周期脈動(dòng),這種不穩(wěn)定性使液體沖擊泵體產(chǎn)生振動(dòng)噪聲,影響泵的工作性能[8-9]。
近年來(lái),有關(guān)對(duì)轉(zhuǎn)子泵的研究得到了國(guó)內(nèi)外學(xué)者的重視。毛華永等[10]基于擺線轉(zhuǎn)子泵結(jié)構(gòu)參數(shù)的研究,正確地給出了參數(shù)值的求解公式,有效地避免了設(shè)計(jì)過(guò)程中由于過(guò)度圓弧半徑選取的不確定性而產(chǎn)生干涉。楊國(guó)來(lái)等[11]在分析研究圓弧轉(zhuǎn)子泵的轉(zhuǎn)子型線的基礎(chǔ)上,借助于共軛原理推導(dǎo)出圓弧轉(zhuǎn)子的型線方程。薛程亮等[12]定量分析了月牙狀進(jìn)出油腔對(duì)泵容積效率的影響,得出了適當(dāng)減小大端封油線角度并增大小端封油線角度可有效改善泵內(nèi)部流場(chǎng)的結(jié)論。Hablanian[13]基于對(duì)油泵的研究,提出了一種新設(shè)計(jì)方法,基于此種方法設(shè)計(jì)出來(lái)的油泵,其性能有較大的提高。James等[14]將一種基于統(tǒng)計(jì)的控制技術(shù)對(duì)擺線轉(zhuǎn)子泵的性能進(jìn)行控制,有效地優(yōu)化了汽車(chē)機(jī)油泵的性能。Dario等[15]結(jié)合試驗(yàn)和模擬的方法重點(diǎn)研究了擺線轉(zhuǎn)子泵的空化特性,并將模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行了比較,表明了良好的一致性,同時(shí)能夠正確預(yù)測(cè)泵的輸送流量、總功率損失、容積效率和溫度影響。當(dāng)前,針對(duì)擺線轉(zhuǎn)子泵的研究主要集中在分析擺線轉(zhuǎn)子泵轉(zhuǎn)子型線、提高容積效率等方面,對(duì)擺線轉(zhuǎn)子泵的壓力脈動(dòng)研究相對(duì)較少?;诖?,以汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)油泵為研究對(duì)象,建立一種具有凸舌油槽結(jié)構(gòu)的擺線轉(zhuǎn)子泵模型,通過(guò)數(shù)值模擬方法,研究凸舌油槽結(jié)構(gòu)對(duì)擺線轉(zhuǎn)子泵轉(zhuǎn)子壓力脈動(dòng)的影響,為擺線轉(zhuǎn)子泵油槽結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供參考。
圖1(c)中陰影部分是凸舌油槽結(jié)構(gòu),相比于直線封油線,采用曲線封油線能增加進(jìn)油面積。轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)過(guò)程中,能夠保證任意時(shí)刻都有一部分凸舌進(jìn)油槽與齒間容積接觸,更大的進(jìn)油槽面積能最大限度地利用進(jìn)油慣性,使進(jìn)油更加充分,有利于提高泵的容積效率。凸舌油槽結(jié)構(gòu)的進(jìn)油槽和出油槽的大端封油線是在原模型基礎(chǔ)上改為由三段曲線即內(nèi)轉(zhuǎn)子擺線齒廓的內(nèi)等距線、外轉(zhuǎn)子圓弧齒廓內(nèi)等距線和圓弧過(guò)渡線光順連接。為確保封油效果,設(shè)置內(nèi)轉(zhuǎn)子擺線齒廓的內(nèi)等距線與內(nèi)轉(zhuǎn)子擺線齒廓相距1~2 mm,外轉(zhuǎn)子圓弧齒廓內(nèi)等距線與外轉(zhuǎn)子圓弧齒廓相距1~2 mm。
轉(zhuǎn)子泵流體域由進(jìn)出流道和轉(zhuǎn)子組成,結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,同時(shí)由于內(nèi)外轉(zhuǎn)子間存在極小的間隙,若采用非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格則會(huì)導(dǎo)致網(wǎng)格數(shù)量偏多,不容易捕捉其邊界特性,同時(shí)增加計(jì)算量,特此對(duì)轉(zhuǎn)子泵流體域及進(jìn)行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分,為捕捉邊界層的流動(dòng)特性,在轉(zhuǎn)子間隙處進(jìn)行加密,劃分15層網(wǎng)格。對(duì)擺線轉(zhuǎn)子泵進(jìn)行網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證,結(jié)果如表1所示,故最終確定的網(wǎng)格單元數(shù)為40萬(wàn)左右。擺線轉(zhuǎn)子泵網(wǎng)格圖如圖2所示。
