劉占強(qiáng)　侯曉東　王　　斌　王建中　張建川　吳　　超（1-長(zhǎng)城汽車(chē)股份有限公司技術(shù)中心　河北　保定　071000　2-河北省汽車(chē)工程技術(shù)研究中心）

機(jī)油泵的仿真優(yōu)化分析與試驗(yàn)研究

劉占強(qiáng)1，2侯曉東1，2王斌1，2王建中1，2張建川1，2吳超1，2
（1-長(zhǎng)城汽車(chē)股份有限公司技術(shù)中心河北保定0710002-河北省汽車(chē)工程技術(shù)研究中心）

摘要：應(yīng)用Cero及GAMBIT軟件對(duì)機(jī)油泵進(jìn)行建模和網(wǎng)格劃分，應(yīng)用CFX軟件對(duì)多種工況下機(jī)油泵出口部分三維流動(dòng)進(jìn)行模擬計(jì)算，得到詳盡的分析結(jié)果并預(yù)測(cè)了機(jī)油泵的特殊流動(dòng)現(xiàn)象。將數(shù)值模擬結(jié)果與試驗(yàn)特性曲線進(jìn)行對(duì)比，從而驗(yàn)證模擬分析結(jié)果的正確性。同時(shí)，也對(duì)機(jī)油泵容積效率的影響因素進(jìn)行了分析，為提高機(jī)油泵工作性能提出了改進(jìn)措施。

關(guān)鍵詞：機(jī)油泵數(shù)值模擬容積效率

引言

機(jī)油泵是內(nèi)燃機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)中的關(guān)鍵部件，它為內(nèi)燃機(jī)的正常工作提供了保障。同時(shí)，內(nèi)燃機(jī)的性能和使用壽命也與機(jī)油泵的性能有密切聯(lián)系。機(jī)油泵的作用是保證潤(rùn)滑系統(tǒng)的循環(huán)供油量及工作壓力，通過(guò)向各摩擦表面及待冷卻部件連續(xù)不斷地強(qiáng)制供油，使內(nèi)燃機(jī)得到可靠的潤(rùn)滑與冷卻，從而減少零件的磨損和熱應(yīng)力[1-2]。機(jī)油泵的結(jié)構(gòu)通常分為外接齒輪泵和內(nèi)接齒輪泵，其中內(nèi)接齒輪泵通常又被稱(chēng)作轉(zhuǎn)子式機(jī)油泵。

1　轉(zhuǎn)子式機(jī)油泵概述

本文所研究的機(jī)油泵為南京創(chuàng)新機(jī)油泵制造有限公司自行設(shè)計(jì)的一款轉(zhuǎn)子式機(jī)油泵，其機(jī)油泵殼體為壓鑄鋁合金，驅(qū)動(dòng)由曲軸上的驅(qū)動(dòng)齒輪與內(nèi)轉(zhuǎn)子同軸齒輪嚙合來(lái)實(shí)現(xiàn)。外轉(zhuǎn)子是從動(dòng)齒輪，裝在機(jī)油泵泵體內(nèi)，泵體密封固定在發(fā)動(dòng)機(jī)的后端，系統(tǒng)總成如圖1所示。

應(yīng)用Cero對(duì)機(jī)油泵總成進(jìn)行三維建模，如圖2所示。

機(jī)油泵泵體、泵蓋和內(nèi)外轉(zhuǎn)子的各個(gè)齒槽共同構(gòu)成工作腔。當(dāng)內(nèi)轉(zhuǎn)子沿順時(shí)針?lè)较蜣D(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，進(jìn)油腔的容積由于齒輪逐漸脫離嚙合而增大，腔內(nèi)產(chǎn)生一定的真空，潤(rùn)滑油從油底殼經(jīng)進(jìn)油口被吸入隨后又被齒輪帶到出油腔。出油腔的容積由于齒輪逐漸進(jìn)入嚙合而減小，使?jié)櫥蛪毫ι?，?rùn)滑油經(jīng)出油口被壓入內(nèi)燃機(jī)機(jī)體上的潤(rùn)滑油道。

