CN104110374B - 用于减小噪音的油泵转子的设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种用于减少噪音的油泵转子的设计方法，所述油泵为旋转齿轮油泵，具有外转子和内转子，外转子的内周面形成有多个凸角，内转子在外转子的内侧空间进行偏心旋转，该方法包括：步骤a，外转子的凸角的齿根高形状为椭圆和渐开线曲线组合的形状，根据外转子的凸角的齿根高形状而设计内转子的齿型，其中，将外转子及内转子设计为，使发生滞后现象的外转子的凸角的齿顶高与旋转的内转子的形状一致；步骤b，利用内转子和外转子的接触应力式，在采用于步骤a的设计变量为不同的多个时，计算出与各个设计变量对应的接触应力；步骤c，在采用于步骤a的设计变量为不同的多个时，计算出与各个设计变量对应的内转子和外转子的滑移率。

Description

用于减小噪音的油泵转子的设计方法

技术领域

本发明涉及一种油泵的旋转齿轮（gerotor）的设计方法，更详细说是涉及一种在设计用于汽车油泵的转子时，使外转子的凸角（lobe）具有组合椭圆和渐开线曲线的形态，同时，通过用于消除滞后（carry-over）的滑移率及接触应力的分析，能够减小噪音的旋转齿轮油泵转子的设计方法，将根据本发明的用于减少噪音的转子的设计方法，由自动化系统制造的转子齿型命名为“SPDICHOID（商品名称）”。

背景技术

汽车引擎的润滑装置是使引擎运行顺畅、维持较长寿命所必需的装置，作为这种润滑装置的结构件之一的油泵，其主要使用有在流量、耐久性、噪音及小型化方面较为有利的内切型油泵。这种油泵（oil pump）是安装于汽车的引擎等，作为进行驱动的引擎所必需的功能部件，它将由引擎供给的机械能转换为引擎油的压力能及速度能，向引擎内部的各个滑动部供给润滑油，以防止部件发生异常磨损、烧着等的部件。所述油泵由电动电机（electric motor）、键（key）、内转子（inner rotor）、转子外壳（rotor case）、O型圈（O-ring）、螺钉（screw）等部件构成。在所述油泵中，除了其它标准件以外，转子外壳根据油泵的配置而通过压铸方式生产，所述外转子及内转子通过粉末锻造方式生产。

如上所述的油泵，根据旋转齿轮（gerotor）的齿型形状而具有不同的性能、震动、效率，因此，为提高油泵的性能、震动、效率，需要分析与齿型相关的要素，并应从齿型的几何学性（geometry）、流体力学性（CFD：computational fluid dynamics）、系统性（systemsumulation）的角度着手研究。

作为关于油泵的旋转齿轮的齿型形状设计的现有技术，韩国授权专利公报第10-0940980号（2010年01月29日授权）公开有旋转齿轮油泵用转子设计自动化系统。该授权专利中公开的旋转齿轮油泵用转子设计自动化系统如图1所示，该旋转齿轮油泵包括在内周面具有多个凸角1a（lobe）的外转子1（outer rotor），以及在所述外转子1的内侧空间进行偏心旋转的内转子2（inner rotor），其特征在于，通过将一个椭圆作为母体，以在一定区间内插入渐开线（involute）的椭圆-渐开线组合方式来设计外转子1的凸角1a（lobe）形态。

但是，在所述授权专利公开的现有的椭圆-渐开线组合方式中，在椭圆和渐开线交汇的点出现曲线的非连续性，并由此引起噪音增加、耐久性降低等问题。

并且，现有的油泵的旋转齿轮齿型设计技术大部分侧重于改进流量及流量脉动，因此，对于最近更为关注的噪音问题的改进方面，则未能取得特别的效果。

[现有技术文献]

[专利文献]

韩国公开专利第2010-0039523号（公开日期：2010年04月16日）：具有圆和椭圆及渐开线组合的齿型形状的旋转齿轮油泵用转子设计自动化系统

发明内容

本发明为解决如上所述的问题而提出，本发明的目的在于提供一种油泵转子的设计方法，其在设计汽车变速器中使用的内切齿轮油泵的旋转齿轮时，使外转子的凸角（lobe）具有组合椭圆和渐开线曲线的形态，同时，计算出与消除滞后所对应的接触应力和滑移率，从而能够得到降低噪音的效果。

