胡亮，姚敏，許曉穎，呂建中

1.內(nèi)燃機可靠性國家重點實驗室，山東濰坊 261061；2.濰柴動力股份有限公司，山東濰坊 261061；3.山東汽車制造有限公司，山東濰坊 261061

0 引言

機油泵是發(fā)動機潤滑系統(tǒng)的重要部件，工作時受內(nèi)部壓力波動、齒輪嚙合等因素的影響振動噪聲較大，極易引發(fā)噪聲、振動、聲振粗糙度(noise vibration harshness，NVH)問題[1]。機油泵有齒輪式和轉(zhuǎn)子式2類，其中齒輪泵是一種應(yīng)用廣泛的容積式液壓泵，具有結(jié)構(gòu)簡單、體積小、工作可靠、自吸能力強等優(yōu)點，但因具有困油現(xiàn)象，導(dǎo)致壓力、流量脈動大，噪聲大[2-3]。曲秀全等[4]提出了一種通過增加齒輪泵工作齒輪重合度的方法，保證齒輪傳動的連續(xù)性和穩(wěn)定性，降低了沖擊噪聲；楊元謨等[5]設(shè)計了2種解決外嚙合齒輪泵困油現(xiàn)象的新方法，降低了供油壓力脈動，提高了外嚙合齒輪泵容積效率；李玉龍等[6]給出了理想與實際狀態(tài)下機油泵瞬時流量的計算公式，并分析了流量脈動所涉及到的相關(guān)性能指標(biāo)。

某發(fā)動機在開發(fā)階段，怠速運行時油底殼附近有“嗡嗡”噪聲，初步排查確定噪聲來源為機油泵2階次激勵，因此有必要對機油泵內(nèi)部壓力波動進行研究。本文中采用計算流體動力學(xué)(computational fluid dynamics，CFD)對機油泵不同位置的壓力波動進行仿真，重點分析增加卸荷槽后困油區(qū)壓力波動降低情況，并通過臺架試驗驗證降噪效果。

1 機油泵困油現(xiàn)象分析

機油泵振動噪聲是一種復(fù)雜的流-固耦合噪聲[7]，包括困油現(xiàn)象導(dǎo)致的壓力脈動噪聲、氣蝕噪聲、齒輪嚙合沖擊噪聲、機械噪聲等。研究表明，機油泵的振動噪聲和困油現(xiàn)象、機油流量波動存在較大關(guān)系[8]。

機油泵困油區(qū)示意如圖1所示[9]。機油泵泵體內(nèi)裝有1對外嚙合齒輪，為保證供油的連續(xù)性，齒輪重合度應(yīng)大于1[10]，但會導(dǎo)致2對輪齒同時嚙合的情況。由于在2對輪齒嚙合處和兩側(cè)板端面之間形成的閉死容積與齒輪的吸油腔和壓油腔均不相通，即形成圖1虛線部分所示的困油區(qū)。隨著齒輪轉(zhuǎn)動，困油容積發(fā)生周期性變化，使得該區(qū)域內(nèi)機油壓力也發(fā)生周期性變化，出現(xiàn)危害齒輪泵的壓力沖擊、氣蝕、噪聲等現(xiàn)象。機油泵齒輪進入嚙合后，困油容積減小，機油壓力急劇升高，將機油從齒間縫隙中強行擠出，使軸承承受很大的沖擊載荷，并使得機油泵劇烈振動、泵內(nèi)機油發(fā)熱、無功損耗增大；隨著齒輪繼續(xù)轉(zhuǎn)動，困油容積增大并在其內(nèi)部形成局部真空，導(dǎo)致氣蝕，引發(fā)振動噪聲。困油現(xiàn)象形成過程如圖2所示[11]。

圖1 機油泵困油區(qū)

a) 進入嚙合 b) 容積最小 c) 困油膨脹

2 機油泵困油現(xiàn)象動態(tài)仿真

機油泵運轉(zhuǎn)過程中，受流道、機油溫度、機油黏度、含氣量等影響，機油運動狀況非常復(fù)雜，現(xiàn)有試驗手段難以檢測其內(nèi)部流場的真實情況[12]，需要借助仿真軟件盡可能準(zhǔn)確地模擬機油泵內(nèi)部流場特性，分析機油泵的困油特征及頻譜特性，為機油泵優(yōu)化提供支持。

2.1 機油泵流體域幾何建模及場點監(jiān)測

利用CFD軟件建立機油泵三維模型，如圖3所示。機油泵在額定轉(zhuǎn)速為1900 r/min、出油口壓力為588 kPa時的流量不小于167 L/min，齒輪齒數(shù)為9，模數(shù)為9，壓力角為25°，齒輪中心距為54.3 mm。

a)計算流體域及泵外監(jiān)控位置 b) 泵內(nèi)監(jiān)控位置

提取機油泵流體域，主要包括集濾器吸油區(qū)測點1和2，進油區(qū)測點3，困油區(qū)測點4、5、6，出油區(qū)測點7，主油道區(qū)測點8、9，同時忽略安全閥流動區(qū)。計算流體域和具體監(jiān)控位置如圖4所示。

