凸舌油槽對(duì)擺線轉(zhuǎn)子泵脈動(dòng)特性的影響

牟介剛, 劉 濤, 谷云慶，2, 鄭水華, 吳登昊, 周佩劍

(1. 浙江工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院， 杭州 310014； 2. 江蘇大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

轉(zhuǎn)子泵作為一種旋轉(zhuǎn)式容積泵，在汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)中起著輸送機(jī)油的作用，是重要的組成部分[1]。轉(zhuǎn)子泵按其結(jié)構(gòu)型式可分為內(nèi)嚙合式轉(zhuǎn)子泵[2]和外嚙合式轉(zhuǎn)子泵[3-4]，其中擺線轉(zhuǎn)子泵由于內(nèi)外轉(zhuǎn)子中心重合度較好，致使其結(jié)構(gòu)緊湊，同時(shí)又具有容積效率高，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲小和成本低廉等優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)潤(rùn)滑系統(tǒng)中[5-7]。轉(zhuǎn)子泵工作過(guò)程中，吸油腔和壓油腔的容積都會(huì)產(chǎn)生周期性變化，使得出口流量和轉(zhuǎn)子內(nèi)的壓力都呈現(xiàn)周期脈動(dòng)，這種不穩(wěn)定性使液體沖擊泵體產(chǎn)生振動(dòng)噪聲，影響泵的工作性能[8-9]。

近年來(lái)，有關(guān)對(duì)轉(zhuǎn)子泵的研究得到了國(guó)內(nèi)外學(xué)者的重視。毛華永等[10]基于擺線轉(zhuǎn)子泵結(jié)構(gòu)參數(shù)的研究，正確地給出了參數(shù)值的求解公式，有效地避免了設(shè)計(jì)過(guò)程中由于過(guò)度圓弧半徑選取的不確定性而產(chǎn)生干涉。楊國(guó)來(lái)等[11]在分析研究圓弧轉(zhuǎn)子泵的轉(zhuǎn)子型線的基礎(chǔ)上，借助于共軛原理推導(dǎo)出圓弧轉(zhuǎn)子的型線方程。薛程亮等[12]定量分析了月牙狀進(jìn)出油腔對(duì)泵容積效率的影響，得出了適當(dāng)減小大端封油線角度并增大小端封油線角度可有效改善泵內(nèi)部流場(chǎng)的結(jié)論。Hablanian[13]基于對(duì)油泵的研究，提出了一種新設(shè)計(jì)方法，基于此種方法設(shè)計(jì)出來(lái)的油泵，其性能有較大的提高。James等[14]將一種基于統(tǒng)計(jì)的控制技術(shù)對(duì)擺線轉(zhuǎn)子泵的性能進(jìn)行控制，有效地優(yōu)化了汽車(chē)機(jī)油泵的性能。Dario等[15]結(jié)合試驗(yàn)和模擬的方法重點(diǎn)研究了擺線轉(zhuǎn)子泵的空化特性，并將模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行了比較，表明了良好的一致性，同時(shí)能夠正確預(yù)測(cè)泵的輸送流量、總功率損失、容積效率和溫度影響。當(dāng)前，針對(duì)擺線轉(zhuǎn)子泵的研究主要集中在分析擺線轉(zhuǎn)子泵轉(zhuǎn)子型線、提高容積效率等方面，對(duì)擺線轉(zhuǎn)子泵的壓力脈動(dòng)研究相對(duì)較少?；诖?，以汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)油泵為研究對(duì)象，建立一種具有凸舌油槽結(jié)構(gòu)的擺線轉(zhuǎn)子泵模型，通過(guò)數(shù)值模擬方法，研究凸舌油槽結(jié)構(gòu)對(duì)擺線轉(zhuǎn)子泵轉(zhuǎn)子壓力脈動(dòng)的影響，為擺線轉(zhuǎn)子泵油槽結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供參考。

