4A15汽油發動機機油泵設計性能校核

謝代標

（柳州五菱柳機動力有限公司，廣西 柳州545005）

4A15汽油發動機機油泵設計性能校核

謝代標

（柳州五菱柳機動力有限公司，廣西 柳州545005）

本文通過經驗公式，對4A15汽油發動機機油泵在轉速2000 rpm和轉速6000 rpm工況點對應的供油量進行了校核計算，經驗證計算分析得出，機油泵的設計供油量滿足發動機的性能要求。

發動機機油泵；機油泵設計；性能校核

1 目的

通過經驗公式，計算4A15汽油發動機（見圖1）在典型工況點，轉速2 000 rpm和最高功率點轉速6 000 rpm時，對應的潤滑系統所需機油流量，與機油泵設計供油量進行對比后，驗證4A15汽油發動機機油泵性能設計的合理性。

圖1 發動機示意圖

2 發動機相關參數

發動機相關參數見表1.

表14 A15發動機主要參數

3 計算分析

3.1 循環機油的流量

根據國內外知名動力總成設計公司的經驗推薦，通過發動機的機油所攜帶走的散熱量來校核分析循環機油的流量可滿足達到要求。

由以下公式計算機油散熱量Φj：

其中，Φj為發動機中每小時機油帶走的散熱量（kJ/h）；Φi為發動機每小時通過燃料進行燃燒而生成的熱量（kJ/h）；α0為百分比（機油的散熱量占比發動機所產生的熱量）。根據汽油發動機的經驗，按α0=0.015～0.025取值。

其中，P為發動機的有效功率（kW）；ηe為發動機的有效效率，根據汽油發動機的經驗，取ηe=0.25.綜合以上，計算規定工況下的機油散熱量：轉速為6 000 rpm（最大功率82 kW）時，

以此，計算出機油攜帶走的散熱量，從而求出汽油發動機所需機油循環量：

其中：γ為機油比重，按γ=0.85 kg/L取值；cj為機油比熱，按cj=1.7～2.1 kJ/（kg·K）取值?！鱰為溫度升高差（機油完成一次循環通路），按△t=10～15℃取值[1]。

因機油的牌號不同，其比熱值也會不同，根據目前汽油發動機常使用的機油5W-30（北方冬季）、10W-40（南方全年或北方夏季），其比熱都接近于1.9左右，那么比熱按1.9取值，作為最大的循環機油流量的計算，其溫度差按最小值10℃取值（見圖2）。

圖2 汽油發動機機油油路

綜合以上，計算標準工況下循環機油的流量：

事實上，汽油發動機所需要的循環機油的流量（qv）決定著機油泵的實際流量（qva），機油泵的實際流量在實際上要比機油循環流量要大，這有以下原因：

（1）機油泵總成一般集成有能夠調節機油壓力的節壓閥，用來確保機油壓力在一定允許的范圍內，故機油通過集濾器進入機油泵，通過轉子擠壓泵出的機油一部分通向主油道供用油所需，超出壓力范圍的其余機油，則通過節壓閥打開回流到油底殼內[2]。

（2）發動機經過一段時間運行，發動機運動附等零件和機油泵轉子在運行中會產生一定的磨損，因此發動機的機油泄漏量和零件相互之間的配合間隙會隨著磨損而漸漸增加，那么在這種情況下為了能保證有足夠的油壓，機油泵排量在設計時就需要留有一定的余量（見圖3）。

圖3 機油泵內外轉子

（3）4A15發動機將采用i-VVT等結構帶來的機油消耗以及增加動力轉向泵需求一定機油量潤滑，需要留有一定的余量設計。

（4）4A15發動機因匹配商用車，工況使用惡劣，今后做技術升級，進一步對結構強化設計，需要更大的機油流量來滿足。

所以有

其中K為儲備系數，一般選取K=1.5～2.0.