为了达到如上所述的目的，本发明提出一种油泵转子的设计方法，该油泵为旋转齿轮油泵，具有外转子（outer rotor）和内转子（inner rotor），所述外转子的内周面形成有多个凸角（lobe），所述内转子在所述外转子的内侧空间进行偏心旋转，该设计方法包括：步骤a，将所述外转子的凸角的齿根高（dedendum）形状设计为椭圆和渐开线曲线组合的形状，根据所述设计出的外转子的凸角的齿根高形状而设计内转子的齿型，其中，将外转子及内转子设计为，使发生滞后（carry-over）现象的外转子的凸角的齿顶高（addendum）与得到旋转的内转子的形状一致；步骤b，利用内转子和外转子的接触应力式，在采用于所述步骤a的设计变量为不同的多个时，计算出与各个设计变量对应的接触应力；步骤c，在采用于所述步骤a的设计变量为不同的多个时，计算出与各个设计变量对应的内转子和外转子的滑移率。

根据本发明，将外转子的凸角形状设计为组合椭圆1-渐开线曲线-椭圆2的形状，并且，以消除滞后（carry-over）的形状进行设计，计算出与消除滞后所对应的接触应力和滑移率，从而设计出能够得到减少噪音效果的旋转齿轮油泵的转子。

附图说明

图1为具有组合椭圆和渐开线曲线的齿型的现有旋转齿轮油泵形状的平面示意图。

图2为本发明的旋转齿轮油泵的设计方法流程图。

图3为内转子和外转子之间发生的滞后示意图。

图4为用于外转子设计的示意图。

图5为通过本发明设计出的外转子的形状设计例示意图。

图6为用于计算出内转子和外转子的接触应力理论式的示意图。

图7为通过本发明计算出的接触应力的一例的图表示意图。

图8为用于定义内转子和外转子的滑移率的示意图。

图9为现有的利用椭圆的齿型和本发明的利用椭圆1-渐开线-椭圆2的组合的齿型所发生的滑移率的比较示意图。

附图标记

1：外转子（outer rotor） 1a：凸角（lobe）

2：内转子（inner rotor）

具体实施方式

以下，参照附图对本发明中油泵转子的设计方法的优选实施例进行详细说明。

图2示出本发明的用于减少噪音的油泵转子的设计方法，本发明的油泵转子的设计方法包括：步骤S1，将外转子的凸角1a的齿根高（dedendum）形状设计为椭圆和渐开线曲线组合的形状，根据所述设计出的外转子的凸角1a的齿根高形状而设计内转子2的齿型，其中，将外转子及内转子设计为，使发生滞后（carry-over）现象的外转子的凸角1a的齿顶高（addendum）与旋转的内转子的形状一致；步骤S2，利用内转子和外转子的接触应力式，在应用于所述步骤S1的设计变量为不同的多个时，计算出与各个设计变量对应的接触应力；步骤S3，在应用于所述步骤S1的设计变量为不同的多个时，计算出与各个设计变量对应的内转子和外转子的滑移率；步骤S4，比较分析对应所述各个设计变量计算出的接触应力和滑移率，选择使接触应力及/或滑移率小于设定值的设计变量，使得流量及流量脉动保持与现有齿型相等的水平，同时具有减少噪音的效果。

在此，所述步骤S2及步骤S3中不同地应用的主要设计变量为内转子的偏心量e、渐开线起始角γ、展开角η、形状系数（factor）中的至少一个或以上。即，所述设计变量为对接触应力和滑移率构成较大影响的主要设计变量。

椭圆及渐开线组合齿型设计及滞后现象的消除

首先参照图1，将外转子的凸角形状设计为，凸角1a的齿根高（dedendum）具有由第一椭圆形曲线（椭圆1）-渐开线曲线-第二椭圆形曲线（椭圆2）组合的形状。

并且，对于内转子的凸角形状，根据所述设计出的外转子的凸角1a的齿根高形状而设计内转子2的齿型。此时，内转子2的齿型的设计过程是，首先计算出内转子2和外转子1的接触点的方程式，然后通过所述计算出的内转子和外转子的接触点的方程式来计算出与内转子的接触点的轨迹点及外转子的轨迹点，并通过内转子的轨迹点设计出内转子的形状。