1 建模及參數(shù)設(shè)置

1.1 計(jì)算模型

圖1(c)中陰影部分是凸舌油槽結(jié)構(gòu)，相比于直線封油線，采用曲線封油線能增加進(jìn)油面積。轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)過(guò)程中，能夠保證任意時(shí)刻都有一部分凸舌進(jìn)油槽與齒間容積接觸，更大的進(jìn)油槽面積能最大限度地利用進(jìn)油慣性，使進(jìn)油更加充分，有利于提高泵的容積效率。凸舌油槽結(jié)構(gòu)的進(jìn)油槽和出油槽的大端封油線是在原模型基礎(chǔ)上改為由三段曲線即內(nèi)轉(zhuǎn)子擺線齒廓的內(nèi)等距線、外轉(zhuǎn)子圓弧齒廓內(nèi)等距線和圓弧過(guò)渡線光順連接。為確保封油效果，設(shè)置內(nèi)轉(zhuǎn)子擺線齒廓的內(nèi)等距線與內(nèi)轉(zhuǎn)子擺線齒廓相距1～2 mm，外轉(zhuǎn)子圓弧齒廓內(nèi)等距線與外轉(zhuǎn)子圓弧齒廓相距1～2 mm。

1.2 網(wǎng)格劃分及參數(shù)設(shè)置

轉(zhuǎn)子泵流體域由進(jìn)出流道和轉(zhuǎn)子組成，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，同時(shí)由于內(nèi)外轉(zhuǎn)子間存在極小的間隙，若采用非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格則會(huì)導(dǎo)致網(wǎng)格數(shù)量偏多，不容易捕捉其邊界特性，同時(shí)增加計(jì)算量，特此對(duì)轉(zhuǎn)子泵流體域及進(jìn)行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，為捕捉邊界層的流動(dòng)特性，在轉(zhuǎn)子間隙處進(jìn)行加密，劃分15層網(wǎng)格。對(duì)擺線轉(zhuǎn)子泵進(jìn)行網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，結(jié)果如表1所示，故最終確定的網(wǎng)格單元數(shù)為40萬(wàn)左右。擺線轉(zhuǎn)子泵網(wǎng)格圖如圖2所示。

數(shù)值計(jì)算中采用收斂精度高的RNGk-ε湍流模

(a) 原模型(b) 凸舌油槽

(c) 凸舌油槽平面示意圖圖1 擺線轉(zhuǎn)子泵油槽結(jié)構(gòu)Fig.1 Oil structure of cycloidal rotor pump

表1 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證Tab.1 Test verification

圖2 擺線轉(zhuǎn)子泵網(wǎng)格劃分Fig.2 Mesh generation of cycloid rotor pump

型，選取壓力入口和壓力出口，進(jìn)口壓力為大氣壓，其他表面設(shè)置為壁面邊界條件，對(duì)計(jì)算收斂精度做無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，如表2所示，故取收斂精度設(shè)為1×10-3。選取內(nèi)外轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速分別為3 000 r/min,2 400 r/min，非定常計(jì)算時(shí)間步長(zhǎng)選取為0.167 ms，一個(gè)時(shí)間步內(nèi)最大迭代步數(shù)為50步，計(jì)算時(shí)不考慮油液的溫度變化，模型不加入能量方程，油液密度為800 kg/m3，飽和壓力為400 Pa。

表2 收斂精度無(wú)關(guān)性驗(yàn)證Tab.2 Convergence accuracy test verification

對(duì)原模型和凸舌油槽結(jié)構(gòu)進(jìn)行試驗(yàn)，并計(jì)算其容積效率，并與模擬值進(jìn)行對(duì)比，試驗(yàn)結(jié)果如圖3所示，由圖可以看出，模擬值與實(shí)驗(yàn)值的誤差范圍控制在3%左右，驗(yàn)證了外特性模擬的可靠性。

