關(guān) 迪，宮衛(wèi)東，劉玉有

（阿爾特汽車技術(shù)股份有限公司發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)部，北京 100076）

發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)子型機(jī)油泵流量設(shè)計(jì)驗(yàn)證

關(guān) 迪，宮衛(wèi)東，劉玉有

Guan Di，Gong Weidong，Liu Yuyou

（阿爾特汽車技術(shù)股份有限公司發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)部，北京 100076）

機(jī)油泵作為發(fā)動(dòng)機(jī)的一個(gè)重要組成部分，隨著現(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)技術(shù)水平的提升，合理設(shè)計(jì)機(jī)油泵流量以確保發(fā)動(dòng)機(jī)潤滑可靠，已成為發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)開發(fā)過程中不可缺少的步驟。文中針對(duì)轉(zhuǎn)子型機(jī)油泵通過簡易計(jì)算初步確定了機(jī)油泵流量，再通過仿真分析驗(yàn)證機(jī)油泵流量的合理性，從而確保機(jī)油泵設(shè)計(jì)的可靠性。

轉(zhuǎn)子型機(jī)油泵；流量；仿真分析

0 引 言

在內(nèi)燃機(jī)中，主要采用外嚙合齒輪式機(jī)油泵（簡稱齒輪泵）和內(nèi)嚙合轉(zhuǎn)子式機(jī)油泵（簡稱轉(zhuǎn)子泵）。齒輪泵結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、維護(hù)方便，在內(nèi)燃機(jī)中被廣泛采用。轉(zhuǎn)子泵較前者結(jié)構(gòu)緊湊，供油均勻，目前在國內(nèi)外發(fā)動(dòng)機(jī)上已獲得普遍應(yīng)用，并且在新設(shè)計(jì)和改進(jìn)設(shè)計(jì)的中小功率內(nèi)燃機(jī)中被采用。文中將介紹轉(zhuǎn)子泵的計(jì)算方法。

早期潤滑系統(tǒng)中機(jī)油泵的研究設(shè)計(jì)采用的是經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)與試驗(yàn)相結(jié)合的方法，或者采用直接對(duì)標(biāo)的方式進(jìn)行，一定程度上增加了產(chǎn)品開發(fā)成本和驗(yàn)證周期。隨著計(jì)算機(jī)的普及和廣泛應(yīng)用，計(jì)算機(jī)開始廣泛用于內(nèi)燃機(jī)的研究和設(shè)計(jì)，利用簡易計(jì)算作為輸入，輔以仿真分析驗(yàn)證的方法是目前潤滑系統(tǒng)分析計(jì)算的主要手段。

1 計(jì)算

1.1 機(jī)油循環(huán)流量[1]

機(jī)油循環(huán)流量根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)油散熱量來確定，機(jī)油散熱量Φj由下式確定

式中，Φj為機(jī)油帶走的熱量，kJ/h；Φi為發(fā)動(dòng)機(jī)每小時(shí)燃料燃燒生成的熱量，kJ/h；α0為機(jī)油散熱量占發(fā)熱量的百分比，對(duì)于汽油發(fā)動(dòng)機(jī)可取α0＝0.015～0.025。

P為內(nèi)燃機(jī)有效功率，kW；ηe為有效效率，對(duì)汽油機(jī)可取ηe＝0.25。

通過以上公式，以最高功率為80 kW的發(fā)動(dòng)機(jī)為例

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

確定機(jī)油所帶走的熱量后，可以求出發(fā)動(dòng)機(jī)所需要的機(jī)油循環(huán)量。

式中，qv為所需要的機(jī)油值循環(huán)量，L/h；γ為機(jī)油的比重，一般可取γ＝0.85 kg/L，也可以根據(jù)機(jī)油平均溫度查表得到；Cj為機(jī)油的比熱，kJ/ （kg·K），一般可取Cj＝1.7～2.1，也可根據(jù)機(jī)油平均溫度查表求得；Δt為機(jī)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(hào)的機(jī)油比熱不一樣，且客戶方面沒有確定使用的機(jī)油型號(hào)，根據(jù)目前經(jīng)常使用的機(jī)油型號(hào)5W-40、10W-40的比熱都接近1.9，所以比熱值取1.9。為計(jì)算最大機(jī)油循環(huán)流量，溫度差取最小值。

