内燃机机油泵的流量计算及零件参数设计

摘要：我们主要介绍内燃机润滑系统流量计算和机油泵的设计参数，利用发动机的有效功率确定发动机机油实际循环流量，分别对齿轮泵和转子泵参数进行计算，确定关键零部件的基本尺寸，从而完成机油泵零件设计。

Abstract: The author mainly introduces the flow calculation of the internal combustion engine lubrication system and the designparameters of the oil pump: the actual circulating flow of the engine oil is determined by the effective power of the engine, the parameters of the gear pump and the rotor pump are calculated respectively, and the basic dimensions of the key parts are determined design of Oil Pump Parts.

机油泵是内燃机润滑系统中***重要的部件，其功能是为润滑系统提供足够压力和流量的机油，油压和流量必须保证在一定的范围之内，以保证每一个摩擦件能得到充分的润滑而且不损坏相关的零部件。笔者主要针对内燃机机油泵一些基本参数的计算和选用进行阐述，以此来指导机油泵的设计和开发。

1、内燃机机油散热量计算和机油实际循环流量计算：
1.1、内燃机机油散热量φ_j：
理论上，内燃机机油循环流量 q_v 可以根据两种办法来确定：一种方法是根据内燃机的机油散热量来确定；另一种方法是统计方法，即比较同类型的机器，在相同的条件下的机油流量，选择适当的流量作为机器的机油设计流量。在这里介绍用机油散热量决定机油流量的方法。

机油散热量 φ_j 由下式确定：

j ^=α0^φi

（1）

式中，^φj 为机油带走的热量（kJ/h），^φi 为内燃机每一小时燃料燃烧生成的热量，^α0 为机油散热量占发热量的百分比。对于现代汽车拖拉机用的内燃机可取 0 = 0.015～0.025，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 ^α0 = 0.06。

由于	i	=	3 600 P		（2）

				e
所以	j	=α₀		3 600 P	（3）

e
式中，P 为内燃机有效功率 (kW)，^ηe 为有效效率，对于汽油机可取 ^ηe = 0.25，对柴油机可取
^ηe = 0.35。
1.2 、机油实际循环流量 q_va：
确定了机油所带走的热量后，就可以求出内取到 3.5。

2、机油泵参数设计：
2.1、机油泵分类介绍：
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。
齿轮泵计算主要是根据泵的实际流量（q_va）确定齿轮的基本尺寸（模数 m，齿数 z，齿宽 b）和转速（n_p），并按下列顺序进行计算^[2]。
a. 确定齿轮泵的实际排量：设机油泵的转速为n_p（r/min），且假定齿轮的齿间容积与齿的体积相等，则齿轮泵的理论排量为：

（d_f² – d_k²）bn_p
4
而实际排油量为：
q_va = （d_f ² – d_k ²）bn_{p p}	（6）
4

式中，d_f 、d_k 分别表示齿顶圆和齿根圆直径（mm），η_p 为机油泵的容积效率，一般取 η_p = 0.7～0.8，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_f = d + 2 m（d 为齿轮节圆直径）。如假定齿根高也等于模数 m（实际上为 1.2 m），则 d_k = d -2 m。

这时 d_f	² – d_k	² = 8 dm，考虑到 d = mz，所以：
		2	60	（7）
^qva ^{= 2π}^{m zb}^ηp ⁿp ₁₀6				（7）
^qva ^{= 2π}^{m zb}^ηp ⁿp ₁₀6

b. 选定齿轮轮缘速度 u_r ：现在 u_r 的允许值为6～8 m/s。若 u_r 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长度的 1/8。
c. 根据轮缘速度 u_r ，确定齿轮外圆直径 D_r 之在主流内燃机中，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），还有一些内燃机采用叶片泵。我们重点介绍齿轮泵和转子泵的零部件设计。

齿轮泵结构简单、工作可靠、维护方便、对
后，按此式：
60 000
^Dr ⁼ πn_p ^ur

d. 选定 m，z：因为 D_r = m（z D_r 之后，按此式选取 m 和 z。（8）+ 2），已知道液压油液污染不敏感，在工作时油压脉动较大。

转子泵结构紧凑，供油均匀，噪音小，容积效率高，对油品的清洁度要求较高。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，近年来在新设计的和经改进设计的中小功率内燃机新机型中采用较多^[1]。