圖3 實(shí)驗(yàn)對(duì)比Fig.3 Test comparison

1.3 監(jiān)測(cè)點(diǎn)布置

為全面分析擺線轉(zhuǎn)子泵不同位置壓力脈動(dòng)特性，在擺線轉(zhuǎn)子泵內(nèi)外轉(zhuǎn)子流體域內(nèi)設(shè)置9個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)，監(jiān)測(cè)點(diǎn)位置情況如圖4所示。其中，在內(nèi)轉(zhuǎn)子齒根處設(shè)置點(diǎn)d，內(nèi)轉(zhuǎn)子齒頂處設(shè)置點(diǎn)e，最大嚙合面積中部設(shè)置點(diǎn)j；由于當(dāng)齒厚較厚時(shí)，壓力分布沿轉(zhuǎn)子軸線方向存在一定的壓力梯度，故沿轉(zhuǎn)子軸向方向各設(shè)置3個(gè)點(diǎn)來(lái)研究轉(zhuǎn)子軸向的壓力不均與度；設(shè)轉(zhuǎn)子與油槽相接觸的端面為z=0平面，軸向點(diǎn)的坐標(biāo)值高度分別為L(zhǎng)1=5 mm，L2=14 mm，L3=23 mm；所有監(jiān)測(cè)點(diǎn)即d1,d2,d3，e1,e2,e3，j1,j2,j3，其中j1,j2,j3為靜止點(diǎn)，d1,d2,d3，e1,e2,e3為運(yùn)動(dòng)點(diǎn)，跟轉(zhuǎn)子同步轉(zhuǎn)動(dòng)。

圖4 監(jiān)測(cè)點(diǎn)位置Fig.4 Location of monitoring points

2 壓力脈動(dòng)分析

原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)的擺線轉(zhuǎn)子泵的各檢測(cè)點(diǎn)的壓力對(duì)比如圖5所示。其中，d1,d2,d3，e1,e2,e3，j1,j2,j3為原模型監(jiān)測(cè)點(diǎn)，d1′,d2′,d3′，e1′,e2′,e3′，j1′,j2′,j3′為凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型監(jiān)測(cè)點(diǎn)。

原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型的內(nèi)轉(zhuǎn)子齒根處監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)如圖5(a)所示。由圖5(a)可知，兩種結(jié)構(gòu)下的壓力都呈現(xiàn)減小的趨勢(shì)，相比原模型，凸舌油槽結(jié)構(gòu)下的3個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)壓力均有減小，壓力顯著減小主要集中在t=0.080～0.085 s和t=0.095～0.100 s兩個(gè)時(shí)間段，這兩個(gè)時(shí)間段分別為轉(zhuǎn)子泵排油和吸油過(guò)程。轉(zhuǎn)子泵排油過(guò)程，由于原模型不能及時(shí)將油液排出，造成油腔內(nèi)壓力過(guò)高，而凸舌油槽結(jié)構(gòu)可以將高壓油及時(shí)排出，從而降低壓力；轉(zhuǎn)子吸油過(guò)程，凸舌油槽結(jié)構(gòu)因進(jìn)油面積大，能更早地吸油，避免形成過(guò)大的真空度。同時(shí)在t=0.087～0.090 s內(nèi)，壓力是由正壓急劇下降到負(fù)壓，因?yàn)辇X根處監(jiān)測(cè)點(diǎn)由出油槽運(yùn)動(dòng)到進(jìn)油槽的過(guò)程中壓力得到釋放。而在t=0.083～0.088 s和t=0.091～0.097 s這兩個(gè)時(shí)間段內(nèi)，兩種結(jié)構(gòu)下的壓力基本穩(wěn)定，且變化小。凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型相比于原模型，在齒根位置處的壓力脈動(dòng)幅值下降約25%，故凸舌油槽可有效改善內(nèi)轉(zhuǎn)子齒根處的壓力波動(dòng)。

原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型的齒頂處監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)如圖5(b)所示。由圖5(b)可知，在排油階段，各點(diǎn)壓力先急劇上升到比較高的壓力，達(dá)到壓力峰值，此時(shí)e點(diǎn)正位于最小嚙合容積處，并產(chǎn)生困油現(xiàn)象，困油壓力隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)至進(jìn)油區(qū)時(shí)而驟減。兩種結(jié)構(gòu)下，3個(gè)監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)波形基本保持一樣，說(shuō)明凸舌油槽對(duì)齒頂處的壓力脈動(dòng)改善不大，這是因?yàn)辇X頂位置處于內(nèi)外轉(zhuǎn)子嚙合間隙處，高壓油液經(jīng)縫隙泄露至低壓區(qū)，形成一定的壓力梯度，由于這部分體積極小，本身就不易有效吸排油，因而凸舌油槽對(duì)其影響不大。