數(shù)值計(jì)算中采用收斂精度高的RNGk-ε湍流模
(a) 原模型(b) 凸舌油槽
(c) 凸舌油槽平面示意圖圖1 擺線轉(zhuǎn)子泵油槽結(jié)構(gòu)Fig.1 Oil structure of cycloidal rotor pump
表1 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證Tab.1 Test verification
圖2 擺線轉(zhuǎn)子泵網(wǎng)格劃分Fig.2 Mesh generation of cycloid rotor pump
型,選取壓力入口和壓力出口,進(jìn)口壓力為大氣壓,其他表面設(shè)置為壁面邊界條件,對(duì)計(jì)算收斂精度做無(wú)關(guān)性驗(yàn)證,如表2所示,故取收斂精度設(shè)為1×10-3。選取內(nèi)外轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速分別為3 000 r/min,2 400 r/min,非定常計(jì)算時(shí)間步長(zhǎng)選取為0.167 ms,一個(gè)時(shí)間步內(nèi)最大迭代步數(shù)為50步,計(jì)算時(shí)不考慮油液的溫度變化,模型不加入能量方程,油液密度為800 kg/m3,飽和壓力為400 Pa。
表2 收斂精度無(wú)關(guān)性驗(yàn)證Tab.2 Convergence accuracy test verification
對(duì)原模型和凸舌油槽結(jié)構(gòu)進(jìn)行試驗(yàn),并計(jì)算其容積效率,并與模擬值進(jìn)行對(duì)比,試驗(yàn)結(jié)果如圖3所示,由圖可以看出,模擬值與實(shí)驗(yàn)值的誤差范圍控制在3%左右,驗(yàn)證了外特性模擬的可靠性。
圖3 實(shí)驗(yàn)對(duì)比Fig.3 Test comparison
為全面分析擺線轉(zhuǎn)子泵不同位置壓力脈動(dòng)特性,在擺線轉(zhuǎn)子泵內(nèi)外轉(zhuǎn)子流體域內(nèi)設(shè)置9個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn),監(jiān)測(cè)點(diǎn)位置情況如圖4所示。其中,在內(nèi)轉(zhuǎn)子齒根處設(shè)置點(diǎn)d,內(nèi)轉(zhuǎn)子齒頂處設(shè)置點(diǎn)e,最大嚙合面積中部設(shè)置點(diǎn)j;由于當(dāng)齒厚較厚時(shí),壓力分布沿轉(zhuǎn)子軸線方向存在一定的壓力梯度,故沿轉(zhuǎn)子軸向方向各設(shè)置3個(gè)點(diǎn)來(lái)研究轉(zhuǎn)子軸向的壓力不均與度;設(shè)轉(zhuǎn)子與油槽相接觸的端面為z=0平面,軸向點(diǎn)的坐標(biāo)值高度分別為L(zhǎng)1=5 mm,L2=14 mm,L3=23 mm;所有監(jiān)測(cè)點(diǎn)即d1,d2,d3,e1,e2,e3,j1,j2,j3,其中j1,j2,j3為靜止點(diǎn),d1,d2,d3,e1,e2,e3為運(yùn)動(dòng)點(diǎn),跟轉(zhuǎn)子同步轉(zhuǎn)動(dòng)。
圖4 監(jiān)測(cè)點(diǎn)位置Fig.4 Location of monitoring points
原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)的擺線轉(zhuǎn)子泵的各檢測(cè)點(diǎn)的壓力對(duì)比如圖5所示。其中,d1,d2,d3,e1,e2,e3,j1,j2,j3為原模型監(jiān)測(cè)點(diǎn),d1′,d2′,d3′,e1′,e2′,e3′,j1′,j2′,j3′為凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型監(jiān)測(cè)點(diǎn)。