2.2 仿真結(jié)果分析

2.2.1 模型驗證

試驗用機油泵齒輪較少，泵內(nèi)產(chǎn)生湍流流動，存在渦流和回流，因此應(yīng)用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流流動模型，對流體域采用動網(wǎng)格劃分；在模型中設(shè)置齒輪嚙合運動相關(guān)參數(shù)(旋向、轉(zhuǎn)速)；流體機油的密度為842 kg/m3、動力黏度為0.016 Pa·s、機油壓力為101 kPa，泵體材料彈性模量為1.6 GPa；本文中重點關(guān)注低速困油區(qū)壓力波動情況，計算流量、壓力波動時不考慮多相流，機油工作溫度為90 ℃，不考慮傳熱、端面泄露和安全閥的影響。

額定工況(轉(zhuǎn)速為1900 r/min，出油口壓力為588 kPa)和怠速工況(轉(zhuǎn)速為517 r/min，出油口壓力為150 kPa)機油泵機油體積流量仿真計算結(jié)果與試驗臺實測數(shù)據(jù)對比如表1所示。

表1 仿真與試驗臺實測機油體積流量對比 L/min

由表1可知，機油體積流量仿真與試驗結(jié)果基本一致，尤其是額定工況，仿真與試驗結(jié)果的相對偏差為2.1%，仿真模型有效，可用于后續(xù)分析計算。

2.2.2 壓力波動時頻分析

對怠速工況下各測點的壓力波動情況進行仿真計算，分析機油泵異響原因。

怠速工況下，齒輪一個工作周期，測點1的時域、頻域機油壓力波動如圖5所示。

a)時域 b) 頻域

由圖5可知：齒輪一個工作周期，時域下位置1處的壓力波動9次，波動幅值較小；頻域下位置1處的壓力波動以1階次為主。測點2、3、7、8、9的壓力波動仿真結(jié)果與測點1相似。

怠速工況下，困油區(qū)測點5的時域、頻域機油壓力波動如圖6所示。

a)時域 b) 頻域

由圖6可知：困油區(qū)測點5在齒輪每工作周期中機油壓力波動18次，波動幅值較大；頻域下壓力波動以2階次為主，與臺架試驗“嗡嗡”響聲激勵階次一致。困油區(qū)測點4、6的壓力波動仿真結(jié)果與測點5相同，因此可以判定機油泵異響的主要原因為困油區(qū)壓力波動過大。

3 優(yōu)化與臺架試驗驗證

3.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

由于該機油泵端蓋只設(shè)計了潤滑油槽，因此考慮增加卸荷槽，參考對標(biāo)競品和其他設(shè)計資料，確定采用非對稱漸開線月牙卸荷槽結(jié)構(gòu)，如圖7中紅圈所示。在齒輪嚙合過程中，卸荷槽可保證困油體積壓縮時有足夠的卸荷容積，在膨脹時能及時充油，最大程度減小困油區(qū)壓力波動。

圖7 漸開線月牙非對稱卸荷槽

增加卸荷槽后的機油泵仿真壓力分布如圖8所示。由圖8可知，機油壓力主要集中在困油區(qū)的壓油腔內(nèi)。增加卸荷槽后機油泵剖面流線仿真結(jié)果如圖9所示。由圖9可知，隨著齒輪嚙合，困油區(qū)壓油腔的困油從月牙槽中泄出，壓力得到釋放，擴張腔從吸油腔中補油，減輕了困油區(qū)壓力波動。增加卸荷槽后，怠速工況下的機油體積流量略有增加，由45.6 L/min增加至45.63 L/min。

圖8 增加卸荷槽后機油泵壓力分布 圖9 增加卸荷槽后機油泵內(nèi)部流線分析

對困油區(qū)測點4、5、6的壓力波動進行統(tǒng)計，結(jié)果如表2所示。由表2可知，增加卸荷槽后，困油區(qū)的最大壓力和壓力波動率均大幅下降。

表2 困油區(qū)測點4～6壓力波動統(tǒng)計

3.2 臺架試驗驗證

控制機油溫度為90 ℃，對增加卸荷槽的機油泵進行臺架試驗，測試其振動、噪聲。原結(jié)構(gòu)和增加卸荷槽后機油泵2階次近場噪聲對比如圖10所示。由圖10可知，增加卸荷槽后，機油泵不同轉(zhuǎn)速下的2階次噪聲均有不同程度下降，轉(zhuǎn)速1500 r/min時噪聲降低5.0 dB，其他轉(zhuǎn)速時降低0.8～2.0 dB。

圖10 卸荷槽機油泵試驗臺架2階次噪聲對比

4 結(jié)論

以某外嚙合機油泵為研究對象，通過理論分析和數(shù)值仿真分析噪聲產(chǎn)生原因，尋找解決方案，通過臺架驗證降噪效果。

1)建立機油泵CFD三維模型預(yù)測機油泵體積流量，并與試驗臺架試驗值進行比較，相對偏差為2.1%，計算模型準(zhǔn)確可靠。

2)對機油泵一個工作周期內(nèi)不同測點進行壓力波動時域、頻域分析，確定困油區(qū)壓力波動最嚴(yán)重，且2階次波動貢獻最大，是造成機油泵噪聲過大的主要原因。

3)在機油泵端面增加非對稱漸開線月牙卸荷槽。仿真結(jié)果表明增加卸荷槽后困油區(qū)壓力波動大幅降低。臺架試驗結(jié)果表明，增加卸荷槽后:1)困油區(qū)最大壓力和壓力波動率大幅下降；2)機油泵不同轉(zhuǎn)速下的2階次噪聲均有不同程度下降，轉(zhuǎn)速為1500 r/min時噪聲降低5.0 dB，其他測點轉(zhuǎn)速的噪聲降低0.8～2.0 dB，降噪效果比較明顯。