原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型的靜止監(jiān)測(cè)點(diǎn)的壓力脈動(dòng)如圖5(c)所示。由圖5(c)可知，軸向的3個(gè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)波形也基本相同，由于內(nèi)轉(zhuǎn)子齒數(shù)為4，在1個(gè)周期內(nèi)最大嚙合容積有4次吸排油，因而壓力脈動(dòng)呈現(xiàn)4個(gè)周期。原模型靜止點(diǎn)j1,j2,j3在出油時(shí)段t=0.080～0.082 s和吸油時(shí)段t=0.083～0.085 s，壓力變化較劇烈，說(shuō)明最大齒間容積處在進(jìn)排油階段較倉(cāng)促；但凸舌油槽在這兩個(gè)時(shí)段壓力脈動(dòng)峰值均有降低，脈動(dòng)幅值下降約54.2%，且整個(gè)進(jìn)排油過(guò)程壓力變化更趨穩(wěn)定，凸舌油槽對(duì)最大嚙合容積處的壓力脈動(dòng)有明顯的改進(jìn)作用。

(a) 內(nèi)轉(zhuǎn)子齒根監(jiān)測(cè)點(diǎn)

(b) 內(nèi)轉(zhuǎn)子齒頂監(jiān)測(cè)點(diǎn)

(c) 靜止監(jiān)測(cè)點(diǎn)圖5 監(jiān)測(cè)點(diǎn)壓力脈動(dòng)Fig.5 Pressure fluctuation at monitoring points

3 軸向壓力不均勻度分析

原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)的擺線轉(zhuǎn)子泵的各檢測(cè)點(diǎn)的軸向壓力不均勻度對(duì)比如圖6所示，其中a)為原模型， b)為凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型。定義軸向壓力不均勻度C為

(1)

圖6(a)為原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型的齒根處壓力沿軸向分布的對(duì)比，由圖可以看出，原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型齒根點(diǎn)沿軸向的壓力分布基本相同，排油時(shí)壓力d1點(diǎn)最小，d3點(diǎn)最大；由于d1點(diǎn)是最靠近排油腔，更容易排出高壓油，而d3點(diǎn)是在轉(zhuǎn)子底部，高壓油易沉積于轉(zhuǎn)子底部，因而壓力最高。在吸油的過(guò)程中，d1點(diǎn)壓力最大，d3點(diǎn)壓力最小；d1點(diǎn)位于頂部，更早從進(jìn)油腔吸油，從而抵消了因轉(zhuǎn)子容積變大而形成的負(fù)壓，d2點(diǎn)吸油難度稍大于d1點(diǎn)，而d3點(diǎn)最難吸油，因而真空度更大。原模型軸向壓力不均勻度約為5.2%，凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型的不均勻度約為3.5%。

圖6(b)為原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型的齒頂處壓力沿軸向分布的對(duì)比，由圖可知，兩種結(jié)構(gòu)下齒頂處壓力沿軸向分布規(guī)律基本相同，則說(shuō)明凸舌油槽結(jié)構(gòu)對(duì)閉死容積的進(jìn)排油影響不大，所以凸舌油槽結(jié)構(gòu)對(duì)齒頂點(diǎn)的不均勻度影響甚小；但軸向仍存在一定的不均勻度，軸向不均勻度約為17.9%。相比于齒根點(diǎn)不均勻度更大，這是因?yàn)辇X頂點(diǎn)的閉死容積很小，流體沿軸向的流動(dòng)阻力更大，e3點(diǎn)的高壓油更難往e1點(diǎn)釋放，因而軸向壓力分布更不均勻。

