机油泵设计指南-倪伟.doc

《机油泵设计指南-倪伟.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机油泵设计指南-倪伟.doc（12页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、奇瑞汽车股份有限公司机油泵产品设计开发指南编制日期：08.08.08编者：倪伟 版次：00第12 页奇瑞汽车股份有限公司发二院设计指南编制：审核：批准：一、总成说明1.1 机油泵总成的功用机油泵是润滑系中最重要的部件，其功能是为润滑系提供足够压力和流量的机油，油压必须保证在一定的范围，以保证每一个摩擦件得到充分的润滑而且不损坏相关的承压件。 机油泵在整个发动机润滑系统的开发中具有决定性的作用，我们可以把整个润滑系统比喻成人体的血液循环系统，机油泵就是润滑系统的心脏，各个油道支路就是血管，机油泵在发动机的运转过程中源源不断地为各个零部件提供血液的循环，保证发动机在各个工况下正常运行。1.2 各种

2、类别的机油泵轮廓图以下是实际产品外形 NEF1立的三维模型，机油泵是安装在曲轴前端，靠曲轴来带动机油泵泵油。 NEFV发动机机油泵是安装在油底壳内，靠链条来驱动。 二、机油泵总成设计1设计原则。满足发动机的正常运行，提供一定的机油压力。2设计参数确定设计参数：机油散热量和机油流量 理论上，发动机中机油循环流量（机油体积流量）可以根据两种办法来确定：一种方法是根据发动机的机油散热量来确定；另一种方法是用统计方法，即比较同类型的机器，再相同的工作条件下的机油流量，选择一个适当的流量作为该机器的设计机油流量。这里介绍用机油散热量决定机油流量的方法。机油散热量由下式确定：（kJ/h） （1）式中机油带

3、走的热量（kJ/h）; 发动机中每一小时燃料燃烧生成的热量； 机油散热量占发热量的百分比，对于现代汽车拖拉机用发动机可取0.0150.025,对于活塞用机油冷却的柴油机需由机油带走的热量要大的多，可达到0.06。由于 （2）所以 （3） 式中 P内燃机有效功率（kW）； 有效效率，对汽油机可取0.25；对柴油机可取0.35。确定了机油所带走的热量后，就可以求出在发动机中所需要的机油循环量：（L/h） (4)式中：机油的比重，一般可取 0.85 kg/L,也可以根据机油平均温度查表得到； 机油的比重，一般可取 c1.72.1 kJ/(kg.K),也可根据机油平均温度查表求得。机油在完成一次循环过

4、程中的温升，一般可取1015。实际上，机油泵实际流量（）要根据发动机所需机油循环流量（）决定，但是它要比机油的循环量为大，这是因为第一， 考虑到机油泵本身和内燃机的各摩擦副零件在工作中都有磨损，因此他们的配合间隙和机油的泄漏都会逐渐增加，为了保证在这种情况下在系统中还能保证足够的油压，机油泵排量需要有足够的富裕量。第二， 机油泵本身通常装有调节机油压力的调压阀，以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是一部分输入到主油道，其余的经过调压阀流掉了。第三， 考虑到所设计的内燃机，今后可能要进一步强化，需要更大的机油流量，所以 K（L/h） (5)式中 K储备系数，一般选取K1.52.

5、0，有时为了系列化尺寸的油泵，K可以取到3.5。3 机油的工作压力和温度 现代内燃机主油路的机油原来（表压）一般是在下述范围内： 汽油机和高速柴油机 0.20.5 Mpa; 强化发动机 0.60.9 Mpa; 低速柴油机 0.080.18 Mpa; 在最低转速下，机油压力不应低于 0.050.18 Mpa; 为了可靠地将机油送至各润滑表面，在润滑系的主油道必须建立起一定的机油压力，一般汽油机主油道的机油压力为200400kpa,高速柴油机为300600kpa。采用离心式机油滤清器，应采用较大的机油压力。汽油机怠速时不低于70Kpa,柴油机以不低于100Kpa为宜，应该注意的，发动机的油压必须保

6、证在一定的范围内，否则会造成发动机的抱瓦，损害发动机。当然，发动机的机油压力的确定与很多因素有关，给出的是大概的范围，不同的发动机，对机油压力要求也不同。 机油的工作温度视机油的品质而有所不通，通常在7590，个别的可以达到110。 这里所指的是油箱中的机油温度。机油温度如果过高，由于粘度下降，将不能保证轴承间隙内形成可靠的承载油膜。若油箱中的机油温度超过95100，应当安装机油冷却器。为了保证轴承等摩擦副正常工作，必须控制机油的温升温度，轴承的温度可用油膜的平均温度来评定，一般润滑油流过轴承的温升在2050的范围内，而油底壳内的温度是随着车速线性变化的，同时也受环境温度的影响，环境温度每上升

