A Study on the Flow Characteristic for Changing of Flow Region of the Motor Inserted Oil Pump

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내부 유로 변경에 따른 전동기 일체형 유압펌프 내부의 유동특성에 관한 연구

A Study on the Flow Characteristic for Changing of Flow Region of the Motor Inserted Oil Pump

최윤환*†․이태기**․이연원***

Y. H. Choi*†, T. K. Lee** and Y. W. Lee***

(접수일 : 2011년 01월 14일, 수정일 : 2012년 06월 26일, 채택확정 : 2012년 08월 31일)

Key Words：Pumping system(펌핑시스템), Shape of the housing(하우징형상), Oil flow rate(공급유 유량), Exhaust temperature(배출온도)

Abstract：A numerical study has been carried out to investigate the heat and mass transfer of an oil pumping system with a variable shape of the housing using the CFD method. Especially, the electric motor and the pump combined together, accomplishes a research about the oil supplying system. In this study, the temperature and velocity distribution of the oil pumping system by varying the flow rate of supplying oil have been investigated.

The temperature changes with each five conditions(flow rate of supply oil : 2, 4, 8, 12, and 16 liter/min) have also been studied. The numerical results show that the exhaust temperature decreases as the flow rate of the supplying oil increases. It also reveals that the temperatures change differently with the housing shape.

*†최윤환(교신저자) : 부경대학교 BK21 사업단 E-mail : [email protected], Tel : 051-629-6162

**이태기 : 일림나노텍(주)

***이연원 : 부경대학교 기계자동차공학과

*†Y. H. Choi(Corresponding author) : Project Team of Brain Korea 21, Pukyong National University.

E-mail : [email protected], Tel : 051-629-6162

**T. G. Lee : IlRim Nano Tec Co. Ltd.

***Y. W. Lee : Department of Mechanical and Automotive Engineering, Pukyong National University.

1. 서 론

일반적으로 오일펌프에서 형성된 고압의 작동유는 유압액츄에이터나 유압모터 등을 거치면서 유압유의 온도가 상승하고 상승된 유압유는 저장탱크로 드레인 된다¹⁾. 유압유는 온도에 따라 점도와 밀도가 달리지기 때문에 유압액츄에이터로 유입되는 유압유의 온도는 일정하게 제어되어야 한다. 유압유의 온도를 제어하기 위하여 탱크로 유입된 유압유는 탱크 내부에서 일정 온도까지 냉각된 뒤 다시 유압펌프로 이송되어 작업을 반복한다. 따라서 보통의 유압시스템에서는 유압펌프와 저장탱크가 분리되어 배관으로 연결된 경우가 대부분 이다²⁾.

이렇게 두 시스템이 분리된 경우는 유압유에 포함되 는 불순물에 대한 관리나 유압유의 온도 제어가 용이 하다는 장점을 가지고 있는 반면 공급시스템과 저장시

스템의 분리로 인하여 장치가 대형화 되는 단점을 지 니고 있다. 따라서 소형화가 필요한 유압시스템에서는 유압펌프와 탱크가 분리된 시스템은 사용에 제약을 받 을 수 있다. 그러므로 소형화를 추구하는 시스템에서는 유압펌프와 탱크가 일체형으로 되어 있는 유압유 공급 장치를 사용하면 시스템의 사이즈를 최소화할 수 있다.

유압펌프-탱크 일체형 시스템은 장치를 콤팩트화 할 수 있다는 장점이 있는 반면 열을 발생시키는 기기인 유압펌프와 열을 회수하는 장치인 유압탱크가 하나의 공간에 공존하기 때문에 유압유의 온도를 제어하는 방 법에 대한 연구가 수행되어야 한다. 따라서 본 연구에 서는 유압펌프-탱크 일체형 유압시스템에서 유압펌프 와 탱크 내부의 작동유의 온도 및 유동장이 각 작동조 건에 따라 어떻게 변화하는 지를 해석하여 시스템 설 계시 사용할 기초 데이터를 제공하고자 한다.

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2. 수치 해석

2.1 해석모델

본 연구에서 사용할 유압유 공급시스템은 Fig. 1(a) 와 같다. 그림과 같은 시스템에서 유압유가 흘러가는 것에 대하여 설명하면, Fig. 1(b)에 나타난 바와 같이 먼저 하우징 바디 내부에 존재하는 유압펌프가 작동하 면 고압의 작동 오일이 펌프인으로 유입되어 유압 액 츄에이터를 지나면서 오일의 온도가 상승하게 되고, 온 도가 상승한 오일은 공작기계에서 작동 후 펌프 드레 인으로 들어와서 오일탱크를 지나 오일쿨러로 들어가 고 쿨러와 연결된 열교환기를 통하여 열을 방출한다.

