發動機潤滑系統機油泵性能的優化

李偉豪

（肇慶學院，廣東 肇慶 526000）

0 前言

機油泵是潤滑系統的關鍵部件，對潤滑系統性能的實現有著重要作用。該文對某款發動機增加進氣VVT，并探究其對潤滑系統產生的影響。在此基礎上，通過計算實現對機油泵的性能優化，保證活塞等零部件的潤滑，確保機油泵供油量充足，進而能有效避免拉缸現象的出現，并大幅度縮短機油泵產品所需的開發周期，降低了產品成本，提高了產品質量。

1 構建數學模型

循環油量能有效反應機油泵的實際性能。潤滑系統的實際狀況以及具體的結構布置決定了循環油量的大小。在內燃機中，可借助以下公式對機油泵循環油量進行計算：

公式（1）中，Vc表示機油泵循環流量，L·h-1；γ表示機油密度，kg·L-1；c表示機油的比熱容，kj·（kg· ℃）-1； Δt表示機油進口及出口溫度， ℃；Qo表示機油吸熱量，kj·h-1，如果機油泵沒有活塞冷卻噴嘴，Qo大約是燃料總熱量的1.5 %～2.0 %；如果機油泵有活塞冷卻噴嘴，則Qo大約為燃料總熱量的6.0 %，其燃料總熱量為：

公式（2）中，Ne表示內燃機相應的標定功率，kW；ηe表示內燃機實際有效率。事實上，發動機內部潤滑系統的實際狀況、布置結構以及具有不同潤滑需求的各類零部件決定了機油泵的實際供油量，不同零部件對潤滑流量的實際需求之和即為機油泵相應的總供油量。

2 構建仿真計算模型

2.1 發動機基本參數

該文研究的原發動機，為初始機型，且通常具備機械式挺柱，新發動機基于固有結構，增加了進氣VVT裝置，有助于降低油耗。原發動機和新發動機采用相同的潤滑方式，即油底殼所含的機油通過機油集濾器進入機油泵，對之加壓，使機油經由濾清器進入主油道。主油道中的一部分機油對主軸承、活塞以及連桿軸承進行潤滑，另一部分機油對進氣凸輪軸以及排氣凸輪軸進行潤滑?；钊鋮s方式均為連桿體側開槽，借助連桿噴口噴出的機油實現活塞與氣缸壁間的潤滑。連桿噴口如圖1所示。

圖1 連桿噴口示意圖

2.2 發動機潤滑系統仿真模型

根據新發動機的具體結構和構成潤滑系統的主要零部件所呈現的壓損試驗數據構建仿真計算模型。原發動機采用原機油泵進行耐久性試驗，拉缸問題并未發生，對其仿真計算模型進行相應的試驗標定，并將對應油壓作為參考，在不同轉速下，考察連桿噴口實際噴出的機油流量，對新機油泵進行性能優化，若優化后其連桿噴口噴出的實際機油流量能滿足原發動機的相關指標要求，即能有效對活塞、氣缸等零部件進行冷卻潤滑。在仿真分析過程中，要對發動機進行控制，確保其處于全負荷狀態。

3 仿真計算結果分析

3.1 原發動機使用的原機油泵

原發動機采用轉子式機油泵，具有6.886 mL/rev的轉排量，需滿足各類零部件的不同的潤滑需求。該機型采用連桿噴口潤滑方式，曲軸可轉動，在一定角度下，連桿噴口處將有潤滑油噴出。轉速一定，流量隨時間變化，呈現多個突起。原發動機保持800 r·min-1的轉速時，曲軸旋轉一周，連桿噴口即對準連桿軸承相應的潤滑油入口。

基于試驗數據對發動機仿真模型進行標定后，通過計算可獲取主油道相應的油壓試驗數據，將該試驗數據與仿真數據進行對比，在不同轉速下，考察連桿噴口噴出的實際機油量的仿真計算結果。對原發動機內部潤滑系統進行仿真計算，其結果與相關油壓數據呈現出5 %左右的偏差，這就表明其仿真計算模型具有良好的準確性。連桿噴口流量隨著發動機轉速增加而變大，其流量結果與配置有活塞冷卻嘴的發動機噴嘴流量結果相近，參考此結果對新機油泵性能進行優化。

3.2 新發動機使用的新機油泵

為確保新發動機內部的各類零部件能夠通用，并大幅度降低產品成本，確保機油泵具有穩定不變的安裝邊界，可改變轉子的實際尺寸厚度，實現對機油泵的優化設計。3種新機油泵的具體參數見表1。

表1 新機油泵參數表

當前，新發動機采用的是新機油泵3，對其進行耐久性試驗，可知在低速狀態下，新機油泵3仍會出現程度相對輕微的拉缸問題。對其進行深入分析，可知新機油泵3仍難以有效滿足潤滑系統提出的各項要求。在少數工況下，如果連桿噴口噴出的實際機油量較少，仍將造成活塞冷卻流量不足。

新發動機相應的連桿噴口實際流量處于中低轉速狀態下，略低于原參考指標，主要體現在3 000 r·min-1，2 400 r·min-1，1 800 r·min-13個轉速工況點。因此，針對上述轉速工況點，對3種新機油泵各自連桿噴口噴出的實際機油流量進行仿真結算，其結果為當轉速為3 000 r·min-1時，原機油泵相應的連接噴口流量（L·min-1）為0.877，新機油泵相應的連接噴口流量（L·min-1）為 0.870 ；當轉速為 2 400 r·min-1時，原機油泵相應的連接噴口流量（L·min-1）為0.767，新機油泵相應的連接噴口流量（L·min-1）為 0.753；當轉速為 1 800 r·min-1時，原機油泵相應的連接噴口流量（L·min-1）為0.613，新機油泵相應的連接噴口流量（L·min-1）為0.594。綜上所述可知，轉速為1 800 r·min-1時，對連桿噴口流量具有較高的要求。轉速為1 800 r·min-1時，新機油泵2和新機油泵3難以達到原機油泵相應的連桿噴口要求的流量值，僅新機油泵1能滿足上述要求。

4 試驗驗證

新機油泵1能有效滿足活塞冷卻的具體要求，對其進行400 h左右的耐久試驗，完成試驗后，對新發動機進行拆解，觀察其缸套上是否出現拉傷。對試驗結果進行分析可知，新機油泵1具有相對較高的轉排量，采用新機油泵1能確保連桿噴口噴出充足的機油流量，避免出現活塞冷卻不足的問題，進而有效避免拉缸現象，能有效滿足各項潤滑要求。

5 結語

借助Flowmaster仿真模擬，深入分析發動機內部的潤滑油路，獲取優化機油泵性能所需的相關數據，在此基礎上，對機油泵具體的設計尺寸進行改進，并對其進行耐久性試驗。驗證結果顯示，將原有機油泵固有的轉子厚度增加1.6 mm，連桿噴口噴出的實際機油流量能有效滿足相關流量指標的具體要求，且能滿足潤滑系統各項要求，能有效避免拉缸問題。上述優化方法為優化潤滑系統性能以及相關工程的應用奠定了良好的理論基礎，對于縮短產品開發周期，降低產品生產成本具有至關重要的意義。