所述外转子及内转子的设计方法可通过本申请发明人开发的韩国授权专利第1238906号公开的内容容易实施。

接着，设计出用于克服滞后（carry-over）的外转子。滞后指的是，在满足内转子和外转子强度的齿厚设定设计方式中，内、外转子齿型中不参与齿型性能的空间，这种滞后是因为内转子2的齿顶高（addendum）与外转子1的凸角1a之间的齿顶高（addendum）未完全形状吻合而产生。这种滞后将导致流体的乱流及气蚀（Cavitation）而降低效率，并且，因设计余量不足使得增加偏心量及最优化滑移率问题上受限制。而本发明是关于用于消除该空间，即，用于消除滞后的设计方法，其具有使设计余量增大相当于现有设计方式中的齿厚差异的大小的效果。例如，随着图3中的齿厚变大，可得到相当于该差异大小的设计余量。通过该设计余量，可实现偏心量及滑移率的最优化，并可制作高流量、低噪音的齿型。

为克服这种滞后现象，利用内转子的曲率形状进行外转子的齿根高的形状设计。假设外转子的齿数为Z₂，如图4所示，内转子的曲率半径最大的情况即为内转子从外转子的中心的旋转角达到如式1所示的情况。此时，内转子齿型将完全进入到外转子的齿根高。

[式1]

由此，本发明将外转子的齿根高（dedendum）构成为如上所述的椭圆1-渐开线-椭圆2的凸角形状，并将外转子的凸角形状设计为，使发生滞后现象的齿顶高（addendum）与旋转的内转子形状一致。图4示出外转子的形状设计例。区间①为齿根高部分，其由外转子的凸角形状构成，区间②为齿顶高部分，其由以外转子的中心为基准，将内转子旋转相当于式1的大小的形状构成。区间①及区间②的临界点如式2所示。

[式2]

$\left(\begin{array}{c}{x}_r\\ -y_r\end{array}\right)=\left(\begin{array}{cc}\cos \frac{\mathrm{\π}}{z_2}& -\sin \frac{\mathrm{\π}}{z_2}\\ \sin \frac{\mathrm{\π}}{z_2}& \cos \frac{\mathrm{\π}}{z_2}\end{array}\right)\left(\begin{array}{c}{x}_c\\ -y_c\end{array}\right)$

图5为通过本发明提示的方法设计的外转子的形状，通过该图可确认几乎不会发生滞后现象。

接触应力理论式

如图6所示，将内转子和外转子的接触点上的接触假设为圆筒接触（赫兹（Hertz）接触应力关系式），求出接触应力P_H理论式将如下式3所示。

[式3]

$p_H=\sqrt{\frac{F_i{E}^{*}}{2\mathrm{\π}{\mathrm{HR}}_i^{*}}}$

其中，F_i为接触力、E^*为等效弹性系数（Young’s Modulus）、H为齿宽、为等效曲率半径。

为利用上述式3求出接触应力，需要确定接触力F_i和等效曲率半径

在内转子中心施加输入扭矩T_in时，考虑作用于内转子的垂直接触力F_i的力矩平衡关系式如以下的式4所示。

[式4]

$\underset{i=1}{\overset{N}{\mathrm{\Σ}}}{F}_i{L}_i=T_{\mathrm{in}}$

在上述式4中，L_i=η_il_i， ${\mathrm{\η}}_i=\left\{\begin{array}{c}1(0\≤\mathrm{\α}\≤\mathrm{\π})\\ 0(\mathrm{\π}\≤\mathrm{\α}\≤\mathrm{\π}2)\end{array}\right..$

η_i是为仅在作用有接触力的范围内给出长度的值，而在无接触力的范围内将值设为0，以使F_i=0而导入的变量。

l_i是从内转子的中心垂直连接将各个外转子齿型的中心N_i和齿距（pitch）点连接的线段的延长线的线段长度，其为力矩臂（moment arm）。

假设内转子因输入扭矩发生相当于△θ的旋转，根据几何学适合条件，在接触点上的微小变形δ_i可由如下式5所示。

[式5]

δ_i=L_i△θ

接触力F_i可通过帕尔姆格伦（Palmgren）关系式由如下式6所示。

[式6]

$F_i=k_e{\mathrm{\δ}}_i^m$

其中，k_e是抗扭刚度，在本发明中假设其在所有接触点恒定，m=10/9。

[式7]