2.2、齿轮泵参数设计计算：
齿轮泵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，而另一因为 q_va ∞m² z（参看式 7），所以选用较大的 m 值是有利的，同时按照 D_r = m（z + 2）的关系，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。
确定值 m 时，可以借助于经验公式：

m =（0.031～0.057） q_v

（9）

可以根据上式和国标选取 m 值，一般为 m = 2.5～5。一般是取齿数 z = 6～14。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
油泵所输出的油中有较大的油压脉动。 e. 齿宽 b 为：

b =	q_v	（10）
	2πm² zη_p n_p 60×10^–⁶

一般 b =（6～10）m = 20～50 mm，b 越大，要求齿轮的加工精度越高。

f. 在汽油机中，n_p = 0.5 n_e（n_e 为内燃机转速），对于柴油机一般 n_p = 2 000～3 500 r/min 内选用。
按照上述计算程序估算出相关值（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，直到各参数调整合格为止。齿轮设计的细节，可以参考有关齿轮的专业书籍。
g. 驱动齿轮泵所需的功率可按下式计算：

P_p = 0.28×10^-6 q_va（P_out – P_in）

（11）

式中，P_out ，P_in 为机油泵油出口和进口的压力表（MPa），一般取 P_in = 0；q_va 为油泵实际排量（L/ h）。η_m 为油泵的机械效率，它考虑了克服摩擦力和液力阻力的功率损失，通常取 η_m = 0.85～0.90。
2.3、转子泵参数设计计算：
转子泵是由内转子、外转子等组成。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。
图 1 机油泵转子啮合图

图 1 机油泵转子啮合图
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。图 1 展示了一般的转子机油泵的啮合图，从图 1 中可以看出，决定外转子的结构参数为偏心距 e（内外转子轴距）、总成半径 R、齿形圆半径 a、外转子齿数 Z₂ ，其他参数可以通过e，a，R 等参数求出^[3]。
内转子的结构参数的计算和选择如下。
确定转子泵的实际排量，设机油泵的转速为n_p（r/min），则转子泵的理论排量为：A·Z₁·b· n_p ，而实际排油量为：

q_va = A·Z₁·b·n_p·η_p

（12）

式中， A 为内外转子之间形成的***大面积mm²，Z₁ 为内转子的齿数，齿数在考虑加工和使用的合理性之后，在一定程度上不是可以自由选取的，可以参照 JB/T 6005《内燃机机油泵转子系列参数》，b 为内转子的厚度，根据内燃机的整机结构、传动轴的直径和传动的可靠性来选取，n_p 为转子泵的转速，根据发动机的***高转速和机油泵驱动方式确定，η_p 为转子泵的容积效率，制定我国的
系列型谱时选取 η_p ≥0.78，详细参照 JB/T 8413.1《内燃机机油泵部分：总成技术条件》。内外转子之间形成的***大面积：

A = (2 ₁ )² – (2 ₂ )² =		^qva	（13）
	Z₁·b·n_p· _p

式中，ρ₁ 为内转子长径之半，ρ₂ 内转子短
径之半。
外转子齿数 Z₂ ：Z₂ = Z₁ + 1			（14）
总成半径 R：
R = a +ρ₁ – e = a +ρ₂ + e			（15）

式中，e 为偏心距，a 为齿形圆半径，通常 a = 4e 或者已知。

生成摆线齿廓的滚圆半径 r_g ：

r_g =		R	（16）
		Z₂

滚圆所滚动的基圆半径 r_j ：
r_j =	R×Z₁		（17）

		^Z2
外转子齿内切圆半径 r：r = R – a			（18）
外转子限制圆半径 L：
L =ρ₁ + e = R – a + 2 e			（19）

3、结束语：
通过对内燃机润滑系统实际需求机油量和机油泵供油能力的计算，能快速锁定机油泵的性能指标，进行机油泵各项关键参数计算，设计齿轮泵或者转子泵，从而为内燃机润滑系统的设计计算提供有效指导。

内燃机机油泵的流量计算及零件参数设计

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