賀尚紅 肖仕軒 劉祥 劉光明 田清

(1.長沙理工大學(xué) 工程車輛安全性設(shè)計(jì)與可靠性技術(shù)湖南省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖南 長沙 410114；2.湖南機(jī)油泵股份有限公司，湖南 衡陽 421400)

機(jī)油泵作為發(fā)動(dòng)機(jī)潤滑系統(tǒng)的動(dòng)力源，是由通用的容積式液壓泵演變而來的，其作用是向發(fā)動(dòng)機(jī)各潤滑部位提供一定壓力和流量的機(jī)油，并保證機(jī)油在潤滑系統(tǒng)中連續(xù)循環(huán)。近年來，隨著人們對(duì)汽車環(huán)保性、舒適性的需求不斷增長，葉片式機(jī)油泵以其結(jié)構(gòu)緊湊、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪音較低以及易實(shí)現(xiàn)變排量等優(yōu)點(diǎn)，在乘用車中得到了廣泛的應(yīng)用。

馮濤等[1]利用四端網(wǎng)絡(luò)的測量分析方法研制了離心泵水動(dòng)力噪聲測試系統(tǒng)，通過試驗(yàn)得出了離心泵沿管路傳播的水動(dòng)力學(xué)噪聲與泵軸轉(zhuǎn)速頻率的關(guān)系。袁壽其等[2]通過試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)離心泵葉片通過頻率是壓力脈動(dòng)和流動(dòng)噪聲的主頻。劉厚林等[3]研究了葉輪出口寬度對(duì)離心泵流動(dòng)誘導(dǎo)振動(dòng)噪聲的影響。王勇等[4]研究了葉片數(shù)對(duì)離心泵空化誘導(dǎo)振動(dòng)噪聲的影響。牟介剛等[5]研究了隔舌對(duì)離心泵內(nèi)流場的影響。楊元模等[6]對(duì)轉(zhuǎn)子式機(jī)油泵進(jìn)行了試驗(yàn)研究，發(fā)現(xiàn)通過改善進(jìn)、出油槽結(jié)構(gòu)和在出油口增加穩(wěn)壓閥，可明顯提高機(jī)油泵容積效率，同時(shí)大大降低機(jī)油泵振動(dòng)和噪聲。龔金科等[7]對(duì)轉(zhuǎn)子式機(jī)油泵進(jìn)行了內(nèi)流場數(shù)值模擬，研究發(fā)現(xiàn)卸荷槽不僅可以緩解機(jī)油泵內(nèi)部壓力負(fù)荷，而且可以將高壓區(qū)域的機(jī)油導(dǎo)入出口部分，從而降低壓力脈動(dòng)。Moetakef等[8]對(duì)轉(zhuǎn)子式機(jī)油泵產(chǎn)生的單音噪聲進(jìn)行了研究。黃新良等[9]對(duì)變排量齒輪式機(jī)油泵進(jìn)行流體動(dòng)力學(xué)(CFD)分析，得出進(jìn)油腔齒輪嚙合處易發(fā)生空化現(xiàn)象，產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲。曾慶敦等[10]對(duì)外嚙合非圓齒輪泵進(jìn)行了穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬，提出了一種新型并聯(lián)卵型齒輪泵，能夠?qū)崿F(xiàn)流量補(bǔ)償，降低流量脈動(dòng)。Wang等[11]對(duì)變排量葉片式機(jī)油泵內(nèi)流場進(jìn)行了數(shù)值模擬，得到不同變排量工況下的仿真數(shù)據(jù)。白長安等[12]對(duì)變排量葉片式機(jī)油泵進(jìn)行CFD分析，預(yù)測可能產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲的區(qū)域，通過增大進(jìn)油口面積改善空化現(xiàn)象，進(jìn)而明顯降低噪聲。Zouani等[13]研究了卸荷槽對(duì)變排量葉片式機(jī)油泵噪聲的影響。Jenkins等[14]通過葉片泵集中參數(shù)建模，研究了其控制系統(tǒng)的穩(wěn)定性。

