凸舌油槽对摆线转子泵脉动特性的影响

2018-11-21牟介刚谷云庆郑水华吴登昊周佩剑

振动与冲击 2018年21期

牟介刚, 刘涛, 谷云庆，2, 郑水华, 吴登昊, 周佩剑

(1. 浙江工业大学机械工程学院，杭州 310014； 2. 江苏大学能源与动力工程学院，江苏镇江 212013)

转子泵作为一种旋转式容积泵，在汽车发动机中起着输送机油的作用，是重要的组成部分[1]。转子泵按其结构型式可分为内啮合式转子泵[2]和外啮合式转子泵[3-4]，其中摆线转子泵由于内外转子中心重合度较好，致使其结构紧凑，同时又具有容积效率高，运转平稳、噪声小和成本低廉等优点，广泛应用于汽车发动机系统润滑系统中[5-7]。转子泵工作过程中，吸油腔和压油腔的容积都会产生周期性变化，使得出口流量和转子内的压力都呈现周期脉动，这种不稳定性使液体冲击泵体产生振动噪声，影响泵的工作性能[8-9]。

近年来，有关对转子泵的研究得到了国内外学者的重视。毛华永等[10]基于摆线转子泵结构参数的研究，正确地给出了参数值的求解公式，有效地避免了设计过程中由于过度圆弧半径选取的不确定性而产生干涉。杨国来等[11]在分析研究圆弧转子泵的转子型线的基础上，借助于共轭原理推导出圆弧转子的型线方程。薛程亮等[12]定量分析了月牙状进出油腔对泵容积效率的影响，得出了适当减小大端封油线角度并增大小端封油线角度可有效改善泵内部流场的结论。Hablanian[13]基于对油泵的研究，提出了一种新设计方法，基于此种方法设计出来的油泵，其性能有较大的提高。James等[14]将一种基于统计的控制技术对摆线转子泵的性能进行控制，有效地优化了汽车机油泵的性能。Dario等[15]结合试验和模拟的方法重点研究了摆线转子泵的空化特性，并将模拟结果与实验数据进行了比较，表明了良好的一致性，同时能够正确预测泵的输送流量、总功率损失、容积效率和温度影响。当前，针对摆线转子泵的研究主要集中在分析摆线转子泵转子型线、提高容积效率等方面，对摆线转子泵的压力脉动研究相对较少。基于此，以汽车发动机机油泵为研究对象，建立一种具有凸舌油槽结构的摆线转子泵模型，通过数值模拟方法，研究凸舌油槽结构对摆线转子泵转子压力脉动的影响，为摆线转子泵油槽结构的设计和优化提供参考。

1 建模及参数设置

1.1 计算模型

图1(c)中阴影部分是凸舌油槽结构，相比于直线封油线，采用曲线封油线能增加进油面积。转子旋转过程中，能够保证任意时刻都有一部分凸舌进油槽与齿间容积接触，更大的进油槽面积能最大限度地利用进油惯性，使进油更加充分，有利于提高泵的容积效率。凸舌油槽结构的进油槽和出油槽的大端封油线是在原模型基础上改为由三段曲线即内转子摆线齿廓的内等距线、外转子圆弧齿廓内等距线和圆弧过渡线光顺连接。为确保封油效果，设置内转子摆线齿廓的内等距线与内转子摆线齿廓相距1～2 mm，外转子圆弧齿廓内等距线与外转子圆弧齿廓相距1～2 mm。

1.2 网格划分及参数设置

转子泵流体域由进出流道和转子组成，结构较复杂，同时由于内外转子间存在极小的间隙，若采用非结构网格则会导致网格数量偏多，不容易捕捉其边界特性，同时增加计算量，特此对转子泵流体域及进行结构化网格划分，为捕捉边界层的流动特性，在转子间隙处进行加密，划分15层网格。对摆线转子泵进行网格无关性验证，结果如表1所示，故最终确定的网格单元数为40万左右。摆线转子泵网格图如图2所示。

数值计算中采用收敛精度高的RNGk-ε湍流模

(a) 原模型(b) 凸舌油槽

表1 网格无关性验证Tab.1 Test verification

图2 摆线转子泵网格划分Fig.2 Mesh generation of cycloid rotor pump

型，选取压力入口和压力出口，进口压力为大气压，其他表面设置为壁面边界条件，对计算收敛精度做无关性验证，如表2所示，故取收敛精度设为1×10-3。选取内外转子转速分别为3 000 r/min,2 400 r/min，非定常计算时间步长选取为0.167 ms，一个时间步内最大迭代步数为50步，计算时不考虑油液的温度变化，模型不加入能量方程，油液密度为800 kg/m3，饱和压力为400 Pa。

表2 收敛精度无关性验证Tab.2 Convergence accuracy test verification

对原模型和凸舌油槽结构进行试验，并计算其容积效率，并与模拟值进行对比，试验结果如图3所示，由图可以看出，模拟值与实验值的误差范围控制在3%左右，验证了外特性模拟的可靠性。

