呂建中 張杰 劉名 楊文釗 張輝輝

摘要：本文針對轉(zhuǎn)子機(jī)油泵噪聲異響問題，分析噪聲影響因素，從轉(zhuǎn)子困油區(qū)及泵體強(qiáng)度的角度，運(yùn)用CFD與試驗(yàn)對比測試的工具對液壓噪聲與機(jī)械噪聲進(jìn)行了分析對比，卸荷槽與加強(qiáng)筋的優(yōu)化方案對噪聲降低有明顯效果。

關(guān)鍵詞：機(jī)油泵;困油;卸荷槽;加強(qiáng)筋

0? 引言

轉(zhuǎn)子機(jī)油泵具有容積效率高、軸向空間便于布置安裝和易集成設(shè)計等優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于小排量發(fā)動機(jī)。針對轉(zhuǎn)子機(jī)油泵噪聲，行業(yè)內(nèi)主要是從轉(zhuǎn)子齒廓修形、CFD流場分析的角度對轉(zhuǎn)子機(jī)油泵的噪聲進(jìn)行分析與研究。在B樣機(jī)開發(fā)過程中，某4.25L發(fā)動機(jī)在中高轉(zhuǎn)速范圍存在“嗡嗡”異響凸顯，經(jīng)排查為機(jī)油泵異響，因此有必要對此異響問題進(jìn)行研究與分析。

1? 理論基礎(chǔ)

1.1 公式

基頻

式中：n為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速，r/min;Z為內(nèi)轉(zhuǎn)子齒數(shù);i為階次。

1.2 轉(zhuǎn)子泵噪聲影響因素

機(jī)油泵噪聲主要有空氣噪聲、液壓噪聲與機(jī)械噪聲，實(shí)際工程中機(jī)油泵的主要噪聲形式為液壓噪聲與機(jī)械噪聲。轉(zhuǎn)子機(jī)油泵噪聲的影響因素有：齒數(shù)、泵體強(qiáng)度、轉(zhuǎn)子齒型精度、死區(qū)困油、驅(qū)動齒輪加工精度。轉(zhuǎn)子泵齒數(shù)越多，泵油脈動越均勻，轉(zhuǎn)子間的沖擊也越小。轉(zhuǎn)子材料常為粉末冶金，粉末冶金制造的工藝參數(shù)也影響齒廓的型線成型質(zhì)量，進(jìn)而影響轉(zhuǎn)子嚙合噪聲。由于粉末冶金材料的疲勞接觸強(qiáng)度要低于鋼齒，加之潤滑油的清潔度差，金屬異物將造成齒廓的異常磨損，也會噪聲轉(zhuǎn)子泵異響。機(jī)油泵內(nèi)部液壓劇烈波動會造成液壓沖擊，進(jìn)而引起噪聲。泵體強(qiáng)度不足將引起泵體在某個工況下的共振，同時由于泵體對轉(zhuǎn)子的支撐不足將造成內(nèi)外轉(zhuǎn)子的嚙合間隙變化，進(jìn)而產(chǎn)生機(jī)械沖擊及機(jī)械噪聲[1～4]。

1.3 困油區(qū)

為了保證容積效率，轉(zhuǎn)子泵的吸油區(qū)與壓油區(qū)須分割開，在吸油與壓油循環(huán)過程中二者是不連通的。在機(jī)油泵內(nèi)外轉(zhuǎn)子從吸油區(qū)運(yùn)轉(zhuǎn)至壓油區(qū)的過程中，內(nèi)轉(zhuǎn)子、外轉(zhuǎn)子與泵體會逐漸形成封閉的困油區(qū)。在困油區(qū)體積不斷減少的過程中，由于液體的不可壓縮性及轉(zhuǎn)子與泵體端面間隙狹小，困油區(qū)內(nèi)工質(zhì)難以泄掉，困油區(qū)內(nèi)壓力急劇升高，此壓力遠(yuǎn)高于泵出口的壓力。隨著困油區(qū)運(yùn)動至壓油區(qū)，困油區(qū)內(nèi)工質(zhì)泄至壓油區(qū)，壓力急劇下降，壓力的波動會對轉(zhuǎn)子形成沖擊，進(jìn)而產(chǎn)生噪聲。

2? 原車測量

某型4.25L發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子機(jī)油泵存在異響，對該車的噪聲進(jìn)行測量。轉(zhuǎn)子機(jī)油泵的內(nèi)轉(zhuǎn)子齒數(shù)為4，發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)速為3200r/min，速比為1.282。

從color-map圖來看，機(jī)油泵異響主要分布在中高轉(zhuǎn)速范圍，從階次分析來看，異響主要分布在1100～1600Hz。

3? 優(yōu)化目標(biāo)與方案

根據(jù)對此轉(zhuǎn)子機(jī)油泵結(jié)構(gòu)及異響因素的初步分析，將消除機(jī)油泵“嗡嗡”異響作為優(yōu)化目標(biāo)，采取排查機(jī)油泵內(nèi)部流場機(jī)油壓力波動及泵體強(qiáng)度的分析策略及優(yōu)化方案。