在內(nèi)燃機(jī)工作時(shí)，機(jī)油泵轉(zhuǎn)子不停地旋轉(zhuǎn)，潤(rùn)滑油便連續(xù)不斷地流入潤(rùn)滑油道，經(jīng)過(guò)濾清后被送到各潤(rùn)滑部位。同外接齒輪泵相比，轉(zhuǎn)子泵的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)更加緊湊、體積更小，允許轉(zhuǎn)速更高，潤(rùn)滑油為軸向吸入，同時(shí)流體進(jìn)、出窗口的面積及角度范圍較大。轉(zhuǎn)子泵的優(yōu)點(diǎn)是潤(rùn)滑油吸、排充分；在離心力的作用下有利于吸入的潤(rùn)滑油充滿齒間，不易產(chǎn)生“氣穴”現(xiàn)象；轉(zhuǎn)速越高，吸入特性越好，容積效率越高，可在95%以上。此外，由于內(nèi)外轉(zhuǎn)子只相差一齒且同向轉(zhuǎn)動(dòng)，所以轉(zhuǎn)子泵的噪聲與流量脈動(dòng)率均小于外接齒輪泵，而且使用壽命更長(zhǎng)[3]。

圖1 轉(zhuǎn)子機(jī)油泵總成結(jié)構(gòu)圖

圖3　機(jī)油泵網(wǎng)格劃分

2　機(jī)油泵CFD分析

圖2 轉(zhuǎn)子機(jī)油泵運(yùn)動(dòng)件三維模型

2.1機(jī)油泵網(wǎng)格劃分

將建立好的三維模型導(dǎo)入到GAMBIT中進(jìn)行網(wǎng)格劃分。GAMBIT是功能強(qiáng)大且靈活方便的網(wǎng)格劃分工具，可以劃分出包括邊界層等特殊要求的高質(zhì)量網(wǎng)格（尤其非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格）。機(jī)油泵內(nèi)部的連通區(qū)域形狀較為復(fù)雜，采用四面體的非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分更為適合，劃分結(jié)果如圖3所示。整個(gè)計(jì)算區(qū)域共生成229225個(gè)單元，對(duì)生成的網(wǎng)格進(jìn)行檢查，結(jié)果表明網(wǎng)格質(zhì)量良好，可以對(duì)其進(jìn)行邊界條件的設(shè)置。

2.2CFX軟件介紹及相關(guān)設(shè)定

本文求解計(jì)算所選用的軟件CFX是全球第一個(gè)通過(guò)ISO9001質(zhì)量認(rèn)證的大型商業(yè)流體動(dòng)力學(xué)軟件。誕生于工業(yè)應(yīng)用背景中的CFX一直將豐富完善的物理模型、精確的計(jì)算結(jié)果、強(qiáng)大的后處理功能及用戶擴(kuò)展性作為其發(fā)展的要求，并以其在這些方面的卓越成就，引領(lǐng)著CFD技術(shù)不斷發(fā)展。CFX是全球公認(rèn)最好的旋轉(zhuǎn)機(jī)械工程CFD軟件，其對(duì)旋轉(zhuǎn)機(jī)械的設(shè)計(jì)、計(jì)算有一套完整的軟件體系，以及在旋轉(zhuǎn)機(jī)械行業(yè)十多年的專(zhuān)業(yè)經(jīng)驗(yàn)，CFX被旋轉(zhuǎn)機(jī)械領(lǐng)域90%以上的企業(yè)作為主要的氣動(dòng)/水動(dòng)力學(xué)分析和設(shè)計(jì)工具。機(jī)油泵作為典型的旋轉(zhuǎn)機(jī)械，應(yīng)用CFX作為計(jì)算分析工具是非常適合的。