上述泵類的相關(guān)研究為機(jī)油泵內(nèi)流場分析和減振降噪提供了參考。由于目前國內(nèi)相關(guān)學(xué)者對(duì)葉片式機(jī)油泵的研究較少，鮮有對(duì)葉片式機(jī)油泵葉片間距的研究。文中以某公司某型葉片式機(jī)油泵為研究對(duì)象，采用CFD仿真分析和試驗(yàn)相結(jié)合的方法，對(duì)比分析了等分與非等分葉片間距對(duì)葉片式機(jī)油泵的內(nèi)流場壓力脈動(dòng)及噪聲的影響，以期為葉片式機(jī)油泵噪聲特性評(píng)估及結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

1 設(shè)計(jì)原理與方案

1.1 設(shè)計(jì)原理

文中研究的是一款變排量葉片式機(jī)油泵，主要由泵體、轉(zhuǎn)子、葉片、定子、變量彈簧等零件組成，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。葉片式機(jī)油泵轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)時(shí)，葉片在離心力的作用下，葉片尖部緊貼在定子內(nèi)表面。兩個(gè)葉片與轉(zhuǎn)子外表面和定子內(nèi)表面所構(gòu)成的工作容積，先由小到大吸油后再由大到小排油，當(dāng)葉片旋轉(zhuǎn)一周時(shí)，完成吸油與排油。

圖1變排量葉片式機(jī)油泵結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structure of variable displacement vane pump

該機(jī)油泵為機(jī)械閥控制的單腔變排量葉片式機(jī)油泵，通過反饋油腔的壓力變化控制轉(zhuǎn)子中心與定子中心的偏心距，從而實(shí)現(xiàn)排量變化。反饋油腔與機(jī)油泵出油口相通，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)油泵工作時(shí)，在泵出口壓力達(dá)到預(yù)設(shè)變量壓力之前，定子在彈簧預(yù)緊力作用下處于偏心距最大位置，機(jī)油泵排量恒定，即為最大排量；當(dāng)機(jī)油泵泵出口壓力升高時(shí)，反饋油腔的壓力也升高，從而推動(dòng)定子向偏心距減小的方向移動(dòng)，達(dá)到新的平衡，實(shí)現(xiàn)排量減小。該變排量葉片式機(jī)油泵排量為10.0～15.5 mL/r，變量開啟壓力為250 kPa，變量終止壓力為310 kPa。

1.2 葉片間距方案

流體噪聲是葉片式機(jī)油泵噪聲的主要來源之一，機(jī)油在葉片式機(jī)油泵內(nèi)周期運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的壓力脈動(dòng)，導(dǎo)致了振動(dòng)和噪聲的產(chǎn)生。為了降低這種噪聲水平，Zouani等[15]采用了不同的轉(zhuǎn)子幾何形狀和葉片間距，利用遺傳算法進(jìn)行了多目標(biāo)優(yōu)化并驗(yàn)證，給出了變排量葉片式機(jī)油泵葉片間距的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：對(duì)于葉片數(shù)為n(n=7，9，11)的葉片式機(jī)油泵，其轉(zhuǎn)子的葉片槽之間的n個(gè)夾角有1個(gè)夾角約為360/n°，有(n-1)/2個(gè)夾角大于360/n°，其余組(n-1)/2個(gè)夾角小于360/n°，n個(gè)夾角之和為360°，以實(shí)現(xiàn)更好的NVH性能。

與傳統(tǒng)等分葉片間距設(shè)計(jì)不同，采用非等分葉片間距設(shè)計(jì)的葉片式機(jī)油泵在工作時(shí)產(chǎn)生的流量脈動(dòng)和壓力波動(dòng)以不規(guī)則的時(shí)間間隔發(fā)射，相當(dāng)于脈動(dòng)能量峰值散布在各個(gè)基頻倍數(shù)頻率附近。

文中研究對(duì)象是一款葉片數(shù)為7的葉片式機(jī)油泵，由于葉片間夾角度數(shù)的選擇受到葉片式機(jī)油泵本身性能和耐久性的限制，該葉片式機(jī)油泵葉片間的夾角角度范圍為49°～54°。圖2為該葉片間距示意圖，葉片間距具體配置如下：b1=51.4°，b2=54.0°，b3=49.0°，b4=50.5°，b5=49.0°，b6=54.0°，b7=52.1°。

