发动机转子型机油泵流量设计验证

2015-11-24宫卫东刘玉有

北京汽车 2015年1期

关键词：机油泵油膜供油

关迪，宫卫东，刘玉有

（阿尔特汽车技术股份有限公司发动机设计部，北京 100076）

发动机转子型机油泵流量设计验证

关迪，宫卫东，刘玉有

Guan Di，Gong Weidong，Liu Yuyou

（阿尔特汽车技术股份有限公司发动机设计部，北京 100076）

机油泵作为发动机的一个重要组成部分，随着现代发动机技术水平的提升，合理设计机油泵流量以确保发动机润滑可靠，已成为发动机设计开发过程中不可缺少的步骤。文中针对转子型机油泵通过简易计算初步确定了机油泵流量，再通过仿真分析验证机油泵流量的合理性，从而确保机油泵设计的可靠性。

转子型机油泵；流量；仿真分析

0 引言

在内燃机中，主要采用外啮合齿轮式机油泵（简称齿轮泵）和内啮合转子式机油泵（简称转子泵）。齿轮泵结构简单、工作可靠、维护方便，在内燃机中被广泛采用。转子泵较前者结构紧凑，供油均匀，目前在国内外发动机上已获得普遍应用，并且在新设计和改进设计的中小功率内燃机中被采用。文中将介绍转子泵的计算方法。

早期润滑系统中机油泵的研究设计采用的是经验设计与试验相结合的方法，或者采用直接对标的方式进行，一定程度上增加了产品开发成本和验证周期。随着计算机的普及和广泛应用，计算机开始广泛用于内燃机的研究和设计，利用简易计算作为输入，辅以仿真分析验证的方法是目前润滑系统分析计算的主要手段。

1 计算

1.1 机油循环流量[1]

机油循环流量根据发动机的机油散热量来确定，机油散热量Φj由下式确定

式中，Φj为机油带走的热量，kJ/h；Φi为发动机每小时燃料燃烧生成的热量，kJ/h；α0为机油散热量占发热量的百分比，对于汽油发动机可取α0＝0.015～0.025。

P为内燃机有效功率，kW；ηe为有效效率，对汽油机可取ηe＝0.25。

通过以上公式，以最高功率为80 kW的发动机为例

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

确定机油所带走的热量后，可以求出发动机所需要的机油循环量。

式中，qv为所需要的机油值循环量，L/h；γ为机油的比重，一般可取γ＝0.85 kg/L，也可以根据机油平均温度查表得到；Cj为机油的比热，kJ/ （kg·K），一般可取Cj＝1.7～2.1，也可根据机油平均温度查表求得；Δt为机油完成一次循环过程的温升，一般可取Δt＝10～15℃。

由于不同型号的机油比热不一样，且客户方面没有确定使用的机油型号，根据目前经常使用的机油型号5W-40、10W-40的比热都接近1.9，所以比热值取1.9。为计算最大机油循环流量，温度差取最小值。

通过式（4）计算当发动机最高功率为80 kW时

实际上，机油泵实际流量qva要根据发动机所需机油循环流量qv确定，它要比机油的循环量大，因为：

1）机油泵本身和发动机零件在工作中都有磨损，因此它们的配合间隙和机油泄漏量都会逐渐增加，为了保证系统中有足够的油压，机油泵排量需要有足够的富裕量。

2）机油泵本身通常装有调节机油压力的调压阀，从而保证机油压力在允许的范围内，因此从机油泵排出的机油只有一部分输入到主油道，其余的通过调压阀返回机油盘或机油泵低压油室。

3）考虑到所设计的发动机有可能要进一步强化（如扩大排量或增压化），一般预留一定的富裕流量，所以

式中，K为储备系数，一般选取K=1.5～2.0，最高功率点 80kW，K=2时，qva=2×1783.3=3566.6，L/h；K=1.5时，qva=2675，L/h。

1.2机油泵的供油量

对标已有机型数据见表1，开发机型在对标机型的基础上增加了排气 VVT和活塞冷却喷嘴方案，机油泵流量需要增大 25%左右，同时由于功率增大，机油泵流量需要增大10%左右。

表1 机油泵对比数据

因此，待开发机型机油泵流量比对标机型需要增加 35%左右，通过计算暂定开发机型理论吐出量为8.5 mL/r。

式中，A为内外转子之间形成的最大面积，mm2；z1为内转子的齿数；b为内转子厚度，mm；np为转子泵的转速，r/min；转子泵转速相当于内转子转速。ηp为转子泵的供油效率，一般选取ηp＝0.8。

为共用已有机型机油泵外型，保持内、外转子外径、齿型不变，更改齿轮厚度重新设定流量以匹配发动机。原机油泵内转子为 9个凸齿，外转子为10个凹齿，转子厚度为10.2 mm，工作状态如图 1所示。内转子带动外转子向同一个方向转动，可以看作一对只差一个齿的内啮合齿轮传动，其转速比为 10:9。无论转子转到任何角度，内外转子各齿型之间总有触点，分隔成9个空腔。进油道一侧的空腔，由于转子脱开啮合，容积逐渐增大，产生真空度，机油吸入空腔内。转子继续旋转，机油被带到出油道一侧，这时转子进入啮合，油腔容积逐渐减小，机油压力升高并从齿间挤出，受挤压的机油从出油道送出。当内转子的凸齿在外转子两个凹齿中间时内外转子单个油腔形成了最大面积。