機(jī)油泵內(nèi)部的流動(dòng)可以簡(jiǎn)化為不可壓縮流體的三維定常流動(dòng)，湍流模型采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型，湍流動(dòng)能、動(dòng)能耗散項(xiàng)、動(dòng)量方程都采用二階迎風(fēng)格式離散。將計(jì)算域劃分為內(nèi)轉(zhuǎn)子、外轉(zhuǎn)子、入口及出口四部分，其中入口、出口為靜止計(jì)算域，內(nèi)轉(zhuǎn)子、外轉(zhuǎn)子為旋轉(zhuǎn)計(jì)算域，熱傳導(dǎo)模型定義為：Total Energy，流體定義為參照牌號(hào)為15W/40CF-4的潤(rùn)滑油設(shè)定流體性質(zhì)，如表1所示。入口邊界平均壓力0.1MPa，出口邊界平均壓力0.4MPa，壁面采用默認(rèn)的無(wú)滑移、光滑、絕熱壁面[4]。

表1潤(rùn)滑油性能參數(shù)

2.3出口截面的計(jì)算結(jié)果

出口壓力是機(jī)油泵的一個(gè)重要性能參數(shù)，因此這里重點(diǎn)分析出口部分的流動(dòng)情況。圖4是模擬轉(zhuǎn)速在2400 r/min的工況下出口截面的壓力等高線云圖。

圖4　出口截面的壓力分布

由圖4可見(jiàn)，出口截面上壓力分布較為均勻，大部分區(qū)域壓力分布在0.36~0.47MPa之間，通過(guò)CFX后處理的計(jì)算功能，整個(gè)出口截面的平均壓力為0.391MPa。

在出口截面上隨機(jī)取一點(diǎn)A，其壓力變化也是在0.33~0.45MPa之間。因此，在機(jī)油泵的正常工作中，出口壓力不會(huì)出現(xiàn)大的壓力波動(dòng)現(xiàn)象。在出口左側(cè)區(qū)域，由于內(nèi)、外轉(zhuǎn)子嚙合，齒間油腔體積不斷減小，壓力驟增，造成出口的對(duì)應(yīng)區(qū)域也形成一個(gè)高壓區(qū)。

2.4嚙合間隙的計(jì)算結(jié)果

圖5為內(nèi)、外轉(zhuǎn)子嚙合間隙橫截面的壓力分布?？梢钥吹皆趦?nèi)轉(zhuǎn)子帶動(dòng)外轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)過(guò)程中嚙合間隙1在瞬間是相對(duì)封閉的，并且隨著轉(zhuǎn)動(dòng)，間隙越來(lái)越小，其瞬間最大壓力可以達(dá)到1.24MPa左右.由于壓力梯度很大，這里會(huì)產(chǎn)生較大的噪聲；同時(shí)，機(jī)油壓力對(duì)齒輪局部會(huì)產(chǎn)生很大的應(yīng)力。在與出口連通的空間2由于容積較大，并且在轉(zhuǎn)動(dòng)的過(guò)程中，容積變化率也遠(yuǎn)小于間隙1，故壓力分布梯度很小，但是仍高于出口壓力0.1MPa左右。

圖6表示內(nèi)、外轉(zhuǎn)子嚙合間隙橫截面的速度分布情況。

圖5　嚙合間隙截面的壓力分布

圖6　嚙合間隙截面的速度分布

可以看出，出口截面的流速最高為7.8m/s，而且高流速區(qū)是隨著內(nèi)、外轉(zhuǎn)子嚙合區(qū)域而移動(dòng)的。在圖示1、2的狹小間隙由于潤(rùn)滑油的粘性、出口壓力、機(jī)油泵本身轉(zhuǎn)動(dòng)的共同作用，表現(xiàn)為流動(dòng)速度很低，接近于零；而不與出口相連的各區(qū)域，流速基本與機(jī)油泵的轉(zhuǎn)速成對(duì)應(yīng)關(guān)系。

