基于CAE技术的内啮合转子式机油泵油腔设计

Ab stract
Rotor pum p o il cha m ber has great in fluence on the pum p s ' perform ances w hile its
inner and ou ter gears are a set o f standard parts. T h is paper presents the m odern design of the rotor pu m p o il cham ber : F irst ly to calcu late the theoretical seal line of the o il chamber . Secondly in order to prom ot ing the pum p 's efficiency and decreasing its pow er by using C ompu tational F lu id Dyna m ical ( CFD) pu m p si m ulat ion softw are PumpL inx num erica lly to si m ulate and analyze the pump s ' in ternal f low, using finite e lem ent analysis soft w are ABAQU S to analyze th e pum p o il cha m ber leakage and its shell defor m ing in order to i m prove the design of th e pum p . F in a lly the o il pum p is tested on test bench . T he perfor m ance curves o f the pu m p from CFD nu m erical si m ulation w ere good co in cidence w ith ones from its test experi m en.t And the streng th ana ly sis results from ABAQU S w ere f itted w ith the test data . Therefore w ith CAE technology the new m odern research and design are prov id ed for develo p ing o il pump. 关键词 机油泵 汽车 流体动力学
。参考文献
收稿日期 : 2010- 10- 18
32
上海汽车
2011 01
设计研究
值模拟 ( CFD ) 和泵体及盖的 有限元强度分析, 改 进和优化泵的设计。最后进行泵样机台架试验即 设计试验验证。实践表明, 虚拟泵 CFD 仿真模拟 得到的机油泵流量特性、 容积效率等性能参数与 泵样机台架试验的各项结果 基本吻合; 泵体的有 限元强度分析符合其台架极限试验结果。由此可 见 , CAE 技术为泵的优化设计提供极大帮助, 不但 有效缩短泵的设计周期及减 少试验费用, 而且通 过优化能够最大限度提高泵的性能。 式中: k R
2. 1 流场模型建立 根据转子泵的 UG 模型 , 得到 油泵流场 的三 维模型, 以 STL 格式 文件 导入 Pum p linx, 进行 网 格划分。采用准 确直观 的动网 格方法 来处 理泵 的运动, 初始时对 动静流 道分别 建模 , 在计 算过 程中 , 动流道部分 自动处 理网格 的移动 和变形。 在每个时间步 , 动静区域通过全隐 式滑移界面技 术 MG I自动在新位置重新 联结起来。网格 划分 过程方便快捷 , 网格质量较高。划 分后模型如图 5 所示。 2. 2 添加边界条件求解分析 根据油泵 实际工作状况, 确定其 入口和出口 压力, 设定机油密度、 油温、 粘度等, 并视实际需要
1
图 2 油腔小端密封线计算
