干式机油泵的设计思路

崔恩胜，马文举，张东雨，张 驰

（吉林大学 汽车工程学院，长春 130022）

干式机油泵的设计思路

崔恩胜，马文举，张东雨，张 驰

（吉林大学 汽车工程学院，长春 130022）

干式机油泵又称发动机外置机油泵，是汽车发动机干式油底壳系统的重要组成部分，负责回收落到油底壳的机油并给发动机油道提供具有一定油压的机油。其本质是利用依靠通过轴传动或皮带传动而得到的部分发动机动力工作的多段同轴泵，由1个齿轮泵与1个或以上的罗茨泵组成。本文通过总结现已较为完善的齿轮泵和罗茨泵的设计思路，并参考国外一些干式油底壳品牌的成品泵，给读者提供一个干式机油泵国产化的思路。

干式油底壳系统；汽车改装；机油泵

0 引言

干式油底壳系统作为一种发动机润滑系统的优化方案，近年来常见于汽车改装领域和一些如FSC一样的汽车赛事。然而，作为其核心配件的机油泵却一直被如Moroso、Dailey Engineering等欧美品牌垄断，其售价普遍达到1000美金以上。

1 干式油底壳系统

图1为一个典型的干式润滑系统简图，与传统油底壳相比，最直观的差异在于用不具备容积的油盘（干式油底壳）取代了传统油底壳，并利用一个独立的机油罐去承担贮存机油的功能。这种布置直接带来了降低发动机重心、改善供油泵的吸油、使曲轴箱真空化的优势，进而改善了发动机的寿命、功率与整车的操控性。

1.2 干式油泵的结构特点

由干式润滑系统的结构可以看出，泵承担着两个任务：1.供油泵给油道提供具有一定压力的机油；2.回油泵把落至油底壳的机油抽回机油罐中。回油泵在抽出油底壳内的机油时会将曲轴箱窜气一同排出，故回油泵的工作介质是高粘度的机油与空气的混合物。因常用作发动机机油泵的齿轮泵与摆线转子泵均无法以空气为介质，所以在抽油泵的选择上，在石油输送和抽真空领域都被广泛使用的罗茨泵无疑是最佳的选择。为了更好地与罗茨泵匹配，供油泵也就要选择同样是对称双轴结构的外齿轮泵。需要注意的是，在整个多段泵中，供油泵并不是必须的。它的功能依然可以依靠原机油泵来完成，只需把机油罐的出口管路通过油底壳连至原机泵的上游。但其缺点在于会增加油底壳的设计、加工成本与后期的维护成本。系统设计者可以根据实际的情况对两种方案进行取舍。

2 供油泵的设计

2.1 供油泵的流量

如上文所述，供油泵应选用外齿轮泵。在发动机机油泵的正向开发中，机油泵的流量qvp由润滑系统的循环机油量qvc决定，而qvc是根据必须被机油带走的发动机散热量Φc来决定的，其公式如下：

式中， P为内燃机有效功率；α0为机油散热量占发热量的百分比，可取0.015至0.02；ηe为有效效率，汽油机约等于0.25～0.33；ρ为机油的密度，一般取ρ=0.85kg/L；c为机油的比热容，约等于1.7～2.1kJ/ （kg·℃）；Δ t为机油进出口温差，一般取8～15℃。

然而，除了诸如兰博基尼、奥迪R8等少部分量产车采用了原机干式油底壳系统以外，干式系统更多地见于一些汽车赛事与改装车领域。故对于汽车改装用的干式油泵，确定供油泵流量最直接的方法就是参照发动机原机泵的流量。

2.2 增一齿法确定齿轮参数

齿轮泵须满足机油的流量要求是齿轮泵设计中的基本。对于标准齿轮，我们假设其齿间槽的容积等于轮齿的体积，其流量公式如下：

式中，m为齿轮模数；z为齿数；b为齿宽，一般取b=（6～10）m，过大不仅会导致轴的负荷过高，也会增加齿轮的加工难度；np为油泵转速，一般与曲轴转速为1∶2的关系；ηp为齿轮泵的容积效率，可取0.7～0.8，也可以取试验值。

从公式（2-3）可得，油泵的流量qvc∝m2zb，在流量一定的情况下，m越大，齿轮外圆直径Dr=m（z+2）便可以越小。Dr过大不仅会增加齿轮泵的体积与质量，更关键的是会增加齿轮轮缘速度vr。当vr过大时，因为离心力的作用，会极大影响油泵的容积效率。故为了控制Dr的尺寸，发动机外齿轮机油泵通常会选择较大的模数m与较少的齿数z（一般取z=6～14）。因为z小于齿轮最小根切 齿数，故要做变位调整。为了计算与加工的方便，通常会采用增一齿法进行变位。所谓增一齿法，便是在齿轮实际中心距的设定中，假定齿数为（z+1），即中心距a=m（z+1），并以此中心距去做齿轮的变位调整。这一方法不仅简化了设计过程和加工过程中对尺寸的处理，一个更重要的意义在于：与其同轴的罗茨泵传动齿轮因此得以使用标准齿轮。