$F_i=k_e{L}_i^m\mathrm{\Δ}{\mathrm{\θ}}^m$

将上述式7代入式4，则如式8所示。

[式8]

$\underset{i=1}{\overset{N}{\mathrm{\Σ}}}{k}_e{L}_i^m\mathrm{\Δ}{\mathrm{\θ}}^m{L}_i=T_{\mathrm{in}}$

将该式8对于△θ^m进行整理如下。

[式9]

${\mathrm{\Δ\θ}}^m=\frac{T_{\mathrm{in}}}{\underset{i=1}{\overset{N}{\mathrm{\Σ}}}{k}_e{L}_i^{m+1}}$

将上述式9再代入式7进行最终整理如下。

[式10]

$F_i=\frac{T_{\mathrm{in}}{L}^m}{\underset{i=1}{\overset{N}{\mathrm{\Σ}}}{L}_i^{m+1}}$

通过最终获得的式10可求出第n个接触点上的接触力。

T_in为机械动力，由于内转子的一次旋转的机械动力和流体动力应相等，可通过如下的式11求出输入扭矩T_in。

[式11]

$T_{\mathrm{in}}=\frac{\mathrm{\Δp}{V}_{\mathrm{th}}}{2\mathrm{\π}}$

其中，△p=p_out-p_in(MPa)，V_th=△A·H(N-1)(cc/rev)，△A是最大截面积和最小截面积的差（A_max-A_min），H是外转子和内转子的厚度，N是外转子的齿数（腔体的个数或接触点的个数）。通常的V_th的使用单位是立方厘米/转（cm³/rev）。

计算及导出等效曲率半径

等效曲率半径由内转子和外转子的曲率半径计算得出。

曲率半径式如下式12所示。

[式12]

$\mathrm{\ρ}=\frac{1}{\mathrm{\κ}}=\frac{{({\stackrel{\·}{x}}^2+{\stackrel{\·}{y}}^2)}^{3/2}}{\stackrel{\·}{x}\stackrel{\·\·}{y}-\stackrel{\·}{y}\stackrel{\·\·}{x}}$

此时，x、分别由a的函数表示。

但是，由于用数学式表示x和y的坐标较为困难，通过进行数值解析而得到一次微分值和二次微分法。在此过程中，鉴于以往的数值微分法存在有在微分过程中无法找寻最后点（point）的微分值以及为改进误差，将数值微分法改进如下。

[式13]

${\stackrel{\·}{x}}_n=(x_{n+1}-x_{n-1})/2\mathrm{\Δ\α}$

[式14]

${\stackrel{\·\·}{x}}_n=({\stackrel{\·}{x}}_{n+1}-{\stackrel{\·}{x}}_{n-1})/2\mathrm{\Δ\α}$

此时，在n为负数的情况下，调取外转子的末点进行计算。将其用数学式表示如下。

假设构成外转子的点有m个时，x_(-1)=x_m，x_(-2)=x_m-2。

此时， ${\stackrel{\·}{x}}_{(-1)}=(x_{(-2)}-x_{\left(0\right)})/2\mathrm{\Δ\α},$ ${\stackrel{\·}{x}}_0=(x_1-x_{(-1)})2\mathrm{\Δ\α},$ ${\stackrel{\·}{x}}_1=(x_2-x_0)2\mathrm{\Δ\α},$ ${\stackrel{\·\·}{x}}_0=({\stackrel{\·}{x}}_1-{\stackrel{\·}{x}}_{(-1)})2\mathrm{\Δ\α}.$

通过如上所述的方法，对于外转子及内转子求出x(α)、y(α)、并将其代入式10可求出曲率半径。

利用通过以上过程取得的接触力F_i和等效曲率半径代入Hertz接触应力关系式，即可求出接触应力。

计算及导出输入扭矩

如果要在接触应力式求出输入扭矩（Torque），需要求出内、外转子的理论吐出量V_th。此时，需要求出最大的腔体面积减去最小的腔体面积的△A。如果按照现有的方式求出△A，在外转子齿数为偶数的情况下，使其旋转180/z₂后（其中z₂为外转子齿数），求出此时的最大面积。△A通过设计自动化程序中预先输入的算法自动计算得出。