圖6(c)為原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型的靜止點(diǎn)壓力沿軸向分布的對(duì)比，由圖可知，靜止點(diǎn)的不均勻度為2.3%，相比于齒頂和齒根最小，這是因?yàn)樵擖c(diǎn)位于最大嚙合容積處，流體沿軸向流動(dòng)阻力最小，底部的高壓流體可以較順利地流至頂部從而排出油腔。凸舌油槽結(jié)構(gòu)模型的該點(diǎn)不均勻度約為3.1%，相比原模型略有提高，這是因?yàn)轫敳康倪M(jìn)排油過(guò)程更加順暢，而底部至頂部的流動(dòng)阻力變化不大。因而j1點(diǎn)與j3點(diǎn)的壓力差略有提高。

(a) 齒根處壓力不均勻度

(b) 齒頂處壓力不均勻度

4 軸向流場(chǎng)分析

由上節(jié)分析結(jié)果可知，原模型與凸舌油槽結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)子區(qū)域都存在軸向壓力分布不均勻的現(xiàn)象，為此選取t=0.087 s,t=0.082 s兩個(gè)時(shí)刻點(diǎn)來(lái)分析齒根點(diǎn)對(duì)凸舌油槽結(jié)構(gòu)的軸向流場(chǎng)影響情況，并選取t=0.086 s時(shí)刻下來(lái)分析齒頂點(diǎn)對(duì)凸舌油槽結(jié)構(gòu)的軸向流場(chǎng)影響情況。

4.1 齒根點(diǎn)軸向流場(chǎng)分析

t=0.087 s時(shí)刻，齒根點(diǎn)軸向流場(chǎng)分布如圖7所示。由圖7可知，該時(shí)刻齒根點(diǎn)的軸向壓力不均勻度最大，齒根點(diǎn)即將離開(kāi)出油槽，轉(zhuǎn)子容積腔體積在減小。轉(zhuǎn)子底部端面至頂部端面有明顯的壓力分層現(xiàn)象，從下至上壓力是逐漸減小的，直至出油槽，壓力降低至轉(zhuǎn)子泵工作壓力，并在出油槽端面上形成一面積較小的橢圓形低壓區(qū)。轉(zhuǎn)子底部至上端速度是逐漸增大的，在轉(zhuǎn)子容積腔與出油槽的連通處速度最大，流入出油槽后速度下降。同時(shí)在出油槽端面上速度分層明顯，靠近右端壁面上形成了一面積較小的高壓區(qū)。由轉(zhuǎn)子低端到頂端，隨著高度的增加，流體速度方向開(kāi)始發(fā)生偏移，沿轉(zhuǎn)子周向的分速度加大。

(a) 監(jiān)測(cè)點(diǎn)和截面位置

圖7 t=0.087 s齒根點(diǎn)軸向流場(chǎng)分布Fig.7 Axial flow field distribution of tooth root point at t=0.087 s

綜上可知，轉(zhuǎn)子底部端面壓力較高，有油液堆積，由于此時(shí)容積腔較小，軸向流動(dòng)阻力增大，不易沿軸向通道排出，因此這部分高壓油液在轉(zhuǎn)子底部繼續(xù)跟隨轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)，沒(méi)有形成有效出口流量，使轉(zhuǎn)子泵的容積效率降低。

t=0.082 s時(shí)刻，齒根點(diǎn)軸向流場(chǎng)分布如圖8所示。由圖8可知，此時(shí)轉(zhuǎn)子已完成吸油，即將連通出油槽，最大齒間容積內(nèi)的油液被擠壓。由內(nèi)轉(zhuǎn)子表面到外轉(zhuǎn)子表面的徑向方向存在著明顯的壓力分層現(xiàn)象，并且壓力是逐漸增大的，由于外轉(zhuǎn)子齒根處半徑較內(nèi)轉(zhuǎn)子齒根半徑大，進(jìn)而圓周速度要大，離心力對(duì)流體做功更多，使流體獲能更多因而顯示壓力較大；軸向方向上，外轉(zhuǎn)子表面并未出現(xiàn)明顯的壓力梯度，內(nèi)轉(zhuǎn)子表面呈現(xiàn)出上下端面壓力高，中間壓力低的現(xiàn)象。最大嚙合容積中部形成一面積較小的低速區(qū)，且形成了一個(gè)旋渦，呈逆時(shí)針?lè)较?。流體沿轉(zhuǎn)子壁面逆時(shí)針流動(dòng)，使得中部存在一個(gè)漩渦，所以該處流體速度較低。同時(shí)，內(nèi)外轉(zhuǎn)子表面中部流速較大，轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)對(duì)流體做功轉(zhuǎn)換為流體速度，還未轉(zhuǎn)換為壓力，故造成內(nèi)轉(zhuǎn)子中部壓力較低。