經(jīng)過(guò)計(jì)算得到出口的體積流量為22.248 L/min。在穩(wěn)定出口壓力為0.4MPa的情況下，不同轉(zhuǎn)速的出口流量特性計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表2。

表2 不同轉(zhuǎn)速下的出口流量結(jié)果

3　試驗(yàn)與驗(yàn)證

3.1試驗(yàn)設(shè)備

1）一套合適的夾具和驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，用來(lái)保證機(jī)油泵能夠在任意工作轉(zhuǎn)速下運(yùn)轉(zhuǎn)；

2）在管路上安裝一個(gè)可調(diào)流量的節(jié)流閥以調(diào)節(jié)機(jī)油泵的出口壓力；

3）帶有溫度控制的儲(chǔ)油箱，可以將油溫控制在試驗(yàn)要求的范圍內(nèi)，油箱容積應(yīng)不小于機(jī)油泵最大每min泵油量的5倍；

4）一套數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)。

以上各部分構(gòu)成機(jī)油泵綜合性能試驗(yàn)臺(tái)，其試驗(yàn)原理如圖7所示，試驗(yàn)方法采用JB/T8886-1999《內(nèi)燃機(jī)機(jī)油泵試驗(yàn)方法》。

圖7　機(jī)油泵性能試驗(yàn)原理圖

3.2計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

圖8為出口壓力穩(wěn)定在0.4MPa情況下，試驗(yàn)得到的機(jī)油泵流量特性與計(jì)算結(jié)果的對(duì)比?？梢钥闯?，在相同出口壓力的條件下，模擬結(jié)果在低轉(zhuǎn)速的情況下與試驗(yàn)結(jié)果吻合良好；而在高轉(zhuǎn)速時(shí)，模擬值高于試驗(yàn)值。主要原因是機(jī)油泵的轉(zhuǎn)速過(guò)高，油液瞬時(shí)得不到補(bǔ)充，空氣形成的氣泡在油液中占據(jù)了一定的體積，破壞了油液的連續(xù)性，導(dǎo)致容積效率降低。但是在總趨勢(shì)上，模擬與實(shí)驗(yàn)得到的數(shù)據(jù)基本吻合，最大誤差不超過(guò)10%。因此通過(guò)模擬的方式可以得到具有符合實(shí)際的機(jī)油泵流量特性曲線，為產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)提供了新的研究方法和技術(shù)支持。

圖8　機(jī)油泵流量特性試驗(yàn)與計(jì)算結(jié)果對(duì)比

4　機(jī)油泵容積效率優(yōu)化

容積效率η是機(jī)油泵工作性能的重要指標(biāo)，容積效率的高低直接決定了機(jī)油泵的體積，當(dāng)輸油量相同時(shí)，容積效率高的機(jī)油泵體積更小。

容積效率定義為：當(dāng)機(jī)油泵出口壓力為P時(shí)，實(shí)際流量Q與理論流量Q0之比，即η=Q/Q0。機(jī)油泵的理論流量公式為：

式01徑，mm；r2為內(nèi)轉(zhuǎn)子齒根圓半徑，mm；B為內(nèi)轉(zhuǎn)子寬度，mm；n1為內(nèi)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速，r/min。

影響容積效率的因素很多，其中包括端面間隙、齒頂間隙以及轉(zhuǎn)子寬徑比等。下面就分別考察配合間隙與轉(zhuǎn)子寬徑比對(duì)于機(jī)油泵容積效率的影響[5]。

4.1配合間隙的影響

為保證機(jī)油泵能夠正常運(yùn)轉(zhuǎn)，必須選擇合適的配合間隙，轉(zhuǎn)子的齒頂嚙合間隙和端面間隙直接影響機(jī)油泵的性能。原機(jī)油泵的端面間隙和齒頂間隙均為0.08mm。假設(shè)潤(rùn)滑油的粘度為常數(shù)，可得端面間隙的泄漏量為：