圖2 葉片間距示意圖Fig.2 Schematic diagram of vane spacing

2 數(shù)值模擬

2.1 控制方程及計(jì)算方法

機(jī)油泵內(nèi)流場的流體運(yùn)動(dòng)需要滿足連續(xù)性方程、動(dòng)量方程等基本控制方程。機(jī)油泵內(nèi)流場流體運(yùn)動(dòng)基本控制方程采用SIMPLEC算法求解三維不可壓縮雷諾平均的Navier-Stokes方程[16]：

(1)

(2)

式中，ρ為密度，t為時(shí)間，p為壓力，xi、xj為坐標(biāo)分量,ui、uj為速度分量，μ為黏性系數(shù)，F(xiàn)i為體積力分量。

葉片式機(jī)油泵內(nèi)部流動(dòng)以湍流為主，文中采用RNGk-ε湍流模型計(jì)算葉片式機(jī)油泵非定常流動(dòng)，其控制方程如下[17]：

(3)

(4)

2.2 內(nèi)流場數(shù)值模擬

利用泵閥類專業(yè)軟件Pumplinx對(duì)該葉片式機(jī)油泵的內(nèi)部流場模型進(jìn)行CFD分析，將內(nèi)流場模型的“stl”格式文件導(dǎo)入Pumplinx中。葉片式機(jī)油泵內(nèi)流場模型如圖3所示。先按分割非聯(lián)通區(qū)域操作，獲得進(jìn)油段、出油段和轉(zhuǎn)子工作區(qū)域?qū)嶓w；再按角度分割每個(gè)實(shí)體，得到需要定義的截面，如轉(zhuǎn)子腔面、進(jìn)油面、出油面和交互面等；然后按照葉片式機(jī)油泵的類型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，對(duì)每個(gè)交互面進(jìn)行適當(dāng)?shù)木W(wǎng)格加密，最后得到流體域的計(jì)算網(wǎng)格數(shù)約50萬。

圖3 葉片式機(jī)油泵內(nèi)部流場模型Fig.3 Internal flow field model of vane oil pump

考慮機(jī)油泵試驗(yàn)臺(tái)架上截止閥到泵進(jìn)出口有一段距離，在內(nèi)流場模型中將進(jìn)油口和出油口進(jìn)行了適當(dāng)?shù)难娱L。由于機(jī)油泵實(shí)際工作時(shí)進(jìn)油口處會(huì)形成一定的負(fù)壓，故設(shè)置進(jìn)油口壓力比標(biāo)準(zhǔn)大氣壓低10 kPa，出油口壓力為240 kPa，以更真實(shí)地模擬內(nèi)流場的壓力情況。對(duì)流體域模型進(jìn)行適當(dāng)?shù)膬?yōu)化，去除部分倒角?？紤]徑向間隙和端面間隙的影響，葉片頂尖與定子內(nèi)徑之間的徑向間隙為0.07 mm，轉(zhuǎn)子、葉片與泵體、泵蓋的端面間隙為0.03 mm。設(shè)定流體介質(zhì)和工作狀況等參數(shù)，其中油液溫度為90 ℃，油液密度為807 kg/m3，油液動(dòng)力黏度為0.009 698 5 Pa·s。

采用設(shè)置監(jiān)測點(diǎn)的方法仿真葉片式機(jī)油泵內(nèi)流場壓力脈動(dòng)情況，在出油管道中央距離出口100 mm處設(shè)置監(jiān)測點(diǎn)P1，在壓油腔內(nèi)部距離轉(zhuǎn)子上端面8 mm處設(shè)置監(jiān)測點(diǎn)P2，如圖4示。

圖4 壓力脈動(dòng)監(jiān)測點(diǎn)示意圖Fig.4 Schematic diagram of pressure pulsation monitoring points