마지막으로 열교환기에 의해 온도가 내려간 오일은 다 시 유압펌프로 유입되어 다시 순환하는 구조를 가진다.

Fig. 1(b)에서 화살표는 오일이 흘러가는 것을 형상 화하고 있는 것인데 그림과 같은 구조는 내부의 복잡 한 유로로 인하여 오일이 전체적으로 순환되는 구조를 만들기 어렵다. 따라서 Fig. 1 (c)와 같은 내부 순환구 조를 제시할 수 있다. Fig. 1 (c)는 Fig. 1(b)에 비하여 유동흐름을 나타내는 화살표가 전체적으로 분포되어 있고 특히 오일이 X-방향으로 원활하게 흐를수 있는 통로를 가지고 있다. 그림에서 직경 70mm의 통로가 두 개이고 위치는 펌프 드레인 면에서 Z-방향으로 77.5mm이고 네 개의 직경 34mm 통로는 Z-방향으로 각각 77.5mm, 193.5mm 지점에 위치해 있다. 한편 오일 탱크의 체적은 260mm×260mm×285mm이다. 본 연구에 서는 기존의 순환구조와 개선된 순환구조에 대한 유동 해석을 수행하여 열전달 성능을 평가하는 것이 본 연 구의 목적이다.

(a) Computational domain

(b) Original model and fluid flow

(c) Modified model and fluid flow

Fig. 1 Domain of flow fields for original and modified model

2.2 해석격자 및 경계조건

유동해석을 위하여 3차원 구조모델에서 구조물은 모 두 삭제하고 유동해석에 필요한 오일이 존재하는 영역 만 모델링하였다. 그리고 후면부에 존재하는 열교환기 는 복잡한 형상을 가지고 탱크 내부 유동장에 영향을 미치지 않기 때문에 해석 간소화를 위하여 간략하게 처리하였다. 그리고 후면부 오일쿨러에 대한 3차원 모 델이 없는 관계로 임의의 조건을 부여해 해석에 사용 하였다³⁾.

온도 및 속도에 대한 계산을 위하여 수정된 유동모 델에 대하여 Fig. 2와 같이 유동영역을 아래와 같은 형 태의 격자로 분할하였다. Fig. 2에서 (1) 영역은 기존의 시스템에 대한 격자계이며, (2) 영역은 기존 시스템에 서 탱크 내부의 오일이 원활하게 이동할 수 있도록 유 로를 추가 및 확장한 모델이다. 그리고 (2) 영역은 탱크

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내부에 회전하는 전동기에 의해 발생하는 유동도 고려 하여 모델링하였다. 해석에 사용된 격자의 종류는 사면 체 (Tetrahedral) 및 프리즘 (Prism) 격자이며, 사용된 격자의 수는 약 615,000 node 및 2,527,000 element이다.

기존시스템에 대한 경계조건은 Fig. 3과 같이 작동모 터의 구동으로 인한 발열량의 설정은 오일펌프 모터의 용량이 2.2kW이고 이 경우 손실열량은 300W이므로 내 부의 Z-방향 원통 면에 균일한 300W의 열이 발생한다 고 설정하였다. 그리고 탱크로 유입되는 오일의 양은 16cc/rev 기준으로 회전속도가 1000 rev/min일 때 약 16,000cc/min의 유량이 유입된다고 설정하였다. 유입량 은 2, 4, 8, 12, 16cc/rev로 총 5가지 경우에 대한 해석 을 수행하였다. 모든 경우에 대하여 탱크로 유입되는 오일의 온도는 오일펌프에서 유출된 오일이 유압 액츄 에이터에서 온도가 상승했다고 가정하고 90℃의 오일 이 유입된다고 가정하였다. 마지막으로 초기에 설정된 오일탱크 내부의 온도는 약 50℃이다⁴⁾.

(1) Original Model

(2) Modified Model

Fig. 2 Computational grid system for original and modified model

수치계산에 사용된 상용코드는 ANSYS CFX12.1이 며 유동박리 예측이 용의한 k-ω SST(Shear Stress Transport) 난류 모델을 사용하여 해석을 수행하였다.

해석에 소요된 시간은 8-CPU 컴퓨터에서 약 2시간 정 도 소요되었다.