原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型的內(nèi)轉(zhuǎn)子齒根處監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)如圖5(a)所示。由圖5(a)可知,兩種結(jié)構(gòu)下的壓力都呈現(xiàn)減小的趨勢(shì),相比原模型,凸舌油槽結(jié)構(gòu)下的3個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)壓力均有減小,壓力顯著減小主要集中在t=0.080~0.085 s和t=0.095~0.100 s兩個(gè)時(shí)間段,這兩個(gè)時(shí)間段分別為轉(zhuǎn)子泵排油和吸油過(guò)程。轉(zhuǎn)子泵排油過(guò)程,由于原模型不能及時(shí)將油液排出,造成油腔內(nèi)壓力過(guò)高,而凸舌油槽結(jié)構(gòu)可以將高壓油及時(shí)排出,從而降低壓力;轉(zhuǎn)子吸油過(guò)程,凸舌油槽結(jié)構(gòu)因進(jìn)油面積大,能更早地吸油,避免形成過(guò)大的真空度。同時(shí)在t=0.087~0.090 s內(nèi),壓力是由正壓急劇下降到負(fù)壓,因?yàn)辇X根處監(jiān)測(cè)點(diǎn)由出油槽運(yùn)動(dòng)到進(jìn)油槽的過(guò)程中壓力得到釋放。而在t=0.083~0.088 s和t=0.091~0.097 s這兩個(gè)時(shí)間段內(nèi),兩種結(jié)構(gòu)下的壓力基本穩(wěn)定,且變化小。凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型相比于原模型,在齒根位置處的壓力脈動(dòng)幅值下降約25%,故凸舌油槽可有效改善內(nèi)轉(zhuǎn)子齒根處的壓力波動(dòng)。
原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型的齒頂處監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)如圖5(b)所示。由圖5(b)可知,在排油階段,各點(diǎn)壓力先急劇上升到比較高的壓力,達(dá)到壓力峰值,此時(shí)e點(diǎn)正位于最小嚙合容積處,并產(chǎn)生困油現(xiàn)象,困油壓力隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)至進(jìn)油區(qū)時(shí)而驟減。兩種結(jié)構(gòu)下,3個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)波形基本保持一樣,說(shuō)明凸舌油槽對(duì)齒頂處的壓力脈動(dòng)改善不大,這是因?yàn)辇X頂位置處于內(nèi)外轉(zhuǎn)子嚙合間隙處,高壓油液經(jīng)縫隙泄露至低壓區(qū),形成一定的壓力梯度,由于這部分體積極小,本身就不易有效吸排油,因而凸舌油槽對(duì)其影響不大。
原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型的靜止監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)如圖5(c)所示。由圖5(c)可知,軸向的3個(gè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)波形也基本相同,由于內(nèi)轉(zhuǎn)子齒數(shù)為4,在1個(gè)周期內(nèi)最大嚙合容積有4次吸排油,因而壓力脈動(dòng)呈現(xiàn)4個(gè)周期。原模型靜止點(diǎn)j1,j2,j3在出油時(shí)段t=0.080~0.082 s和吸油時(shí)段t=0.083~0.085 s,壓力變化較劇烈,說(shuō)明最大齒間容積處在進(jìn)排油階段較倉(cāng)促;但凸舌油槽在這兩個(gè)時(shí)段壓力脈動(dòng)峰值均有降低,脈動(dòng)幅值下降約54.2%,且整個(gè)進(jìn)排油過(guò)程壓力變化更趨穩(wěn)定,凸舌油槽對(duì)最大嚙合容積處的壓力脈動(dòng)有明顯的改進(jìn)作用。
(a) 內(nèi)轉(zhuǎn)子齒根監(jiān)測(cè)點(diǎn)
(b) 內(nèi)轉(zhuǎn)子齒頂監(jiān)測(cè)點(diǎn)
(c) 靜止監(jiān)測(cè)點(diǎn)圖5 監(jiān)測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)Fig.5 Pressure fluctuation at monitoring points
原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)的擺線轉(zhuǎn)子泵的各檢測(cè)點(diǎn)的軸向壓力不均勻度對(duì)比如圖6所示,其中a)為原模型, b)為凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型。定義軸向壓力不均勻度C為
(1)