(a) 監(jiān)測(cè)點(diǎn)和截面位置

圖8 t=0.082 s齒根點(diǎn)軸向流場(chǎng)分布Fig.8 Axial flow field distribution of tooth root point at t=0.082 s

綜上可知，最大嚙合容積還未順利排油時(shí)，該塊容積內(nèi)部流場(chǎng)會(huì)呈現(xiàn)渦狀結(jié)構(gòu)，底部靠近外轉(zhuǎn)子的區(qū)域流體壓力較高，流向壓力較低的區(qū)域，因此會(huì)形成逆時(shí)針流動(dòng)，該區(qū)域的渦狀會(huì)造成流體能量消耗，使得流體獲能減少。

4.2 齒頂點(diǎn)軸向流場(chǎng)分析

t=0.086 s時(shí)刻，齒頂點(diǎn)軸向流場(chǎng)分布如圖9所示。由圖9可知，該時(shí)刻齒頂靠近出油槽小端封油線，處于內(nèi)外轉(zhuǎn)子嚙合形成的閉死容積處。壓力分布呈現(xiàn)由轉(zhuǎn)子上端面到下端面的壓力梯度，與齒根處不同的是，該點(diǎn)壓力梯度更大，轉(zhuǎn)子下端面壓力更大，究其原因是該部分閉死容積更小，油液被進(jìn)一步擠壓造成壓力飆升。速度分布沿轉(zhuǎn)子軸向呈現(xiàn)速度梯度，由轉(zhuǎn)子底部至頂部，速度是在增大的，與圖8中的情況相似，與之不同的是，轉(zhuǎn)子上端面連通出油槽區(qū)域，速度遠(yuǎn)高于圖8中，且出現(xiàn)更加明顯速度分層現(xiàn)象。從圖9矢量圖也可看出，靠近轉(zhuǎn)子頂部油液排出較為通暢，底部依然存在油液沉積，底部的排油不暢。

(a) 監(jiān)測(cè)點(diǎn)和截面位置

圖9 t=0.086 s齒根點(diǎn)軸向流場(chǎng)分布Fig.9 Axial flow field distribution of tooth root point at t=0.086 s

綜上可知，困油處的容積腔中存在更明顯的壓力梯度和速度梯度，這是由該部分極小的容積引起軸向流動(dòng)阻力極大。且該區(qū)域連通出油槽有更大的流體速度，易對(duì)出油槽造成嚴(yán)重的沖擊作用，誘發(fā)擺線轉(zhuǎn)子泵的振動(dòng)噪聲。

5 結(jié) 論

(1) 凸舌油槽結(jié)構(gòu)可有效的改善內(nèi)轉(zhuǎn)子齒根處和最大嚙合容積處的壓力脈動(dòng)情況，但對(duì)齒頂處的壓力脈動(dòng)改善不大；內(nèi)轉(zhuǎn)子齒根處壓力脈動(dòng)幅度最大可降低25%，最大嚙合容積處壓力脈動(dòng)最大可降低54.2%。

(2) 凸舌油槽結(jié)構(gòu)對(duì)齒根處的軸向不均勻度略有改善，降幅約為1.7%，對(duì)齒頂點(diǎn)的不均勻度影響不大，靜止點(diǎn)的軸向不均勻度提高了約為0.8%。

(3) 凸舌油槽模型在齒根處的軸向流動(dòng)阻力增大，在齒頂處易形成困油區(qū)，并且存在明顯的壓力和速度梯度，而在最大嚙合容積處易形成旋渦，致使轉(zhuǎn)子底部壓力升高。

(4) 齒間容積越小，軸向流動(dòng)越大，導(dǎo)致高壓流體堆積是凸舌油槽模型存在軸向不均勻度的原因。