내부 유동장이 수정된 모델은 기존 모델과 달리 탱 크 내부에 있는 전동기를 모델링하였다. 따라서 전동기 가 회전함에 따라 내부 유동이 형성된다. 본 해석에서 적용된 전동기 회전차의 회전수는 약 3000 rpm이고, 주위 권선은 기존 모델해석에서 설정한 발열량과 마찬 가지로 300W의 열량이 발생하는 발열체로 설정하였다.

Fig. 3 Boundary surfaces for original model

Fig. 4에서 중앙부분의 원통면 영역은 발열체인 전동 기 권선이고 치차 형태는 회전차이다. 유압유가 들어오 고 나가는 유로는 기존 모델과 동일하며 유압유의 유 입량은 기존모델에서 탱크로 유입되는 오일의 양은 16cc/rev 기준으로 회전속도가 1000 rev/min일 때 약 16,000cc/min의 유량이 유입된다고 설정하였으나 수정 모델에서는 유속이 5m/s로 일정하다고 가정하였다. 왜 냐하면 내부 유동장의 변화를 보는 것이 목적이므로 유량의 차이는 크게 중요하지 않기 때문이다.

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모든 해석에 사용된 유압유는 실제 유압시스템에서 적용되는 RANDO HD32를 사용하였다. 사용된 오일은 온도에 따라서 점성계수가 크게 변화하므로 온도에 따 른 점성계수 변화에 대한 함수식을 적용하여 각 온도 에 대한 다른 점성계수 값을 적용하여야 한다.

Fig. 4 Boundary surfaces for modification model

Fig. 5 Oil viscosity for various temperatures

RANDO HD32의 온도에 따른 점성계수의 변화를 Fig. 5에 나타내었다.

3. 해석결과

3.1 유입량에 따른 내부 온도 변화

기존시스템에 대하여 탱크 내부로 유입되는 유압유 의 유량이 2, 4, 8, 12, 16 l/min인 경우에 대한 유압유 토출구의 온도를 Table 1에 나타내었다. 표에서 유량이 증가하면 고온의 오일이 탱크 내로 많이 유입되므로 냉각기에서 충분히 냉각되지 못하고 펌프출구로 유출 하게 된다.

유량이 가장 적은 경우의 토출온도는 약 27℃ 정도 이며 가장 많은 유량인 경우는 토출 온도가 약 50℃ 정 도이다. 따라서 유량에 따라 최대 13 ℃ 정도의 토출 온도 차이가 나는 것을 확인할 수 있다. 만약 유압액츄 에이터에서 요구하는 일정 토출온도가 있다면 본 해석 을 통해 확인한 온도를 이용하여 온도가 요구 온도보 다 높다면 오일쿨러 용량을 늘리는 등의 작업을 통하 여 원하는 토출온도를 맞출 수 있을 것이다.

Fig. 6은 기존시스템에 대하여 유입량 변화에 따른 탱크 내부의 온도장 해석을 통하여 구해진 내부의 온 도를 각 단면의 온도를 도시한 것이다. 그림에서 시스 템으로 유입되는 화살표는 뜨거운 유압유가 유입되는 위치를 나타낸 것이며, 유출되는 화살표는 유입된 유압 유가 오일쿨러에서 온도가 하강한 뒤 유출되는 면을 나타낸 것이다. 그림에서 유입 유량이 증가할수록 발열 체(펌프, 모터) 주위의 온도는 유입되는 오일의 온도가 발열체보다 낮기 때문에 드레인 오일이 발열체로부터 열을 흡수하여 유량증가에 따른 열흡수가 많아져 전체 적인 온도가 하강하게 된다. 유량에 따른 흡입열량 관 계식은 아래와 같이 단순화할 수 있다.

Table 1 Oil outlet mean temperature for various flow rates of inlet

    (1)

여기서, Q는 흡입하는 열량, C는 유체의 비열,  는 유입되는 유압유의 질량유량, ΔT 는 유입부와 유출부 의 온도차이다. 그림에서 전동기가 위치한 발열체 주위 는 발열로 인하여 온도가 상승하는 것을 확인할 수 있 으며 유입된 뜨거운 오일은 후면에 위치한 오일 쿨러 에서 냉각되어 유출되는 것을 관찰할 수 있다. 발열체 주위의 온도는 table 1의 결과와 마찬가지로 위 식에서 와 같이 유입되는 유량이 많을수록 상승하고 적을수록 하강하는 것을 알 수 있다.