圖6(a)為原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型的齒根處壓力沿軸向分布的對(duì)比,由圖可以看出,原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型齒根點(diǎn)沿軸向的壓力分布基本相同,排油時(shí)壓力d1點(diǎn)最小,d3點(diǎn)最大;由于d1點(diǎn)是最靠近排油腔,更容易排出高壓油,而d3點(diǎn)是在轉(zhuǎn)子底部,高壓油易沉積于轉(zhuǎn)子底部,因而壓力最高。在吸油的過(guò)程中,d1點(diǎn)壓力最大,d3點(diǎn)壓力最小;d1點(diǎn)位于頂部,更早從進(jìn)油腔吸油,從而抵消了因轉(zhuǎn)子容積變大而形成的負(fù)壓,d2點(diǎn)吸油難度稍大于d1點(diǎn),而d3點(diǎn)最難吸油,因而真空度更大。原模型軸向壓力不均勻度約為5.2%,凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型的不均勻度約為3.5%。
圖6(b)為原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型的齒頂處壓力沿軸向分布的對(duì)比,由圖可知,兩種結(jié)構(gòu)下齒頂處壓力沿軸向分布規(guī)律基本相同,則說(shuō)明凸舌油槽結(jié)構(gòu)對(duì)閉死容積的進(jìn)排油影響不大,所以凸舌油槽結(jié)構(gòu)對(duì)齒頂點(diǎn)的不均勻度影響甚小;但軸向仍存在一定的不均勻度,軸向不均勻度約為17.9%。相比于齒根點(diǎn)不均勻度更大,這是因?yàn)辇X頂點(diǎn)的閉死容積很小,流體沿軸向的流動(dòng)阻力更大,e3點(diǎn)的高壓油更難往e1點(diǎn)釋放,因而軸向壓力分布更不均勻。
圖6(c)為原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型的靜止點(diǎn)壓力沿軸向分布的對(duì)比,由圖可知,靜止點(diǎn)的不均勻度為2.3%,相比于齒頂和齒根最小,這是因?yàn)樵擖c(diǎn)位于最大嚙合容積處,流體沿軸向流動(dòng)阻力最小,底部的高壓流體可以較順利地流至頂部從而排出油腔。凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型的該點(diǎn)不均勻度約為3.1%,相比原模型略有提高,這是因?yàn)轫敳康倪M(jìn)排油過(guò)程更加順暢,而底部至頂部的流動(dòng)阻力變化不大。因而j1點(diǎn)與j3點(diǎn)的壓力差略有提高。
(a) 齒根處壓力不均勻度
(b) 齒頂處壓力不均勻度
由上節(jié)分析結(jié)果可知,原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)子區(qū)域都存在軸向壓力分布不均勻的現(xiàn)象,為此選取t=0.087 s,t=0.082 s兩個(gè)時(shí)刻點(diǎn)來(lái)分析齒根點(diǎn)對(duì)凸舌油槽結(jié)構(gòu)的軸向流場(chǎng)影響情況,并選取t=0.086 s時(shí)刻下來(lái)分析齒頂點(diǎn)對(duì)凸舌油槽結(jié)構(gòu)的軸向流場(chǎng)影響情況。
t=0.087 s時(shí)刻,齒根點(diǎn)軸向流場(chǎng)分布如圖7所示。由圖7可知,該時(shí)刻齒根點(diǎn)的軸向壓力不均勻度最大,齒根點(diǎn)即將離開(kāi)出油槽,轉(zhuǎn)子容積腔體積在減小。轉(zhuǎn)子底部端面至頂部端面有明顯的壓力分層現(xiàn)象,從下至上壓力是逐漸減小的,直至出油槽,壓力降低至轉(zhuǎn)子泵工作壓力,并在出油槽端面上形成一面積較小的橢圓形低壓區(qū)。轉(zhuǎn)子底部至上端速度是逐漸增大的,在轉(zhuǎn)子容積腔與出油槽的連通處速度最大,流入出油槽后速度下降。同時(shí)在出油槽端面上速度分層明顯,靠近右端壁面上形成了一面積較小的高壓區(qū)。由轉(zhuǎn)子低端到頂端,隨著高度的增加,流體速度方向開(kāi)始發(fā)生偏移,沿轉(zhuǎn)子周向的分速度加大。
(a) 監(jiān)測(cè)點(diǎn)和截面位置
圖7 t=0.087 s齒根點(diǎn)軸向流場(chǎng)分布Fig.7 Axial flow field distribution of tooth root point at t=0.087 s