7、1，油底壳内的温度上升0.80.9，在环境温度为30，汽车高速行驶时，油底壳内的温度可达到125140，这么高的机油温度将影响机油的抗氧化能力，近年来，国外大力研究机油高温添加剂，用以提高机油的工作温度，目前已远远超过170以上。4 机油泵设计概述 在内燃机中，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、在内燃机中广泛被采用。 转子泵较前者结构紧凑，供油均匀，目前在国外发动机上已获得普遍应用。我国现在已有转子泵的系列标准设计，并已生产由粉末冶金压制成的转子泵内外转子，省工省料，成本低，为转子泵的推广创造了条件。因此，近年来在新设

8、计的和经改进设计了的中小功率内燃机新机型中被采用。5 机油泵总成零件设计51齿轮泵设计5.11 齿轮泵简述 它是由两个相互啮合的齿轮所组成。一个为主动齿轮，通过传动齿轮由曲轴驱动；而另一个为从动齿轮。齿轮在密封泵壳中旋转，齿轮所带入的机油从进油腔被压送到出油腔。51.2 齿轮泵的优缺点（1）结构简单、工艺性好，价格便宜 （2）自吸性能好，无论转速高低都能可靠地实现自吸。 （3）不容易咬死，因为油液中的污物对其工作影响不严重，可用来输送粘度比较大的液体。（4）工作时齿轮受的不平衡径向液压力大，限制了压力的提高，故目前主要用于中低压系统。（5）工作时流量脉动较大，引起压力脉动较大，导致噪声较大。5

9、1.3齿轮泵的主要设计参数、结构的确定齿轮泵计算主要是根据泵的实际流量（）确定齿轮的基本尺寸（模数m，齿数z，齿宽b）和转速（），并按下列顺序进行计算。（1）确定齿轮泵的实际排量：设机油泵的转速为 r/min,且假定齿轮的齿间容积与齿的体积相等，则齿轮泵的理论排油量为： （6）而实际排油量为： （7）式中 ，分别表示齿顶圆和齿根圆直径（mm）； 机油泵的容积效率，一般取0.70.8，或者根据试验值选定。 未经修正的齿轮的齿顶高等于模数m，因此（d齿轮节圆直径）；如假定齿根高也等于模数m（实际上为1.2m）,则。这时考虑到d=mz,所以： （8） （2）选定齿轮轮缘速度：现在的允许值为68m/s

10、。 若过大，则在离心力作用下，进油腔的齿轮间容积中的机油填充情况会恶化，致使油泵的容积效率下降。为了改善机油填充情况，油泵进油腔所占据的圆周尺寸应不小于每个齿轮圆周长度的1/8。 （3）根据轮缘速度，确定齿轮外园直径之后，按此式： （9）（4）选定m、z； 因为已知道D之后，按此式选取m和z。 因为（参看式7），所以选用较大的m值是有利的；同时按照关系，当选用较大的m值时，z就要减小，这样做可以使机油泵结构紧凑。确定m值时，可以借助于经验公式： （10）可以根据上式和国标选取m值，一般为m2.55.一般是取齿数z614。为了减少齿数，在油泵设计中尽量采用修正齿轮，但是z过少，会使油泵所输出的油

11、中有较大的油压脉动。 （5）齿宽b： （mm） （11）一般b=（610）m2050mm。b越大，要求齿轮的加工精度越高。 （6） 在汽油机中通常为0.5（发动机转速），对于柴油机一般内选用。按照上述计算程序估算出有关值（m、z、b等），不一定能完全满足设计要求。这时，可以改选别的参数重新进行计算，直到各参数调整合适为止。齿轮设计的细节，可以参考有关齿轮的专门书籍。驱动齿轮泵所需的功率可按下式计算： （kW） （12）式中 、机油泵油出口和进口的压力表（Mpa），一般取；油泵实际排量（L/h）;油泵的机械效率，它考虑了克服摩擦和液力阻力的功率损失，通常取0.850.90.油泵的进油管和出油管的

12、直径，保证管中的机油流量在下列范围内（m/s）: 进油管 0.30.6;出油管 0.81.5. 在强化发动机中可以取较大的值：进油管 13;出油管 34. 主油道中的计算速度在1.52.5m/s范围内选取。 齿轮泵的端面间隙和径向间隙，对机油泵的压头和供油量有较大影响。当间隙大时，机油会从出油腔流回进油腔，特别是端面间隙影响更大，因此阻挡机油从端面间隙渗漏的，只限于一条窄缝的阻力，所以端面间隙要比径向间隙小。自然间隙过小也是不适当的。齿轮外径与壳体的径向间隙，根据齿轮的外径尺寸，按动配合的公差来选取，但其间隙需大于轴承中的径向间隙，大致可取 齿轮的端面间隙可取 0.050.20mm，两齿轮的齿