通過式（4）計(jì)算當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)最高功率為80 kW時(shí)

實(shí)際上，機(jī)油泵實(shí)際流量qva要根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)所需機(jī)油循環(huán)流量qv確定，它要比機(jī)油的循環(huán)量大，因?yàn)椋?/p>

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

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

3）考慮到所設(shè)計(jì)的發(fā)動(dòng)機(jī)有可能要進(jìn)一步強(qiáng)化（如擴(kuò)大排量或增壓化），一般預(yù)留一定的富裕流量，所以

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

1.2機(jī)油泵的供油量

對(duì)標(biāo)已有機(jī)型數(shù)據(jù)見表1，開發(fā)機(jī)型在對(duì)標(biāo)機(jī)型的基礎(chǔ)上增加了排氣 VVT和活塞冷卻噴嘴方案，機(jī)油泵流量需要增大 25%左右，同時(shí)由于功率增大，機(jī)油泵流量需要增大10%左右。

表1 機(jī)油泵對(duì)比數(shù)據(jù)

因此，待開發(fā)機(jī)型機(jī)油泵流量比對(duì)標(biāo)機(jī)型需要增加 35%左右，通過計(jì)算暫定開發(fā)機(jī)型理論吐出量為8.5 mL/r。

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

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

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

通過計(jì)算得到油腔最大面積時(shí)內(nèi)轉(zhuǎn)子凸齒外徑與內(nèi)轉(zhuǎn)子形成的面積為72.7 mm2，內(nèi)轉(zhuǎn)子凸齒外徑與外轉(zhuǎn)子形成的面積為49.22 mm2。內(nèi)轉(zhuǎn)子厚度暫定為9.7 mm并進(jìn)行驗(yàn)證，結(jié)果內(nèi)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速一致。

當(dāng)最高功率80 kW，轉(zhuǎn)速5 500 r/min時(shí)

此時(shí)，機(jī)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(yàn)設(shè)計(jì)法

常用的經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)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(jì)算循環(huán)油量的經(jīng)驗(yàn)公式估算確定機(jī)油泵容量。

1.3.1 RICARDO經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)法

經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)過程中內(nèi)燃機(jī)潤滑系統(tǒng)的基本參數(shù)是單位時(shí)間內(nèi)流經(jīng)主油道的機(jī)油量，稱為循環(huán)油量。RICARDO定義循環(huán)油量包括內(nèi)燃機(jī)各種軸承形成承載油膜所需的潤滑油量和冷卻油量。對(duì)于噴油冷卻活塞的機(jī)型，還需要計(jì)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(jī)全速循環(huán)油量Ve為設(shè)計(jì)依據(jù)，對(duì)于活塞不用噴油冷卻的機(jī)型為

Ve/Ne=22～26 (L/kW·h)

對(duì)于活塞用噴油冷卻的機(jī)型為

Ve/Ne =25～30(L/kW·h)

對(duì)于增壓發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)，按不增壓時(shí)所提供的功率來計(jì)算循環(huán)油量，機(jī)油泵的實(shí)際供油量為

式中，Vp為實(shí)際供油量，L/h。

再根據(jù)所選擇的機(jī)油泵效率，便可以確定機(jī)油泵理論供油量。

式中，Vt為機(jī)油泵理論供油量。

1.3.2 AVL經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)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(jì)算循環(huán)油量。據(jù)AVL推薦，在最低工作轉(zhuǎn)速時(shí)，每mm2間隙需機(jī)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(jī)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(shí)的間隙。對(duì)噴油冷卻活塞機(jī)型還要計(jì)入冷卻噴嘴的流量，可以用試驗(yàn)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(jī)活塞冷卻噴嘴總油量為5.44 L/(kW·h)，并規(guī)定增壓發(fā)動(dòng)機(jī)以不增壓時(shí)功率計(jì)算。