3 試驗(yàn)研究

3.1 試驗(yàn)方案

為驗(yàn)證數(shù)值模擬的可靠性和評(píng)價(jià)非等分葉片間距設(shè)計(jì)的各方面性能，根據(jù)其葉片間距方案布置，制造了兩臺(tái)葉片式機(jī)油泵樣機(jī)。除了葉片間距不同，其余各零件皆具有相同設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)及制造工藝。對(duì)兩臺(tái)樣機(jī)在機(jī)油泵綜合性能臺(tái)架上進(jìn)行穩(wěn)態(tài)流量、壓力脈動(dòng)試驗(yàn)和噪聲試驗(yàn)，試驗(yàn)在湖南機(jī)油泵股份有限公司的半消聲試驗(yàn)室進(jìn)行，使用機(jī)油泵性能測試系統(tǒng)和LMS SCADAS Mobile移動(dòng)式數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)進(jìn)行流量、壓力脈動(dòng)和噪聲等數(shù)據(jù)采集。

由于試驗(yàn)條件限制，只對(duì)葉片式機(jī)油泵出口流量和壓力脈動(dòng)進(jìn)行測試。如圖5所示，樣機(jī)通過夾具固定在測試臺(tái)架上，泵出口管路連接兩個(gè)壓力傳感器，其中通過壓力傳感器1連接LMS SCADAS Mobile移動(dòng)式數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)采集壓力脈動(dòng)數(shù)據(jù)，而通過壓力傳感器2連接機(jī)油泵性能測試系統(tǒng)顯示當(dāng)前油壓。試驗(yàn)前先檢查試驗(yàn)室環(huán)境條件和設(shè)備的可靠性，安裝樣機(jī)時(shí)應(yīng)注意鏈條的張緊力，以及泵體、夾具與試驗(yàn)臺(tái)配合的緊密程度，防止外部因素對(duì)試驗(yàn)結(jié)果造成較大誤差。試驗(yàn)用油為5W30機(jī)油，油溫90 ℃。

圖5 試驗(yàn)臺(tái)架及壓力測試系統(tǒng)Fig.5 Test bench and pressure test system

樣泵安裝在固定的測試臺(tái)架上，需保證整個(gè)試驗(yàn)裝置的固有頻率不同于機(jī)油泵的旋轉(zhuǎn)頻率或不發(fā)生任何顯著的諧振。布置4個(gè)噪聲傳感器，分別置于泵體傳動(dòng)軸正前方、正左方、正右方和正上方水平距離1 m處。噪聲測試系統(tǒng)如圖6所示。

圖6 噪聲測試系統(tǒng)Fig.6 Noise test system

3.2 試驗(yàn)步驟

穩(wěn)態(tài)流量、壓力脈動(dòng)試驗(yàn)可以同時(shí)進(jìn)行，具體步驟如下：

(1)打開加熱開關(guān)，使機(jī)油加熱到指定溫度，并使機(jī)油溫度穩(wěn)定；

(2)開啟電機(jī)，讓機(jī)油泵以較低轉(zhuǎn)速工作10 min，使機(jī)油循環(huán)流動(dòng)，同時(shí)再次調(diào)節(jié)機(jī)油溫度到指定溫度，并使機(jī)油溫度穩(wěn)定；

(3)確認(rèn)樣機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)無異常，開始試驗(yàn)，先調(diào)節(jié)泵轉(zhuǎn)速，再通過閥調(diào)節(jié)泵出口壓力進(jìn)行穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)速試驗(yàn)；

(4)分別測試并記錄轉(zhuǎn)速為750、1 500、2 500、3 500、4 500 r/min時(shí)出口壓力為240 kPa工況下的機(jī)油泵流量特性和壓力脈動(dòng)特性。每個(gè)工況測試兩遍，測試時(shí)間為20 s。

噪聲測試具體步驟如下：

(1)測試電機(jī)主軸空轉(zhuǎn)的噪聲(背景噪聲);

(2)啟動(dòng)電機(jī)，調(diào)節(jié)泵轉(zhuǎn)速到750 r/min時(shí)對(duì)應(yīng)調(diào)節(jié)泵出口壓力為100 kPa，設(shè)置軟件測定泵轉(zhuǎn)速在750～4 200 r/min時(shí)的噪聲值，勻加速測試兩遍，測試時(shí)間為100 s。