轉速為6 000 rpm（最大功率82 kW）時，

K=2.0 時，qva=2.0 × 1827.9=3655.7（L/h）

K=1.5 時，qva=1.5 × 1827.9=2741.8（L/h）

轉速2 000 rpm（最高功率26.5 kW）時，

K=2.0 時，qva=2.0 × 590.7=1181.4（L/h）

K=1.5 時，qva=1.5 × 590.7=886.1（L/h）

3.2 機油泵的供油量

機油泵的供油量為

其中：A為內外轉子間形成最大面積（mm2）；z1為內轉子齒數；b為內轉子厚度（mm）；np為轉子的轉速，轉子的轉速即為內轉子轉速（rpm）；ηp為轉子供油效率，按 ηp=0.8 取值[3]。

4A15發動機機油泵內轉子（見圖4）為十個凸齒，外轉子為十一個凹齒。油泵工作時，機油泵中的內轉子帶動外轉子朝同一方向進行轉動。可以把它們看成是一對差了一個齒的內嚙合齒輪的傳動，以凸齒和凹齒個數比，其轉速比就為11∶10.轉子無論轉到任何一個角度，內外轉子間必然會有一個觸點，從而分隔成了10個不同容積，不同形狀的空腔。根據轉子旋轉方向，在從集濾器輸出到油泵的進油道一側的空腔，因轉子不斷脫開嚙合，其內腔容積逐漸變大，產生了一定的真空度，從而機油被吸入真空的空腔中。隨著轉子的繼續轉動，機油被帶到了出油道一側，這時隨著轉子轉動進入嚙合狀態，內腔容積逐漸縮小，導致發動機機油壓力升高，從內外齒之間擠出，形成的高壓機油洶涌輸入到了出油道。

圖4 內外轉子工作狀態

通過以上了解，內外轉子相互之間形成單個油腔的最大容積（面積），就在內轉子的凸齒在外轉子兩個凹齒的中間時刻。

以內轉子的凸齒的最大外徑切割內、外轉子之間構成面積，從而分別計算出內轉子的凸齒在外轉子的兩個凹齒的中間時刻（見圖5、圖6），與內外轉子形成單個油腔最大面積（截面積）。通過三維軟件CATIA做動態分析得到數據。

圖5 油腔最大面積時，內轉子凸齒外徑與內轉子構成的截面積

圖6 油腔最大面積時，內轉子凸齒外徑與外轉子構成的截面積

綜合以上分析，當機油泵中的油腔最大面積時，內轉子凸齒外徑與內轉子構成的截面積45.168 mm2，內轉子凸齒外徑與外轉子構成的截面積59.376 mm2.4A15汽油發動機內轉子厚度10.2 mm（見圖7），內轉子轉速和發動機轉速一致。

圖7 轉子厚度

因此，可以計算出機油泵的供油量：

轉速為6 000 rpm（最大功率82 kW）時，

qve=（45.168+59.376）×10×10.2×6 000× 60 × 0.8/106=3071.1（L/h）

轉速為2 000 rpm（最高功率26.5 kW）時，

qve=（45.168+59.376）×10×10.2×2 000× 60 × 0.8/106=1023.7（L/h）

3.3 分析

（1）在極限狀態下轉速6 000 rpm（最大功率點82 kW）時，機油泵的供油量2741.8<3071.1<3655.7，滿足要求；

（2）在極限狀態下轉速2 000 rpm（最高功率26.5 kW）時，機油泵的供油量886.1<1023.7<1181.4，滿足要求。

4 結論

通過以上計算得出，在轉速6 000 rpm（最大功率點82 kW）和轉速2 000 rpm（最高功率為26.5 kW）時，設計的機油泵供油量都滿足4A15汽油發動機的性能要求。

[1]周龍保．內燃機學[M]．北京：機械工業出版社，2007.

[2]日本自動車技術會編．汽車工程手冊4，動力傳動系統設計篇[M]．北京：北京理工大學出版社，2010.

[3]徐 兀.汽車發動機現代設計[M]．北京：人民交通出版社，1995.

The Design Performance Check of 4A15 Engine Oil Pump

XIE Dai-biao
（Liuzhou Wuling Liuji Power Co.，Ltd.，Liuzhou Guangxi 545005，China）

In this paper，the flow rate of the 4A15 engine oil pump on the speed of 2000RPM and 6000RPM is calculated by empirical formula.Calculation and analysis verified that the design flow rate of the oil pump meet the performance requirements of the engine.

engine oil pump；the design of oil pump；performance check

U464

A

1672-545X（2017）10-0038-03

2017-07-30

謝代標（1982-），男，廣西羅城人，工程師，主要研究方向為發動機設計開發。