2.3 卸荷槽

卸荷槽的设计在齿轮泵设计中是一个专门的研究方向，在此不做深入的讨论，如下为一种经验公式可在卸荷槽设计中进行参考：

两卸荷槽间距a=2.78m，半距离b=a/2（双向齿轮泵），b=0.8m（单向齿轮泵），槽宽c＞2.5m，槽深h＞0.8m

2.4 限压阀

因在干式油底壳系统中，机油进入油道的入口在原机限压阀的下游，干式机油泵便需要自带一个限压阀来达到齿轮泵内泄压的目的。对于润滑系统的主油道油压值，可大致参考如下：汽油机为0.2～0.3MPa；柴油机为0.3～0.6MPa；高速强化（增压）发动机为0.6～0.9MPa。

还有一种确定主油道压力值的方法是查阅相关发动机的维修手册，其中会有对于主油道压力值的要求。

在阀芯的选择上，机油泵的限压阀一般有球阀式和滑阀式两种。相较之下，前者在开启瞬间会有油压骤降现象，而滑阀式则可以使油压更为稳定。

3 回油泵的设计

3.1 流量与结构

回流泵的任务不仅是要把落至油底壳的机油抽回到油管中，还有及其重要的一点是把曲轴箱窜气给一同排出去，使曲轴箱半真空化。半真空状态的曲轴箱有利于运动件的减阻，进而可使发动机的功率在一定程度上得到提升。为了达到这一目的，回油泵的总流量须远大于供油泵，通常需要达到供油泵流量的2～3倍。

罗茨泵与齿轮泵不同，两个转子之间并不接触，更无法自行解决传动问题。这样一来便需要相应的齿轮去承担它们的传动。但另一方面，对材料的要求也就不高，大可以使用低密度的铝来加工。轻量化对于会选择干式油底壳系统并追求极限的车辆来说是极其重要的一点，所以在干式机油泵的设计中，轻量化的需求尤为关键。

3.2 罗茨转子

回油泵中使用的罗茨转子类型按叶数可分为双叶转子和三叶转子；按形状可分为直面式和螺旋式。三叶转子相较于二叶转子，其面积利用系数、容积效率与供油脉动都较好，但缺点是其对介质的要求较高，机油中的杂质颗粒会对其有较大的磨损；螺旋式相较于直面式的优点是较好的供油脉动，在降噪、降空化方面具有优势，缺点在于设计难度和加工难度都比直面式大，以数控铣加工为例，螺旋式需要五轴机床而直面式仅需三轴机床便能加工。观察欧美干式油底壳品牌近年来的研发规律可以发现，其进程也经历了从简单到复杂、从双叶到三叶、从直面式到螺旋式的过程。所以对初次尝试的设计者来说，建议采用双叶直面式的罗茨转子。

对于采用在多段泵的罗茨转子，需要注意的是，因为多段泵的轴会有较大的轴径，加之转子的材料为铝，所以转子的腰部不宜过细。以图3为例，为了保证这一点，采用了圆弧-渐开线-圆弧的转子型线。

4 接头与出入口

4.1 接头

AN接头用于软管或是金属硬管的连接，它源自二战时期的美国陆军（Army）与海军（Navy）的军用标准，故称AN。如今，AN接头已成为汽车润滑油路与燃油供给油路改装的行业标准，在国内常见于汽车油冷器的改装。对于AN接头公头的加装方式，有以下几种：1.焊接接头；2.法兰面转接接头；3.公制转AN接头；4.美制转AN接头。焊接接头出于焊接热变形的考虑，无法在油泵上使用；法兰面转接接头因为国内难以买到成品，加之自行加工的成本较高，也不予考虑。

4.2 出入口

观察图2的油泵可以发现，其出口的数量少于油泵的段数。干式机油泵的回油段往往采用贯通多个罗茨段的压力腔的方式来减少回油段出口的数量。这不仅减少了回油管路的数量，达到了轻量化和降低成本的目的，还使得回油管路中油气混合物的流速变高，这对于在机油罐中的油气分离过程是有利的。

5 总结

对于汽车改装，随着人民生活水平的提高，相信在可预见的未来我们可以看到政策的开放和随之而来的庞大的市场。在我国，对于干式油底壳系统的探索也在FSC等赛事中进行着。对于外啮合齿轮泵和罗茨泵，其本身的技术已较为完善。故在干式机油泵的设计中，需要的便是对这些技术的整合与对发动机和干式油底壳系统较为深刻的认识。

［1］Ehsan Farkhondeh，Design of a Dry Sump Lubrication System for a Honda CBR600 F4i engine for Formula SAE applications，Massachusetts Institute of Technology，2006

［2］吴伟蔚，马富银.汽车发动机机油泵的综合性能评价［J］.中国公路学报，2012，25（02）：134-142

［3］程绍桐，李子玲等.柴油机机油泵限压阀的研究［J］.内燃机，2000（05）：23-25

10.16640/j.cnki.37-1222/t.2016.20.261

吉林大学大学生创新创业训练计划。

崔恩胜（1994-），男，吉林延吉人，本科，吉林大学吉速车队干式油底壳系统负责人。