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flow rate = 2 liter/min

Fig. 6 Temperature distributions according to oil flow rate change

Fig. 7은 유입량에 따른 탱크 내부에 존재하는 발열 체 표면의 온도 변화를 나타낸 것이다. 표면의 온도는 Fig. 6의 발열체 주위 온도장 결과와는 상이하게 유입 유량이 증가할수록 발열체(펌프, 모터) 주위의 온도는 유입 되는 오일의 온도가 발열체보다 낮기 때문에 드 레인 오일이 발열체로부터 열을 흡수하여 유량증가에 따른 열흡수가 많아져 발열체 표면의 온도가 전체적으 로 하강하게 된다.

3.2 유로 개선 모델에 대한 해석

유로 개선모델은 기존의 모델과 달리 탱크 내부에 유로가 서로 연결되어 있기 때문에 새롭게 유로를 형 성함과 동시에 탱크 내부의 전동기를 모델링하였다. 따 라서 전동기가 회전함에 따라 내부에 유동이 형성된다.

Fig. 7 Temperature distributions of oil pump and motor coil according to oil flow rate change

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여기서 전동기 회전차의 회전수는 약 3000 rpm이고, 전동기 회전차 주위의 권선은 일정한 열량이 생성되는 발열체로 설정하였다. 전동기 주위의 권선은 기존모델 에서 사용된 발열체와 동일한 역할을 하고 있다.

(1) original model

(2) modified mode

Fig. 8 Streamline in a oil pump with motor for modifying and original models

기존 모델과 유로 개선모델에 대한 내부 유동장 변 화를 알아보기 위하여 Fig. 8에 두 모델에 대한 유선을 도시하였다. 발열부인 펌프와 모터 권선주위위 속도 차 는 펌프 주변 속도 약 5.5m/s, 모터 권선주위 속도 약 2.5m/s로 약 3m/s 정도의 차이를 보이고 있다. 그림에 서 기존 모델은 오일탱크 전체 영역으로 오일이 순환 하지 못하고 일정한 경로를 따라 오일이 이동하기 때 문에 유압유가 탱크 내부에 여러 영역을 순환하지 못 하고 이동하는 영역이 한정되어 있다. 반면에 수정모델 이 효과적인 것은 유선으로 볼 때, 시스템 외부로의 방

열량이 많아지고, 회전차의 속도에 의해 펌프와 모터 주위의 유속이 커져서 대류열전달계수가 커지기 때문 으로 판단된다. 기존모델에서 외부로 방출되는 총 열량 은 약 0.27MW/m²이고 내부유로가 변경된 모델은 약 10% 정도 향상된 약 0.30MW/m²이다.

4. 결 론

오일탱크와 오일펌프 일체형인 유압유 공급시스템 에 대한 내부 유동장 및 온도장 해석을 통하여 다음과 같은 결론을 얻었다.

1) 유입유량에 따른 토출온도는 유량이 가장 적은 경 우에 있어 약 27℃ 정도이며 가장 많은 유량인 경우는 토출 온도가 약 50℃ 정도이며 유량에 따라 최대 13 ℃ 정도의 토출 온도 차이가 난다.

2) 유입 유량이 증가할수록 발열체 주위의 온도는 유 입되는 오일의 온도가 발열체보다 낮기 때문에 드레인 오일이 발열체로부터 열을 흡수하여 유량증가에 따른 열흡수가 많아져 전체적인 온도가 하강하게 된다.

3) 기존 모델은 오일탱크 전체 영역으로 오일이 순환 이 활발하지 못하므로 내부에서 발생하는 열전달량이 오일탱크 전 영역으로 오일이 순환하는 구조를 보이는 수정모델에 비하여 낮다. 따라서 전동기와 회전차에서 발생하는 열을 개선모델이 효과적으로 방출할 수 있고 기존모델은 약 0.27MW/m², 내부유로가 변경된 모델은 약 10% 정도 향상된 약 0.30MW/m²이다.

참고 문헌

1. Steve Zoz, Steve Strepek, marc Wiseman and Cheng Qian, 2001, “Engine Lubrication System Model for Sump Oil Temperature Prediction,”"

SAE2001-01-1073.

2. Jagadish Sorab and Stefan Korcek, “Surface and Engine Oil Effects on Journal Bearing Lubrication,” SAE981408

3. Yu Jiang and Chin-Yuan Perng, 1997, “"An Efficient 3D Transient Computational Model for Vane Oil Pump and Gerotor Oil Pump Simulations,”" SAE 970841.

4. Athavale, M. M. and Singhal, A. K., 2001,

“Numerical Analysis of Cavitating Flows in Rocket Turbopump Elements,” AIAA-2001-3400.