綜上可知,轉(zhuǎn)子底部端面壓力較高,有油液堆積,由于此時(shí)容積腔較小,軸向流動(dòng)阻力增大,不易沿軸向通道排出,因此這部分高壓油液在轉(zhuǎn)子底部繼續(xù)跟隨轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn),沒(méi)有形成有效出口流量,使轉(zhuǎn)子泵的容積效率降低。
t=0.082 s時(shí)刻,齒根點(diǎn)軸向流場(chǎng)分布如圖8所示。由圖8可知,此時(shí)轉(zhuǎn)子已完成吸油,即將連通出油槽,最大齒間容積內(nèi)的油液被擠壓。由內(nèi)轉(zhuǎn)子表面到外轉(zhuǎn)子表面的徑向方向存在著明顯的壓力分層現(xiàn)象,并且壓力是逐漸增大的,由于外轉(zhuǎn)子齒根處半徑較內(nèi)轉(zhuǎn)子齒根半徑大,進(jìn)而圓周速度要大,離心力對(duì)流體做功更多,使流體獲能更多因而顯示壓力較大;軸向方向上,外轉(zhuǎn)子表面并未出現(xiàn)明顯的壓力梯度,內(nèi)轉(zhuǎn)子表面呈現(xiàn)出上下端面壓力高,中間壓力低的現(xiàn)象。最大嚙合容積中部形成一面積較小的低速區(qū),且形成了一個(gè)旋渦,呈逆時(shí)針?lè)较?。流體沿轉(zhuǎn)子壁面逆時(shí)針流動(dòng),使得中部存在一個(gè)漩渦,所以該處流體速度較低。同時(shí),內(nèi)外轉(zhuǎn)子表面中部流速較大,轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)對(duì)流體做功轉(zhuǎn)換為流體速度,還未轉(zhuǎn)換為壓力,故造成內(nèi)轉(zhuǎn)子中部壓力較低。
(a) 監(jiān)測(cè)點(diǎn)和截面位置
圖8 t=0.082 s齒根點(diǎn)軸向流場(chǎng)分布Fig.8 Axial flow field distribution of tooth root point at t=0.082 s
綜上可知,最大嚙合容積還未順利排油時(shí),該塊容積內(nèi)部流場(chǎng)會(huì)呈現(xiàn)渦狀結(jié)構(gòu),底部靠近外轉(zhuǎn)子的區(qū)域流體壓力較高,流向壓力較低的區(qū)域,因此會(huì)形成逆時(shí)針流動(dòng),該區(qū)域的渦狀會(huì)造成流體能量消耗,使得流體獲能減少。
t=0.086 s時(shí)刻,齒頂點(diǎn)軸向流場(chǎng)分布如圖9所示。由圖9可知,該時(shí)刻齒頂靠近出油槽小端封油線,處于內(nèi)外轉(zhuǎn)子嚙合形成的閉死容積處。壓力分布呈現(xiàn)由轉(zhuǎn)子上端面到下端面的壓力梯度,與齒根處不同的是,該點(diǎn)壓力梯度更大,轉(zhuǎn)子下端面壓力更大,究其原因是該部分閉死容積更小,油液被進(jìn)一步擠壓造成壓力飆升。速度分布沿轉(zhuǎn)子軸向呈現(xiàn)速度梯度,由轉(zhuǎn)子底部至頂部,速度是在增大的,與圖8中的情況相似,與之不同的是,轉(zhuǎn)子上端面連通出油槽區(qū)域,速度遠(yuǎn)高于圖8中,且出現(xiàn)更加明顯速度分層現(xiàn)象。從圖9矢量圖也可看出,靠近轉(zhuǎn)子頂部油液排出較為通暢,底部依然存在油液沉積,底部的排油不暢。
(a) 監(jiān)測(cè)點(diǎn)和截面位置
圖9 t=0.086 s齒根點(diǎn)軸向流場(chǎng)分布Fig.9 Axial flow field distribution of tooth root point at t=0.086 s
綜上可知,困油處的容積腔中存在更明顯的壓力梯度和速度梯度,這是由該部分極小的容積引起軸向流動(dòng)阻力極大。且該區(qū)域連通出油槽有更大的流體速度,易對(duì)出油槽造成嚴(yán)重的沖擊作用,誘發(fā)擺線轉(zhuǎn)子泵的振動(dòng)噪聲。
(1) 凸舌油槽結(jié)構(gòu)可有效的改善內(nèi)轉(zhuǎn)子齒根處和最大嚙合容積處的壓力脈動(dòng)情況,但對(duì)齒頂處的壓力脈動(dòng)改善不大;內(nèi)轉(zhuǎn)子齒根處壓力脈動(dòng)幅度最大可降低25%,最大嚙合容積處壓力脈動(dòng)最大可降低54.2%。
(2) 凸舌油槽結(jié)構(gòu)對(duì)齒根處的軸向不均勻度略有改善,降幅約為1.7%,對(duì)齒頂點(diǎn)的不均勻度影響不大,靜止點(diǎn)的軸向不均勻度提高了約為0.8%。
(3) 凸舌油槽模型在齒根處的軸向流動(dòng)阻力增大,在齒頂處易形成困油區(qū),并且存在明顯的壓力和速度梯度,而在最大嚙合容積處易形成旋渦,致使轉(zhuǎn)子底部壓力升高。
(4) 齒間容積越小,軸向流動(dòng)越大,導(dǎo)致高壓流體堆積是凸舌油槽模型存在軸向不均勻度的原因。