图3 实验对比Fig.3 Test comparison

1.3 监测点布置

为全面分析摆线转子泵不同位置压力脉动特性，在摆线转子泵内外转子流体域内设置9个监测点，监测点位置情况如图4所示。其中，在内转子齿根处设置点d，内转子齿顶处设置点e，最大啮合面积中部设置点j；由于当齿厚较厚时，压力分布沿转子轴线方向存在一定的压力梯度，故沿转子轴向方向各设置3个点来研究转子轴向的压力不均与度；设转子与油槽相接触的端面为z=0平面，轴向点的坐标值高度分别为L1=5 mm，L2=14 mm，L3=23 mm；所有监测点即d1,d2,d3，e1,e2,e3，j1,j2,j3，其中j1,j2,j3为静止点，d1,d2,d3，e1,e2,e3为运动点，跟转子同步转动。

图4 监测点位置Fig.4 Location of monitoring points

2 压力脉动分析

原模型与凸舌油槽结构的摆线转子泵的各检测点的压力对比如图5所示。其中，d1,d2,d3，e1,e2,e3，j1,j2,j3为原模型监测点，d1′,d2′,d3′，e1′,e2′,e3′，j1′,j2′,j3′为凸舌油槽结构模型监测点。

原模型与凸舌油槽结构模型的内转子齿根处监测点的压力脉动如图5(a)所示。由图5(a)可知，两种结构下的压力都呈现减小的趋势，相比原模型，凸舌油槽结构下的3个监测点压力均有减小，压力显著减小主要集中在t=0.080～0.085 s和t=0.095～0.100 s两个时间段，这两个时间段分别为转子泵排油和吸油过程。转子泵排油过程，由于原模型不能及时将油液排出，造成油腔内压力过高，而凸舌油槽结构可以将高压油及时排出，从而降低压力；转子吸油过程，凸舌油槽结构因进油面积大，能更早地吸油，避免形成过大的真空度。同时在t=0.087～0.090 s内，压力是由正压急剧下降到负压，因为齿根处监测点由出油槽运动到进油槽的过程中压力得到释放。而在t=0.083～0.088 s和t=0.091～0.097 s这两个时间段内，两种结构下的压力基本稳定，且变化小。凸舌油槽结构模型相比于原模型，在齿根位置处的压力脉动幅值下降约25%，故凸舌油槽可有效改善内转子齿根处的压力波动。

原模型与凸舌油槽结构模型的齿顶处监测点的压力脉动如图5(b)所示。由图5(b)可知，在排油阶段，各点压力先急剧上升到比较高的压力，达到压力峰值，此时e点正位于最小啮合容积处，并产生困油现象，困油压力随转子转至进油区时而骤减。两种结构下，3个监测点的压力脉动波形基本保持一样，说明凸舌油槽对齿顶处的压力脉动改善不大，这是因为齿顶位置处于内外转子啮合间隙处，高压油液经缝隙泄露至低压区，形成一定的压力梯度，由于这部分体积极小，本身就不易有效吸排油，因而凸舌油槽对其影响不大。

原模型与凸舌油槽结构模型的静止监测点的压力脉动如图5(c)所示。由图5(c)可知，轴向的3个点压力脉动波形也基本相同，由于内转子齿数为4，在1个周期内最大啮合容积有4次吸排油，因而压力脉动呈现4个周期。原模型静止点j1,j2,j3在出油时段t=0.080～0.082 s和吸油时段t=0.083～0.085 s，压力变化较剧烈，说明最大齿间容积处在进排油阶段较仓促；但凸舌油槽在这两个时段压力脉动峰值均有降低，脉动幅值下降约54.2%，且整个进排油过程压力变化更趋稳定，凸舌油槽对最大啮合容积处的压力脉动有明显的改进作用。

(a) 内转子齿根监测点

(b) 内转子齿顶监测点

3 轴向压力不均匀度分析

原模型与凸舌油槽结构的摆线转子泵的各检测点的轴向压力不均匀度对比如图6所示，其中a)为原模型， b)为凸舌油槽结构模型。定义轴向压力不均匀度C为

(1)

图6(a)为原模型与凸舌油槽结构模型的齿根处压力沿轴向分布的对比，由图可以看出，原模型与凸舌油槽结构模型齿根点沿轴向的压力分布基本相同，排油时压力d1点最小，d3点最大；由于d1点是最靠近排油腔，更容易排出高压油，而d3点是在转子底部，高压油易沉积于转子底部，因而压力最高。在吸油的过程中，d1点压力最大，d3点压力最小；d1点位于顶部，更早从进油腔吸油，从而抵消了因转子容积变大而形成的负压，d2点吸油难度稍大于d1点，而d3点最难吸油，因而真空度更大。原模型轴向压力不均匀度约为5.2%，凸舌油槽结构模型的不均匀度约为3.5%。