1.4 小 結(jié)

綜上所述，簡易計(jì)算的方法并不唯一，在設(shè)計(jì)過程中可以用多種方法計(jì)算后以驗(yàn)證合理性。從以上方法分析，AVL經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)方法因?yàn)樯婕暗綕櫥吐罚瑧?yīng)該是簡易計(jì)算中最合理的方法，但是需要具備3D模型，不適合在設(shè)計(jì)前期進(jìn)行。

2 仿真分析驗(yàn)證

根據(jù)簡易計(jì)算結(jié)果機(jī)油泵流量為41.2 L/min，對(duì)標(biāo)相同功率發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)油泵流量及參考已有機(jī)型機(jī)油泵Map圖，同時(shí)考慮機(jī)油泵效率的影響，設(shè)定此款機(jī)型機(jī)油泵實(shí)際最大流量為 35 L/min。通過 GT-Lubrication軟件對(duì)機(jī)油泵匹配，對(duì)不同溫度下的系統(tǒng)機(jī)油流量、壓力分析和軸承油膜厚度進(jìn)行仿真分析驗(yàn)證。一般判定溫度為 100℃、120℃和140℃。

2.1 機(jī)油泵匹配驗(yàn)證

2.1.1 機(jī)油泵匹配

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

2.1.2 機(jī)油泵進(jìn)、出口流速

機(jī)油泵進(jìn)口流速需小于 2.5 m/s，出口流速需小于5 m/s，分析結(jié)果如圖5、圖6所示，符合評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)。

2.1.3 系統(tǒng)各部件流量分配

分析結(jié)果如圖 7所示，不同溫度下各部件流量分配合理，符合評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)。

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(jī)油溫度上升，各系統(tǒng)機(jī)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(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)。

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(jī)油溫度下主軸承油膜厚度如圖11，各轉(zhuǎn)速下主軸承的最小油膜厚度均保持在0.5 μm以上。當(dāng)油溫達(dá)到140℃時(shí)，在1 000 r/min 和1500 r/min轉(zhuǎn)速下，最小油膜厚度略小于0.5 μm，但在0.4 μm以上，由于計(jì)算采用的是全負(fù)荷缸壓，在正常行駛過程中，低轉(zhuǎn)速、全負(fù)荷幾乎不可能達(dá)到，且低轉(zhuǎn)速下油溫很難達(dá)到 140℃，故認(rèn)為最小油膜厚度可以接受。

2.2.2連桿軸承油膜

在各機(jī)油溫度和各轉(zhuǎn)速下，連桿軸承最小油膜厚度均在0.25 μm以上，符合評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)，如圖12所示。

3 結(jié) 論

1）根據(jù)簡易計(jì)算出的機(jī)油泵流量，在仿真分析中驗(yàn)證可靠，各系統(tǒng)機(jī)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(jī)油泵工作效率的差異，會(huì)導(dǎo)致計(jì)算及仿真結(jié)果出現(xiàn)偏差，在設(shè)計(jì)過程中需要考慮機(jī)油泵效率的影響，最好能提前與機(jī)油泵生產(chǎn)方進(jìn)行機(jī)油泵Map確認(rèn)。

3）在機(jī)油泵流量設(shè)計(jì)過程中，可能需要多次反復(fù)過程，不可能一蹴而就，而簡易計(jì)算的判定范圍比較廣，需要通過仿真分析進(jìn)行更精確的判定。

4）在滿足供油量的前提下，機(jī)油泵的供油量越小越好，這樣減小了泄壓閥的負(fù)荷，同時(shí)對(duì)潤滑系統(tǒng)的整體性能不會(huì)產(chǎn)生明顯的影響。

5）通過初步簡易計(jì)算和仿真分析結(jié)合設(shè)定機(jī)油泵流量的方法能夠有效保證機(jī)油泵設(shè)計(jì)的合理性，使發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)更加可靠。

[1]袁兆成. 內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)[M]. 北京：機(jī)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