图 1 和图 2 所示虚线所围区域分别为理论进 出油槽。显然 , 它们是对称布置的。 1. 2 进出油腔尺寸的初步确定 内啮合转子泵的内外转子是高速旋转的回转 体。为了最大限度提高泵的容积 效率, 应充分利 用流体运动惯性来提高最大容积内油液的填充性 能。即进油腔与泵齿间尽早接通 , 在内外齿轮形 成最大容积前齿间容腔始终与进油腔 相通, 以尽 量延长填 充 油时 间。为 减小 泵 压缩 负 功 ( 轴功 率 ) , 则出油槽也应尽早接通齿间高压油。图 3 所 示即为进出油腔不对称设计。首 先, 应保证油泵 内外转子运转到任何位置时, 大端密封腔 ( f + g ) 和小端密封腔 ( a + b )的尺寸都能有效隔离进出油 腔 ; 然后 , 借 助 计 算 流 体 动 力 学 数 值 模 拟 软 件 Pum plinx, 经多次流体模拟仿真, 得出使泵容积效 率最大以及压缩负功较小的 a、 b、 f、 g 值。相比对 33
给出某转子泵油腔的设计过程 : 首先计算出泵 体 ( 盖 ) 上呈对 称月牙 状的理 论进、 出油槽 的位置 , 然 后为提高 泵 的容积效率及降低轴功率 , 运用 CA E 技术分 析并改 进泵油 腔设计 , 即运 用泵类 专用仿 真软件 P umpL inx 对泵 内 部流场进行计算流体动力学 ( CFD ) 数值模拟分析 ; 应用 ABAQU S 等分析软件对泵壳体的变形和密封性进行有限 元强度分析 , 最后进行泵样机台架设计试验验证。比较发现 : CFD 仿真模拟 得到的虚 拟泵各 项参数 与泵样机 台 架试验的相关结果基本吻合 ; 泵壳体的有限元强度分析 符合其台架 极限试验 结果。由此可 见 , CAE 技术为机 油 泵开发提供了现代化的研究方法和技 术支持。
2
=
/z2 代换, 即可求得 A 和
图 1 油腔大端密封线计算
1 摆线转子泵进出油腔的设计
1. 1 油腔密封区宽度理论值计算 进、 出油腔的窗口通常呈月 牙状布置在泵盖 ( 体 )上。一般月牙状油槽的内缘是以内转子的回 转中心 O 1 为中心, 以内转子的短半径 (齿根圆半 径 L ) 为半径的圆弧; 外缘则是以外转子的回转中 心 O 2 为中心 , 以外转子的齿根圆半径 R 为半径的 圆弧。多数情况下, 密封线为平行线式和夹角式 , 参考文献 2 给出了密封线的详细计算过程。 进出油腔的具体位置根据进油区和出油区啮 合点的位置来求得。如图 1 所示 , 当内转子转角
图 8 进口附 近某截面的流体速度矢量图
图 6 点 P1 处瞬时流量
3
泵体有限元强度分析
将模拟得到的机油泵流量特性与台架实验结 果相比较 (见图 7), 可以看出 , 在相同进出口压力 条件下 , 两者在低转速下吻合较好 ; 高转速时模拟 值高于实验值。这种情况的出现主要是因为泵的 转速过高 , 油液瞬时得不到补充; 空气形成气泡混 杂在油液中占据了一定的空间 , 形成空穴, 破坏了 油液的连续性 , 使泵的实际流量减少。另外, 台架 试验中的泵样件因加工精度等原因在高转速下泄 漏较理论值大, 造成容积效率下降。但总的来讲 , 模拟结果和实验值基本吻合。 从图 8 中可直观看到泵内高速流体在内外转 子的转动下从进油口流入进 油腔, 并随着转子转 动进入出油 腔, 流体可 以顺利流过。 Pump linx 分 析软件提 供了一 种方法 , 即, 通过移动 假想截面
do:i 10 3969 / j issn . 1007 4554. 2011. 01 . 08 2 、 3 中给出了计算泵体 ( 盖 ) 上如图 1 所示呈对称
0 引言
用于车 用发动 机的内 啮合 摆线 转子式 机油 泵 , 当其内、 外转子采用标准件时 , 其进、 出油腔设 计将是关键环节 , 它对油泵的容积效率、 实际供油 量、 甚至脉动性等都有重 大的影响
[ 1]
月牙状的理论进、 出油槽的位置的详细计算方法, 为油腔设计提供了理论依据。实 际设计中, 考虑 利用进油腔油液的惯性来提高 容积效率等因素, 需在理论计算值的基础上作相应的改进
[ 4]
。本文
结合某内啮合转子式机油泵油腔设计 , 利用计算 机辅助分析 ( CAE ) 方法 , 进行计算流体动力学数
1 2
= tan
- 1
L L
sin 2 - R sin ( 2 + ) cos 2 - R cos( 2 + ) ( 4)
内转子转角 ; 外转子转角 ; 创成系数 ; 外转子齿根圆半径 ;