13、间侧隙可取0.120.36mm。当齿轮进入啮合时，一个齿轮的齿正好遮盖住另一个齿轮的齿间时，在齿轮和齿轮之间的密闭齿间中的机油受到剧烈挤压，这种高压油能使油泵轴弯曲、轴承磨损、齿轮变形以及在其传动系统中产生符合。为了避免产生过高压力，在油泵壳体的端面上铣有泄荷槽，这槽齿轮轮间的高压油区与油腔连通。机油泵在机器中的位置及驱动方式，决定于发动机的总体布置。此外，由于齿轮泵的吸油能力较小，所以泵的安装高度应当尽量接近油面。在高速柴油机中，为了降低泵的吸油高度，油泵是放在油底壳内的。为此一般是把泵装在机体面上，或调挂在主轴承盖下，由曲轴前端面的齿轮或链条驱动。在汽油机中，机油泵有的由凸轮轴上的螺旋驱动

14、，使结构紧凑、布置简单。设计齿轮泵时，还应注意本身的润滑。在泵的主动轴荷从动轴上都要有油孔进行润滑。5.2 转子泵设计5.21 奇瑞公司NEF1系列转子机油泵外形图 上图为我公司目前用于发动机的机油泵，转子泵由内转子，为转子，油泵壳体等组成。油泵工作时，内转子带动外转子向同一个方向转动。它们可以看作是一对只差一个齿的内啮合齿轮传动。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8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，受挤压的机油则从出油道送

15、出。 转子机油泵具有结构紧凑、单位体积供油量大，转速可高达上万R /min，零件数目少等优点，另外，由于是轴向供油，近排油槽的角度位置很大，因而进油充分，并且转子高速运转产生的离心力，不但不会妨碍充油，相反加强了齿间的充填，避免了气蚀现象的产生，气蚀现象对于外啮合齿轮泵来说是一种很大的障碍。然而转子泵由于齿数少，在转速低于1000r/min时，压力波动比较厉害。内外转子啮合图内、外转子的齿廓可以有不同的曲线形状，转子泵的外转子的齿廓是一段等半径正弧，内转子为其共轭曲线，即短辐外摆线的等距线。内外转子存在一定的偏心距e。如上图所示，展示了一般的转子机油泵的啮合图，从图中可以看出，决定外转子的结构

16、参数为：偏心距e(内外转子轴距)、总成半径 R、齿形圆半径a、外转子齿数,其它参数可以通过e 、a、 R等参数求出。内转子长径之半 = R-a+ e （13）内转子短径之半 = R-a- e （14）r外转子齿内切圆半径 r= R-a （15）L外转子限制圆半径 L = +e= R-a+2 e （16）在选定后，内转子廓线可以通过作图或者计算的方法求出。内转子结构参数的计算和选择如下：当机油泵的供油量一定时，转子的外廓尺寸决定了不得转子的转速n、限制圆半径L和转子的确半径h。 内转子结构参数的选择可以按照下述步骤进行。（1）决定内转子一个齿所扫过的面积AA=/hn （17）式中： h转子厚度内

17、转子齿数n内转子转速机油泵理论供油量h和n根据发动机整机结构和传动的可能性和合理性来选取，齿数在考虑加工和使用的合理性之后，在一定程度上是不是可以自由选取的。（2）根据转子的确固定方式及轴和壁厚的强度来选取内转子轴的大小和内转子轴孔的确最小壁厚b。（3）求内转子齿廓短径之半=+b （18）(4)决定内外转子偏心距e（5）求=+2e (19)52.2 转子泵的主要设计参数、结构的确定 转子泵的供油量，按下式计算： （L/h） (20)式中： A内外转子之间形成的最大面积；内转子的齿数，b内转子厚度（mm）;转子泵的供油效率。制定我国的系列型谱时选取0.8，但是根据试验结果，一般超过0.85:转子泵的转速。与齿轮泵一样，取决于转子泵的布置，一般为=10006000r/min.试验结果表明，如果1000r/min时，供油脉动严重，压力不稳定。有时转子泵是直接安放在曲轴上的，其结构更为紧凑。 奇瑞NEF系列发动机的机油泵，由曲轴驱动：（如下图） 四、参考文献列表参照汽车工程手册