4 仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果分析

4.1 穩(wěn)態(tài)流量特性

圖7為穩(wěn)態(tài)流量仿真值與試驗(yàn)值對(duì)比，從圖中可以看出，穩(wěn)態(tài)流量仿真值與試驗(yàn)值基本吻合，其中在中低轉(zhuǎn)速下流量仿真值與試驗(yàn)值吻合良好，而在高轉(zhuǎn)速下流量仿真值高于試驗(yàn)值。

圖7 穩(wěn)態(tài)流量仿真值與試驗(yàn)值對(duì)比

Fig.7 Comparison of steady flow between simulation and expe-rimental values

造成此現(xiàn)象的主要原因是機(jī)油泵存在泄漏間隙，較高的試驗(yàn)溫度使試驗(yàn)樣機(jī)的實(shí)際間隙發(fā)生變化，而仿真設(shè)置的間隙是設(shè)計(jì)值，從而使樣機(jī)的泄漏間隙值與仿真值存在偏差；試驗(yàn)時(shí)受到外部因素的影響較多，從而理想的仿真工況下得到的機(jī)油泵容積效率更高，導(dǎo)致流量試驗(yàn)值低于仿真值?？傮w上，仿真模型能較好地反映機(jī)油泵的實(shí)際工作狀況。

4.2 壓力脈動(dòng)特性

4.2.1 壓力脈動(dòng)仿真結(jié)果分析

壓力脈動(dòng)是研究機(jī)油泵綜合性能的一項(xiàng)重要指標(biāo)，壓力脈動(dòng)的大小會(huì)直接影響機(jī)油泵的振動(dòng)和噪聲，進(jìn)而影響機(jī)油泵的壽命。文中考慮葉片間距對(duì)內(nèi)流場壓力脈動(dòng)的影響，分別對(duì)等分和非等分葉片間距的機(jī)油泵內(nèi)流場模型進(jìn)行CFD仿真。

以額定轉(zhuǎn)速2 500 r/min為例，葉片式機(jī)油泵的轉(zhuǎn)頻fr= 41.67 Hz，葉片個(gè)數(shù)為7，則機(jī)油泵的脈動(dòng)基頻f1=7fr=291.69 Hz。為得到影響內(nèi)流場壓力脈動(dòng)波形的主要頻率，將CFD仿真得到的2個(gè)監(jiān)測點(diǎn)壓力脈動(dòng)時(shí)域數(shù)據(jù)進(jìn)行快速傅里葉變換，得到兩種葉片間距時(shí)各監(jiān)測點(diǎn)的壓力脈動(dòng)頻域曲線，如圖8所示。

圖8 壓力脈動(dòng)仿真結(jié)果Fig.8 Simulation results of pressure pulsation

從圖8可以發(fā)現(xiàn)：兩種葉片間距配置情況下，壓力脈動(dòng)頻譜特征規(guī)律相同；各監(jiān)測點(diǎn)的壓力脈動(dòng)能量幅值的主要頻率為基頻、二次諧波和三次諧波，其中基頻的壓力脈動(dòng)能量幅值最大，P1處的二次、三次諧波成分分別約為基頻的65%、50%，P2處的二次諧波成分低于三次諧波；P1處非等分葉片間距配置時(shí)的壓力脈動(dòng)能量幅值的峰值在基頻、二次和三次諧波頻率處較等分葉片間距配置時(shí)分別降低約2.56%、3.55%和10.95%，P2處非等分葉片間距配置時(shí)的壓力脈動(dòng)能量幅值的峰值在基頻、二次和三次諧波頻率處較等分葉片間距配置時(shí)分別降低約2.57%、3.32%和10.93%。故此非等分葉片間距配置能夠降低該葉片式機(jī)油泵基頻倍數(shù)頻率處的壓力脈動(dòng)能量幅值，并且三次諧波明顯降低。