L 内转子齿根圆半径。 当内转子转角 1 = /z1 时, 封闭容腔的面积 最小, 如图 2 所示。同理, 此时啮合点 M 到 x 轴的 距离 A 和啮合点 M 至中心 O 1 的连线与 x 轴间的 夹角可以将式子中 。
以直接观察到这些监测点上流体的速度矢量场、 压力波动及涡流情况 , 据此直接用 于改进泵油腔 设计。由于泵仿真模拟得到 的定压下转速 流量 和定转速下压力 流量特 性、 容积 效率、 轴 功率等 均与泵样件台架试验的对应结果相吻合 , 因此采 用仿真模拟替代设计前期的泵样机台架试验 , 可 大大缩短泵的设计时间和试验周期 , 有效降低设 计成本。
图 4 Cபைடு நூலகம்D 数值模拟前设置的若干监测点
600 cm / s ; H 油腔节流界面的油腔宽度。 考虑油液的粘度和运动阻力 , 实际油腔深度 比理论值稍大 , 一般为理论值的 1. 02~ 1. 2 倍之 间。另外, 为保证 容积效 率 , 油腔深 度尽量 取下 限值 , 这样可以减小油泵厚度 , 减轻重量。 在实际设计过程中 , 适度地增加小端密封面 可以提高转子泵的容积效率 , 但一般不宜增加过 大 , 因为对于圆 弧摆线式 转子泵 , 加 大密封 面会 使内转子与 外转子啮合形成 的小腔体 ( 小端处 ) 产生很高的 压力 , 造 成 困油 现象, 此 处的压力 急剧增加会增大转子泵的轴功率 , 并降低泵的使 34
设计研究
基于 CAE 技术的内啮合转子式机油泵油腔设计
方 杰 李一锋 高 强 李金国
( 上海幸福摩托车 有限公司 , 上海 200336) 201900)
郑霞君 摘要
( 上海工 程技术大学汽车学院 , 上海
当内啮合转子式机油泵内外转子采用标准件 情况下 , 其油腔的 结构将极 大地影响着 泵的性能。
=
时, 密封腔 的面积最大。此 时啮合点的位 B = L sin
1
置 M 到 x 轴的距离 B 可由下式求得:
2
- R sin(
2
+ )
( 1) ( 2) ( 3)
=
z1 z2
2
sin 2 tan = k - cos
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设计研究
称布置的理论进出油腔设计 , 图 3 所示改进后的 泵容积效率可提高 5 % 左右, 噪声和振动也明显降 低。 用寿命。
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流体特性分析
油腔形状对于泵内流体流动有很大的影响。
但泵样机 台架试验 无法提 供这 方面信 息。 采用 泵类专用 仿真软件 Pum p linx 可以很 好地解 决这 一问题: 通过在虚 拟泵进、 出油 腔内设 置若 干监 测点 ( 见图 4) , 在随后的泵仿真模 拟过程中就可
图 3 改进后的油腔设计
图 3 中 , 进出油腔尺寸的 D 应大于两倍外转 子齿根圆半径 R: D= 2 R + ( 1~ 2 ) mm ( 5) 进出油腔 d 尺寸应小于两倍内齿轮的短半径 L, 一般取: d = 2L - ( 0~ 1) mm ( 6) 为使进油腔有足够的时间填充齿 间, 应保证 单位时间内从进油管经过油槽流到齿间的流量等 于泵的额定流量 , 则油腔深度: h = sbz1 n / (HC ) 式中: s b z1 n C 所示 ) ; 齿轮厚度; 内转子齿数; 泵的额定转速 ; 油液在油腔的流速 , 一般取 400~ ( 7) 内外齿轮形成的最大面积 ( 见图 1
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设计研究
图 5 划分网格后泵流体模型 图 7 实验值与仿真值比较
在泵进出油腔内设置若干监测点 (图 4 所示 ) 后进 行模拟仿真计算。一般转子转过两圈后仿真计算 结果趋于稳定。 2. 3 结果分析 图 6 为 在某出 口压力 下位 于机 油泵出 口处 1 000 r/m in 、 4 000 r /m in和 6 000 r/m in 转速下的 瞬时流量曲线, 从图中看出当机油泵运转稳定后 , 流量会稳定在某平均值上下 , 该平均值即为平均 流量。转速越高, 瞬时流量波动越大, 流体流动噪 声也越大。 (见图 8), 可以看到任一截面下泵断面间隙、 外转 子外径与转子腔间隙、 内转子轴隙等处的泄漏 , 从 而为机油泵 进出油腔 合理设 计提供 直接可 靠依 据。