通过如上所述的面积计算结果求出理论吐出量及接触力，将等效曲率半径、等效弹性系数代入接触应力式后，求出内转子每旋转1°时的各接触点上的接触应力。将其图示化则如图7所例示。

利用滑移率减少噪音的方法

滑移率是通过内转子和外转子滑动传动时齿面的滑动程度来进行定义，计算式如下所示。

[式15]

$S.S.=\frac{s_2-s_1}{s_2}$

其中，s₁和s₂是接触点根据旋转量从内转子及外转子的形状分别移动的距离。图8示出用于定义滑移率的与内、外转子旋转对应的内、外转子上的点的移动距离变化。

当减小滑移率时，内、外转子之间的摩擦力和接触应力将减小，随着摩擦力的减小，接触应力也将减小，从而可具有降低拍击（rattle）噪音的效果。椭圆1-渐开线-椭圆2齿型可通过调节渐开线起始角γ、展开角η、形状系数（factor）来制作平缓的齿型，这还具有降低滑移率的效果（参照图9的滑移率比较图表）。

通过如上所述的过程计算出的接触应力P_H和滑移率S.S.，与噪音具有密切的关联性。即，旋转齿轮油泵的噪音分为拍击噪音和啸叫（whine）噪音，所述拍击噪音在低运行区域中因齿间的连续干涉和接触而引起，所述啸叫噪音在高运行区域中因齿间的滑动而引起，因此，通过减小因齿间的干涉所产生的接触应力和滑移率即可减少噪音。

因此，流量及流量脉动保持与现有齿型相等的水平，并选择具有低的接触应力和滑移率的设计变量而设计外转子和内转子，从而能够制作出高性能、低噪音的旋转齿轮。

根据如上所述的本发明，将外转子的凸角形状设计为椭圆1-渐开线曲线-椭圆2组合的形状，其中，以消除滞后（carry-over）的形状进行设计，计算出与消除滞后所对应的接触应力和滑移率，从而设计出能够得到减小噪音效果的旋转齿轮油泵的转子。

以上与附图一同对本发明的技术思想进行了说明，但这仅是例示性地说明本发明的优选实施例，其并不限定本发明。并且，在不超出本发明的技术思想的范围内可进行多种变形及模仿，这对于本发明所属的技术领域的一般技术人员来说是显而易见的。

Claims (1)

1.一种用于减少噪音的油泵转子的设计方法，该油泵为旋转齿轮油泵，具有外转子(1)和内转子(2)，所述外转子(1)的内周面形成有多个凸角(1a)，所述内转子(2)在所述外转子(1)的内侧空间进行偏心旋转，其特征在于，所述设计方法包括：

步骤(a)，将所述外转子的凸角(1a)的齿根高具有由第一椭圆形曲线-渐开线曲线-第二椭圆形曲线组合的形状，根据所述设计出的外转子的凸角(1a)的齿根高形状而设计内转子(2)的齿型，并且，将外转子及内转子设计为，使发生滞后现象的外转子的凸角(1a)的齿顶高与旋转的内转子的形状一致；

步骤(b)，利用内转子和外转子的接触应力式，在应用于所述步骤(a)的设计变量为不同的多个时，计算出与各个设计变量对应的接触应力；

步骤(c)，在应用于所述步骤(a)的设计变量为不同的多个时，计算出与各个设计变量对应的内转子和外转子的滑移率；

步骤(d)比较分析对应于所述各个设计变量计算出的接触应力和滑移率，选择使接触应力及/或滑移率小于设定值的设计变量，从而设计外转子及内转子的齿型；

其中，在所述步骤(b)中，将内转子和外转子的接触点上的接触假设为圆筒接触，接触应力式由如下式表示，

$p_H=\sqrt{\frac{F_i{E}^{*}}{2{\mathrm{\πHR}}_i^{*}}}$

在所述接触应力P_H式中，F_i表示接触力、E^*表示等效弹性系数、H表示齿宽、表示等效曲率半径；

其中，所述滑移率由如下式表示，

$S.S.=\frac{s_2-s_1}{s_2}$

在所述滑移率S.S.式中，s₁和s₂表示接触点根据旋转量从内转子及外转子的形状分别移动的距离；

其中，所述步骤(b)及步骤(c)中不同地应用的设计变量为内转子的偏心量e、渐开线起始角γ、展开角η、形状系数中的至少一个或以上。