图6(b)为原模型与凸舌油槽结构模型的齿顶处压力沿轴向分布的对比，由图可知，两种结构下齿顶处压力沿轴向分布规律基本相同，则说明凸舌油槽结构对闭死容积的进排油影响不大，所以凸舌油槽结构对齿顶点的不均匀度影响甚小；但轴向仍存在一定的不均匀度，轴向不均匀度约为17.9%。相比于齿根点不均匀度更大，这是因为齿顶点的闭死容积很小，流体沿轴向的流动阻力更大，e3点的高压油更难往e1点释放，因而轴向压力分布更不均匀。

图6(c)为原模型与凸舌油槽结构模型的静止点压力沿轴向分布的对比，由图可知，静止点的不均匀度为2.3%，相比于齿顶和齿根最小，这是因为该点位于最大啮合容积处，流体沿轴向流动阻力最小，底部的高压流体可以较顺利地流至顶部从而排出油腔。凸舌油槽结构模型的该点不均匀度约为3.1%，相比原模型略有提高，这是因为顶部的进排油过程更加顺畅，而底部至顶部的流动阻力变化不大。因而j1点与j3点的压力差略有提高。

(a) 齿根处压力不均匀度

(b) 齿顶处压力不均匀度

4 轴向流场分析

由上节分析结果可知，原模型与凸舌油槽结构的转子区域都存在轴向压力分布不均匀的现象，为此选取t=0.087 s,t=0.082 s两个时刻点来分析齿根点对凸舌油槽结构的轴向流场影响情况，并选取t=0.086 s时刻下来分析齿顶点对凸舌油槽结构的轴向流场影响情况。

4.1 齿根点轴向流场分析

t=0.087 s时刻，齿根点轴向流场分布如图7所示。由图7可知，该时刻齿根点的轴向压力不均匀度最大，齿根点即将离开出油槽，转子容积腔体积在减小。转子底部端面至顶部端面有明显的压力分层现象，从下至上压力是逐渐减小的，直至出油槽，压力降低至转子泵工作压力，并在出油槽端面上形成一面积较小的椭圆形低压区。转子底部至上端速度是逐渐增大的，在转子容积腔与出油槽的连通处速度最大，流入出油槽后速度下降。同时在出油槽端面上速度分层明显，靠近右端壁面上形成了一面积较小的高压区。由转子低端到顶端，随着高度的增加，流体速度方向开始发生偏移，沿转子周向的分速度加大。

(a) 监测点和截面位置

图7 t=0.087 s齿根点轴向流场分布Fig.7 Axial flow field distribution of tooth root point at t=0.087 s

综上可知，转子底部端面压力较高，有油液堆积，由于此时容积腔较小，轴向流动阻力增大，不易沿轴向通道排出，因此这部分高压油液在转子底部继续跟随转子旋转，没有形成有效出口流量，使转子泵的容积效率降低。

t=0.082 s时刻，齿根点轴向流场分布如图8所示。由图8可知，此时转子已完成吸油，即将连通出油槽，最大齿间容积内的油液被挤压。由内转子表面到外转子表面的径向方向存在着明显的压力分层现象，并且压力是逐渐增大的，由于外转子齿根处半径较内转子齿根半径大，进而圆周速度要大，离心力对流体做功更多，使流体获能更多因而显示压力较大；轴向方向上，外转子表面并未出现明显的压力梯度，内转子表面呈现出上下端面压力高，中间压力低的现象。最大啮合容积中部形成一面积较小的低速区，且形成了一个旋涡，呈逆时针方向。流体沿转子壁面逆时针流动，使得中部存在一个漩涡，所以该处流体速度较低。同时，内外转子表面中部流速较大，转子旋转对流体做功转换为流体速度，还未转换为压力，故造成内转子中部压力较低。

(a) 监测点和截面位置

图8 t=0.082 s齿根点轴向流场分布Fig.8 Axial flow field distribution of tooth root point at t=0.082 s

综上可知，最大啮合容积还未顺利排油时，该块容积内部流场会呈现涡状结构，底部靠近外转子的区域流体压力较高，流向压力较低的区域，因此会形成逆时针流动，该区域的涡状会造成流体能量消耗，使得流体获能减少。

4.2 齿顶点轴向流场分析

t=0.086 s时刻，齿顶点轴向流场分布如图9所示。由图9可知，该时刻齿顶靠近出油槽小端封油线，处于内外转子啮合形成的闭死容积处。压力分布呈现由转子上端面到下端面的压力梯度，与齿根处不同的是，该点压力梯度更大，转子下端面压力更大，究其原因是该部分闭死容积更小，油液被进一步挤压造成压力飙升。速度分布沿转子轴向呈现速度梯度，由转子底部至顶部，速度是在增大的，与图8中的情况相似，与之不同的是，转子上端面连通出油槽区域，速度远高于图8中，且出现更加明显速度分层现象。从图9矢量图也可看出，靠近转子顶部油液排出较为通畅，底部依然存在油液沉积，底部的排油不畅。