4.2.2 壓力脈動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果分析

由于試驗(yàn)條件限制，只能測試泵出口處的壓力脈動(dòng)情況。試驗(yàn)得到2 500 r/min轉(zhuǎn)速下泵出口壓力為240 kPa時(shí)的壓力脈動(dòng)數(shù)據(jù)，采樣取旋轉(zhuǎn)一個(gè)周期的數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，結(jié)果如圖9所示。

圖9 壓力脈動(dòng)試驗(yàn)結(jié)果Fig.9 Experimental results of pressure pulsation

由圖9可見：在2 500 r/min轉(zhuǎn)速時(shí)，泵出口壓力脈動(dòng)波形具有周期性；非等分葉片間距配置時(shí)的泵出口壓力脈動(dòng)幅值較等分葉片間距配置時(shí)有明顯的下降，壓力脈動(dòng)幅值平均降低約22.06%。

4.3 噪聲試驗(yàn)結(jié)果分析

對(duì)兩臺(tái)樣泵進(jìn)行勻加速噪聲試驗(yàn)，影響葉片式機(jī)油泵噪聲的因素很多，而兩個(gè)樣機(jī)只關(guān)注葉片間距的變化，故本試驗(yàn)關(guān)注基頻倍數(shù)相關(guān)頻率的噪聲值。4個(gè)噪聲傳感器采集得到的機(jī)油泵基頻倍數(shù)相關(guān)頻率的噪聲試驗(yàn)數(shù)據(jù)的平均值如圖10所示。根據(jù)GB/T6882—2008(聲壓法測定噪聲源聲功率級(jí)半消聲室精密法)規(guī)定，背景噪聲級(jí)應(yīng)比機(jī)油泵工作時(shí)的聲壓級(jí)至少低10 dB。將機(jī)油泵從試驗(yàn)臺(tái)拆卸后，測試電機(jī)主軸空轉(zhuǎn)的噪聲，發(fā)現(xiàn)在工況下的噪聲值均低于40 dB，遠(yuǎn)小于機(jī)油泵工作時(shí)的噪聲值，符合國家噪聲測試標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。

圖10 噪聲試驗(yàn)結(jié)果Fig.10 Experimental results of noise

由圖10可知：兩種葉片間距狀態(tài)時(shí)的基頻f1曲線和二次諧波2f1曲線在該工況下的總體趨勢一致，差別不大，分別對(duì)應(yīng)于機(jī)油泵噪聲的基頻和二次諧波；在三次諧波3f1和四次諧波4f1時(shí)，非等分葉片間距配置時(shí)的噪聲比等分葉片間距配置時(shí)分別平均下降了5.8和3.5 dB，且在中等轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)噪聲降低明顯。試驗(yàn)結(jié)果表明，與等分葉片間距配置相比，非等分葉片間距配置能夠降低該機(jī)油泵基頻倍數(shù)相關(guān)頻率的噪聲，對(duì)噪聲三次、四次諧波的降低效果明顯。

5 結(jié)論

(1)將兩種不同葉片間距配置的葉片式機(jī)油泵穩(wěn)態(tài)流量仿真值與試驗(yàn)值進(jìn)行了比較，流量仿真值與試驗(yàn)值基本吻合，驗(yàn)證了湍流模型能夠準(zhǔn)確模擬葉片式機(jī)油泵內(nèi)流場的特性。

(2)通過設(shè)置監(jiān)測點(diǎn)對(duì)兩種葉片間距配置的葉片式機(jī)油泵進(jìn)行CFD分析，發(fā)現(xiàn)該非等分葉片間距配置的機(jī)油泵泵出口、壓油腔內(nèi)部的壓力脈動(dòng)能量幅值較等分葉片間距配置時(shí)在基頻、二次諧波和三次諧波處有所降低，并且在三次諧波處降低明顯，試驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了該非等分葉片間距配置對(duì)降低此泵壓力脈動(dòng)效果顯著。

(3)通過葉片式機(jī)油泵噪聲測試，在機(jī)油泵噪聲頻率成分中，發(fā)現(xiàn)與等分葉片間距配置相比，非等分葉片間距配置時(shí)三次、四次諧波的噪聲值有所下降。