式中：q為泄漏量；δ1為端面間隙；∑β為泄漏所占圓周角（弧度）；μ為潤(rùn)滑油的動(dòng)力粘度；R為圓盤(pán)的外半徑；r0為圓盤(pán)孔半徑；Δp為圓盤(pán)外與圓盤(pán)中心壓力之差。

由上式看出，端面泄漏量與機(jī)油泵轉(zhuǎn)速無(wú)關(guān)，它隨壓差的增大而增大，隨端面間隙的增加而增加。現(xiàn)將端面間隙減小至0.05mm，在轉(zhuǎn)速為2400 r/min，出口壓力為0.4MPa工況下進(jìn)行仿真，得到體積流量上升至23.85 L/min，容積效率上升至90.3%。

當(dāng)潤(rùn)滑油流經(jīng)小縫隙時(shí)雷諾數(shù)Re很小，流動(dòng)呈層流狀態(tài)，則齒頂間隙泄漏量表示為：

式中：v0為兩平行板間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)；δ2為兩平行板間的縫隙。將齒頂間隙同樣減小至0.05mm，在同樣工況下仿真得到體積流量為22.84 L/min，對(duì)應(yīng)容積效率為86.5%。

可見(jiàn)容積效率是由泄漏引起的，減小間隙能夠提高機(jī)油泵的容積效率，其中端面間隙對(duì)于容積效率的影響更加明顯，在設(shè)計(jì)產(chǎn)品時(shí)，需要更加重視端面間隙配合的選擇。但是減小間隙配合可能會(huì)引發(fā)燒軸或泵體掃膛，同時(shí)也會(huì)增加零件加工成本，因此，在容積效率滿足要求的前提下，不能一味追求高精度要求。

4.2轉(zhuǎn)子寬徑比的影響

在滿足設(shè)計(jì)流量的前提下，機(jī)油泵的轉(zhuǎn)子半徑r、寬度B應(yīng)選擇更小的尺寸以減小油泵的體積。通過(guò)r與B的配合調(diào)整可以保證設(shè)計(jì)流量Q不變，但是容積效率就會(huì)存在一定差異。

在這里引入內(nèi)轉(zhuǎn)子寬徑比ψ，定義ψ=B/（2r2）。根據(jù)統(tǒng)計(jì)，ψ的取值范圍在0.12~1.52之間，ψ取值越小，轉(zhuǎn)子的自位能力越強(qiáng)，但是過(guò)小的ψ值會(huì)導(dǎo)致轉(zhuǎn)子易變形；相反ψ值較大時(shí)，由于轉(zhuǎn)子寬度加大，對(duì)于加工精度的要求變高。原機(jī)油泵的ψ=0.84，在保證理論流量Q0不變的情況下，分別調(diào)整內(nèi)轉(zhuǎn)子寬徑比ψ至0.7，0.8，0.9，1.0，1.1，1.2，使用CFX軟件進(jìn)行數(shù)值分析，考察ψ對(duì)于容積效率的影響，結(jié)果見(jiàn)表3。當(dāng)ψ=1.1時(shí)容積效率達(dá)到最大，ψ=1.2時(shí)容積效率出現(xiàn)下降?？梢?jiàn)轉(zhuǎn)子寬度B的加大對(duì)提高機(jī)油泵的容積效率有利，但是過(guò)大的轉(zhuǎn)子寬度B會(huì)導(dǎo)致油腔過(guò)深，在高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，油液來(lái)不及充滿油腔，反而使容積效率降低，對(duì)于本文所選的機(jī)油泵，最佳內(nèi)轉(zhuǎn)子寬徑比ψ為1.1。

表3　不同內(nèi)轉(zhuǎn)子寬徑比ψ條件下的容積效率對(duì)比

從表中可以看出，內(nèi)轉(zhuǎn)子寬徑比取0.7時(shí)，容積效率低于原機(jī)油泵，這是由于當(dāng)ψ值較小時(shí)，轉(zhuǎn)子直徑較大，端面泄漏量所占的比例較大，因此造成容積效率的下降。隨著ψ值的加大，容積效率隨之上升，