4? 仿真分析

4.1 參數(shù)設(shè)置

根據(jù)發(fā)動機(jī)當(dāng)前實(shí)際工況點(diǎn)，對轉(zhuǎn)子機(jī)油泵進(jìn)行CFD建模分析，試驗(yàn)實(shí)測的潤滑系統(tǒng)的流量及壓力等參數(shù)作為仿真輸入，對困油區(qū)域內(nèi)的機(jī)油壓力進(jìn)行仿真監(jiān)測，分別對怠速850r/min、大扭矩點(diǎn)2500r/min及額定點(diǎn)3200r/min進(jìn)行仿真，潤滑油型號15W/40，動力粘度為0.01226kPa·s。

4.2 轉(zhuǎn)子泵困油區(qū)壓力

在發(fā)動機(jī)怠速850r/min的工況下，泵出口壓力設(shè)置為100kPa（相對壓力值），在此工況下轉(zhuǎn)子泵困油區(qū)壓力波動如圖3所示。

根據(jù)困油區(qū)監(jiān)測點(diǎn)機(jī)油壓力波動數(shù)據(jù)曲線來看，困油區(qū)內(nèi)機(jī)油壓力存在上下波動，其中有一 “尖峰”處的最大機(jī)油壓力值可達(dá)泵出口機(jī)油壓力的350%。有必要對困油區(qū)的高壓潤滑油進(jìn)行疏導(dǎo)，增加泄壓通道，卸荷槽是常使用的方法。

4.3 卸荷槽方案

卸荷槽的布置設(shè)計既要實(shí)現(xiàn)將困油區(qū)內(nèi)的工質(zhì)通過卸荷槽泄至低壓區(qū)，同時又要避免造成吸油區(qū)與壓油區(qū)之間的密封泄露影響容積效率。

借助目前的三維輔助設(shè)計工具，卸荷槽開設(shè)在困油區(qū)至壓油區(qū)之間，起始位置為困油區(qū)體積為最小處，延伸至壓油區(qū)，卸荷槽的大小實(shí)現(xiàn)對困油區(qū)運(yùn)動軌跡的覆蓋，泵體與泵蓋的卸荷槽對稱布置。

卸荷槽深度取0.5·Z，值為2mm。

4.4 仿真對比

對增加卸荷槽后的，困油區(qū)最高壓力降低幅值34～71%。

5? 泵體優(yōu)化加筋方案

由于機(jī)油泵泵體與發(fā)動機(jī)前端蓋為集成設(shè)計，泵腔由泵軸座一分為二，泵體強(qiáng)度不足。

加強(qiáng)筋與泵軸座垂直相交，加強(qiáng)筋的厚度低于泵軸座的1/2，而且遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)子端面。

經(jīng)仿真分析，增加加強(qiáng)筋前后，機(jī)油泵流量基本無變化。由于加強(qiáng)筋布置位置在進(jìn)油低流速區(qū)，同時加強(qiáng)筋會起到導(dǎo)流的作用，其引起的阻力損失可忽略不計。

6? 整機(jī)噪聲臺架實(shí)測

試驗(yàn)對原轉(zhuǎn)子泵殼體、加筋后殼體、加卸荷槽后殼體及外接機(jī)油泵4種狀態(tài)分別進(jìn)行噪聲測試。其中，外接機(jī)油泵方案如圖6所示，此時，整機(jī)內(nèi)部機(jī)油泵被拆卸，使用外部設(shè)備保證各工況下的流量及壓力。

整機(jī)噪聲測試結(jié)果如圖7所示，在發(fā)動機(jī)800～1800r/min的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，增加加強(qiáng)筋優(yōu)化殼體后的方案，對除900r/min、1300r/min轉(zhuǎn)速外的噪聲均有所降低。在此基礎(chǔ)上增加卸荷槽后，除1600r/min外各轉(zhuǎn)速下的噪聲均有所降低，而且效果明顯。同時，從使用外接機(jī)油泵方案來看，在低于1400r/min時，增加加強(qiáng)筋與增加卸荷槽的機(jī)油泵方案聲壓曲線降噪效果與外接機(jī)油泵時的基本重合。

通過對整車的color-map圖進(jìn)行分析，從階次分布來看，1100～1600Hz的噪聲得到降低。

7? 結(jié)論

①仿真結(jié)果表明，卸荷槽對困油區(qū)最高壓力的降低可達(dá)33～71%。

②卸荷槽對噪聲的優(yōu)化對一階較為有效，對二階噪聲在部分轉(zhuǎn)速有效。

③除了降低困油區(qū)壓力波動引起的液壓噪聲外，還需進(jìn)一步降低因泵體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度引起的機(jī)械噪聲，雙管齊下，1100～1600Hz的噪聲得到降低。

參考文獻(xiàn)：

[1]沈棟平.擺線泵CFD模擬分析[J].CAD/CAM與制造業(yè)信息化，2011（09）.

[2]王卓.某轉(zhuǎn)子式機(jī)油泵噪聲試驗(yàn)研究[J].內(nèi)燃機(jī)與配件，2018（08）.

[3]劉杰.轉(zhuǎn)子機(jī)油泵階次噪聲的優(yōu)化分析[J].內(nèi)燃機(jī)與配件，2016（11）.

[4]秦炳爽.某轉(zhuǎn)子式機(jī)油泵噪聲分析及改進(jìn)[J].內(nèi)燃機(jī)與配件，2015（04）.