胡亮，姚敏，許曉穎，呂建中

1.內(nèi)燃機(jī)可靠性國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，山東濰坊 261061；2.濰柴動(dòng)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(jī)油泵是發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)的重要部件，工作時(shí)受內(nèi)部壓力波動(dòng)、齒輪嚙合等因素的影響振動(dòng)噪聲較大，極易引發(fā)噪聲、振動(dòng)、聲振粗糙度(noise vibration harshness，NVH)問(wèn)題[1]。機(jī)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(jiǎn)單、體積小、工作可靠、自吸能力強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)，但因具有困油現(xiàn)象，導(dǎo)致壓力、流量脈動(dòng)大，噪聲大[2-3]。曲秀全等[4]提出了一種通過(guò)增加齒輪泵工作齒輪重合度的方法，保證齒輪傳動(dòng)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(jì)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(dòng)，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(shí)際狀態(tài)下機(jī)油泵瞬時(shí)流量的計(jì)算公式，并分析了流量脈動(dòng)所涉及到的相關(guān)性能指標(biāo)。

某發(fā)動(dòng)機(jī)在開(kāi)發(fā)階段，怠速運(yùn)行時(shí)油底殼附近有“嗡嗡”噪聲，初步排查確定噪聲來(lái)源為機(jī)油泵2階次激勵(lì)，因此有必要對(duì)機(jī)油泵內(nèi)部壓力波動(dòng)進(jìn)行研究。本文中采用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(computational fluid dynamics，CFD)對(duì)機(jī)油泵不同位置的壓力波動(dòng)進(jìn)行仿真，重點(diǎn)分析增加卸荷槽后困油區(qū)壓力波動(dòng)降低情況，并通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證降噪效果。

1 機(jī)油泵困油現(xiàn)象分析

機(jī)油泵振動(dòng)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(dòng)噪聲、氣蝕噪聲、齒輪嚙合沖擊噪聲、機(jī)械噪聲等。研究表明，機(jī)油泵的振動(dòng)噪聲和困油現(xiàn)象、機(jī)油流量波動(dòng)存在較大關(guān)系[8]。

機(jī)油泵困油區(qū)示意如圖1所示[9]。機(jī)油泵泵體內(nèi)裝有1對(duì)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(huì)導(dǎo)致2對(duì)輪齒同時(shí)嚙合的情況。由于在2對(duì)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(dòng)，困油容積發(fā)生周期性變化，使得該區(qū)域內(nèi)機(jī)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(jī)油泵齒輪進(jìn)入嚙合后，困油容積減小，機(jī)油壓力急劇升高，將機(jī)油從齒間縫隙中強(qiáng)行擠出，使軸承承受很大的沖擊載荷，并使得機(jī)油泵劇烈振動(dòng)、泵內(nèi)機(jī)油發(fā)熱、無(wú)功損耗增大；隨著齒輪繼續(xù)轉(zhuǎn)動(dòng)，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(dòng)噪聲。困油現(xiàn)象形成過(guò)程如圖2所示[11]。

圖1 機(jī)油泵困油區(qū)

a) 進(jìn)入嚙合 b) 容積最小 c) 困油膨脹

2 機(jī)油泵困油現(xiàn)象動(dòng)態(tài)仿真

機(jī)油泵運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，受流道、機(jī)油溫度、機(jī)油黏度、含氣量等影響，機(jī)油運(yùn)動(dòng)狀況非常復(fù)雜，現(xiàn)有試驗(yàn)手段難以檢測(cè)其內(nèi)部流場(chǎng)的真實(shí)情況[12]，需要借助仿真軟件盡可能準(zhǔn)確地模擬機(jī)油泵內(nèi)部流場(chǎng)特性，分析機(jī)油泵的困油特征及頻譜特性，為機(jī)油泵優(yōu)化提供支持。

2.1 機(jī)油泵流體域幾何建模及場(chǎng)點(diǎn)監(jiān)測(cè)

利用CFD軟件建立機(jī)油泵三維模型，如圖3所示。機(jī)油泵在額定轉(zhuǎn)速為1900 r/min、出油口壓力為588 kPa時(shí)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(jì)算流體域及泵外監(jiān)控位置 b) 泵內(nèi)監(jiān)控位置

提取機(jī)油泵流體域，主要包括集濾器吸油區(qū)測(cè)點(diǎn)1和2，進(jìn)油區(qū)測(cè)點(diǎn)3，困油區(qū)測(cè)點(diǎn)4、5、6，出油區(qū)測(cè)點(diǎn)7，主油道區(qū)測(cè)點(diǎn)8、9，同時(shí)忽略安全閥流動(dòng)區(qū)。計(jì)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(yàn)證