5　結(jié)論

1）應(yīng)用計(jì)算流體力學(xué)軟件CFX完成了不同工況下機(jī)油泵內(nèi)部及出口部分的模擬計(jì)算，得到了可靠的分析數(shù)據(jù)，可以作為研究潤(rùn)滑系統(tǒng)的邊界條件。

2）對(duì)機(jī)油泵出口壓力為0.4MPa，轉(zhuǎn)速為2400 r/min的工況進(jìn)行了重點(diǎn)分析。可以發(fā)現(xiàn)，機(jī)油泵內(nèi)部流動(dòng)趨勢(shì)及出口壓力符合工作要求。但是，存在局部壓力驟增的現(xiàn)象，建議在機(jī)油泵的出口對(duì)應(yīng)區(qū)域設(shè)置卸荷槽，以減小壓力驟增，降低噪聲。

3）通過(guò)機(jī)油泵的試驗(yàn)結(jié)果與模擬值的對(duì)比，得出相關(guān)結(jié)論：低轉(zhuǎn)速時(shí)，模擬與試驗(yàn)結(jié)果吻合較好；高轉(zhuǎn)速時(shí)，兩者存在一定的誤差，其原因主要是計(jì)算過(guò)程中沒(méi)有考慮空穴及實(shí)際泄漏情況。

4）分析配合間隙、內(nèi)轉(zhuǎn)子寬徑比對(duì)機(jī)油泵性能的影響，得出端面間隙對(duì)于容積效率的影響更加明顯，內(nèi)轉(zhuǎn)子寬徑比為1.1時(shí)容積效率最佳。

參考文獻(xiàn)

1周龍保．內(nèi)燃機(jī)學(xué)（第二版）[M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005

2Koch F，Maassen F，Gelger U．現(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)的開(kāi)發(fā)[J]．國(guó)外內(nèi)燃機(jī)，1999（1）：43-48

3羅驥，蔡盈，吳盛林，等.水液壓內(nèi)嚙合齒輪泵的制造技術(shù)分析[J].機(jī)床與液壓，2003（6）：43-44，21

4任志安，郝點(diǎn)，謝紅杰．幾種湍流模型及其在FLUENT中的應(yīng)用[J]．化工裝備技術(shù)，2009，30（2）：38-40，44

5蔣漢峰.柴油機(jī)機(jī)帶齒輪油泵容積效率的探討 [J].柴油機(jī)，1992（4）：50-52

中圖分類(lèi)號(hào)：TK422.41

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

文章編號(hào)：2095-8234（2015）05-0048-05

收稿日期：（2015-04-07）

作者簡(jiǎn)介：劉占強(qiáng)（1985-），男，工程師，主要研究方向?yàn)樾录夹g(shù)應(yīng)用及整機(jī)開(kāi)發(fā)。

The Performance Analysisand Experimental Research of the OilPum p

Liu Zhanqiang1,2,Hou Xiaodong1,2,Wang Bin1,2,Wang Jianzhong1,2,
Zhang Jianchuan1,2,Wu Chao1,2
1-TechnicalCenter,GreatWallMotor Company Limited(Baoding,Hebei,071000,China)
2-HebeiAutomobile Engineering Technology&Research Center

Abstract：The geometry modeling of the pump wasmade by Cero and the meshes were divided with GAMBIT,then the flow filed was investigated using CFX,a commercial available CFD code.Asa result,the detail of internal flow filed ofoutletof the gear pump was obtained,including the particular phenomena of flow.The performance dataof the pump in test isbasically coincidentwith simulation result.In addition,the factorswhich influence the volume efficiency were investigated in order to improve the performance of the pump.

Keywords：Oilpump,Numerical simulation,Volume efficiency