以内转子凸齿外径分割内、外转子间形成的面积从而分别计算内转子的凸齿在外转子两个凹齿中间时内、外转子形成的单个油腔最大面积，见图2、图3。通过CATIA或其他软件分析得到结果。

通过计算得到油腔最大面积时内转子凸齿外径与内转子形成的面积为72.7 mm2，内转子凸齿外径与外转子形成的面积为49.22 mm2。内转子厚度暂定为9.7 mm并进行验证，结果内转子转速和发动机转速一致。

当最高功率80 kW，转速5 500 r/min时

此时，机油泵的供油量2 675＞2 809.9＞3 566.6，满足要求。

1.3 其他经验设计法

常用的经验设计方法是由英国RICARDO和奥地利AVL两家公司所推荐的方法，二者都是通过计算循环油量的经验公式估算确定机油泵容量。

1.3.1 RICARDO经验设计法

经验设计过程中内燃机润滑系统的基本参数是单位时间内流经主油道的机油量，称为循环油量。RICARDO定义循环油量包括内燃机各种轴承形成承载油膜所需的润滑油量和冷却油量。对于喷油冷却活塞的机型，还需要计入冷却喷嘴的喷油量，但不包括经过泄压阀旁通流出的油量。

RICARDO法以内燃机全速循环油量Ve为设计依据，对于活塞不用喷油冷却的机型为

Ve/Ne=22～26 (L/kW·h)

对于活塞用喷油冷却的机型为

Ve/Ne =25～30(L/kW·h)

对于增压发动机机，按不增压时所提供的功率来计算循环油量，机油泵的实际供油量为

式中，Vp为实际供油量，L/h。

再根据所选择的机油泵效率，便可以确定机油泵理论供油量。

式中，Vt为机油泵理论供油量。

1.3.2 AVL经验设计法

AVL循环油量定义与RICARDO方法定义相同，但AVL是以润滑间隙的总量为依据计算循环油量。据AVL推荐，在最低工作转速时，每mm2间隙需机油泵供油量为3L/（mm2h），因此

式中，Vp为需要的供油量，L/h；qs为润滑单位间隙面积的油量，取值3L/（mm2h）；S为内燃机需要润滑的各种轴承最大间隙的总面积，mm2。

所谓最大间隙，即指孔取最大值和轴取最小值时的间隙。对喷油冷却活塞机型还要计入冷却喷嘴的流量，可以用试验比较的方法或估算的方法获得流量数值。AVL推荐的内燃机活塞冷却喷嘴总油量为5.44 L/(kW·h)，并规定增压发动机以不增压时功率计算。

1.4 小结

综上所述，简易计算的方法并不唯一，在设计过程中可以用多种方法计算后以验证合理性。从以上方法分析，AVL经验设计方法因为涉及到润滑油路，应该是简易计算中最合理的方法，但是需要具备3D模型，不适合在设计前期进行。

2 仿真分析验证

根据简易计算结果机油泵流量为41.2 L/min，对标相同功率发动机的机油泵流量及参考已有机型机油泵Map图，同时考虑机油泵效率的影响，设定此款机型机油泵实际最大流量为 35 L/min。通过 GT-Lubrication软件对机油泵匹配，对不同温度下的系统机油流量、压力分析和轴承油膜厚度进行仿真分析验证。一般判定温度为 100℃、120℃和140℃。

2.1 机油泵匹配验证

2.1.1 机油泵匹配

机油泵流量随转速升高而逐渐升高，最大值保持在35 L/min左右，和预估值相当。随着温度升高，机油泵流量基本呈下降趋势，但减少幅度不大，分析结果如图4所示。

2.1.2 机油泵进、出口流速

机油泵进口流速需小于 2.5 m/s，出口流速需小于5 m/s，分析结果如图5、图6所示，符合评价标准。

2.1.3 系统各部件流量分配

分析结果如图 7所示，不同温度下各部件流量分配合理，符合评价标准。

2.1.4 系统各部件压力分布

重要系统部件如主油道、增压器和凸轮轴油道的压力，随着机油温度上升，各系统机油压力逐渐减小，从图8～图10分析，各系统压力处于合理范围，符合评价标准。

2.2 轴承油膜厚度分析

轴承油膜厚度分析主要包含不同温度下主轴承油膜厚度分析和连杆轴承油膜厚度分析。

2.2.1 主轴承油膜

在 100℃和 120℃机油温度下主轴承油膜厚度如图11，各转速下主轴承的最小油膜厚度均保持在0.5 μm以上。当油温达到140℃时，在1 000 r/min 和1500 r/min转速下，最小油膜厚度略小于0.5 μm，但在0.4 μm以上，由于计算采用的是全负荷缸压，在正常行驶过程中，低转速、全负荷几乎不可能达到，且低转速下油温很难达到 140℃，故认为最小油膜厚度可以接受。

2.2.2连杆轴承油膜

在各机油温度和各转速下，连杆轴承最小油膜厚度均在0.25 μm以上，符合评价标准，如图12所示。