試驗(yàn)用機(jī)油泵齒輪較少，泵內(nèi)產(chǎn)生湍流流動(dòng)，存在渦流和回流，因此應(yīng)用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流流動(dòng)模型，對(duì)流體域采用動(dòng)網(wǎng)格劃分；在模型中設(shè)置齒輪嚙合運(yùn)動(dòng)相關(guān)參數(shù)(旋向、轉(zhuǎn)速)；流體機(jī)油的密度為842 kg/m3、動(dòng)力黏度為0.016 Pa·s、機(jī)油壓力為101 kPa，泵體材料彈性模量為1.6 GPa；本文中重點(diǎn)關(guān)注低速困油區(qū)壓力波動(dòng)情況，計(jì)算流量、壓力波動(dòng)時(shí)不考慮多相流，機(jī)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(jī)油泵機(jī)油體積流量仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)臺(tái)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)對(duì)比如表1所示。

表1 仿真與試驗(yàn)臺(tái)實(shí)測(cè)機(jī)油體積流量對(duì)比 L/min

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

2.2.2 壓力波動(dòng)時(shí)頻分析

對(duì)怠速工況下各測(cè)點(diǎn)的壓力波動(dòng)情況進(jìn)行仿真計(jì)算，分析機(jī)油泵異響原因。

怠速工況下，齒輪一個(gè)工作周期，測(cè)點(diǎn)1的時(shí)域、頻域機(jī)油壓力波動(dòng)如圖5所示。

a)時(shí)域 b) 頻域

由圖5可知：齒輪一個(gè)工作周期，時(shí)域下位置1處的壓力波動(dòng)9次，波動(dòng)幅值較??；頻域下位置1處的壓力波動(dòng)以1階次為主。測(cè)點(diǎn)2、3、7、8、9的壓力波動(dòng)仿真結(jié)果與測(cè)點(diǎn)1相似。

怠速工況下，困油區(qū)測(cè)點(diǎn)5的時(shí)域、頻域機(jī)油壓力波動(dòng)如圖6所示。

a)時(shí)域 b) 頻域

由圖6可知：困油區(qū)測(cè)點(diǎn)5在齒輪每工作周期中機(jī)油壓力波動(dòng)18次，波動(dòng)幅值較大；頻域下壓力波動(dòng)以2階次為主，與臺(tái)架試驗(yàn)“嗡嗡”響聲激勵(lì)階次一致。困油區(qū)測(cè)點(diǎn)4、6的壓力波動(dòng)仿真結(jié)果與測(cè)點(diǎn)5相同，因此可以判定機(jī)油泵異響的主要原因?yàn)槔в蛥^(qū)壓力波動(dòng)過(guò)大。

3 優(yōu)化與臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

由于該機(jī)油泵端蓋只設(shè)計(jì)了潤(rùn)滑油槽，因此考慮增加卸荷槽，參考對(duì)標(biāo)競(jìng)品和其他設(shè)計(jì)資料，確定采用非對(duì)稱漸開(kāi)線月牙卸荷槽結(jié)構(gòu)，如圖7中紅圈所示。在齒輪嚙合過(guò)程中，卸荷槽可保證困油體積壓縮時(shí)有足夠的卸荷容積，在膨脹時(shí)能及時(shí)充油，最大程度減小困油區(qū)壓力波動(dòng)。

圖7 漸開(kāi)線月牙非對(duì)稱卸荷槽

增加卸荷槽后的機(jī)油泵仿真壓力分布如圖8所示。由圖8可知，機(jī)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(jī)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(kuò)張腔從吸油腔中補(bǔ)油，減輕了困油區(qū)壓力波動(dòng)。增加卸荷槽后，怠速工況下的機(jī)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(jī)油泵壓力分布 圖9 增加卸荷槽后機(jī)油泵內(nèi)部流線分析

對(duì)困油區(qū)測(cè)點(diǎn)4、5、6的壓力波動(dòng)進(jìn)行統(tǒng)計(jì)，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(dòng)率均大幅下降。

表2 困油區(qū)測(cè)點(diǎn)4～6壓力波動(dòng)統(tǒng)計(jì)

3.2 臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證

控制機(jī)油溫度為90 ℃，對(duì)增加卸荷槽的機(jī)油泵進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)，測(cè)試其振動(dòng)、噪聲。原結(jié)構(gòu)和增加卸荷槽后機(jī)油泵2階次近場(chǎng)噪聲對(duì)比如圖10所示。由圖10可知，增加卸荷槽后，機(jī)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(shí)噪聲降低5.0 dB，其他轉(zhuǎn)速時(shí)降低0.8～2.0 dB。

圖10 卸荷槽機(jī)油泵試驗(yàn)臺(tái)架2階次噪聲對(duì)比

4 結(jié)論

以某外嚙合機(jī)油泵為研究對(duì)象，通過(guò)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(guò)臺(tái)架驗(yàn)證降噪效果。

1)建立機(jī)油泵CFD三維模型預(yù)測(cè)機(jī)油泵體積流量，并與試驗(yàn)臺(tái)架試驗(yàn)值進(jìn)行比較，相對(duì)偏差為2.1%，計(jì)算模型準(zhǔn)確可靠。

2)對(duì)機(jī)油泵一個(gè)工作周期內(nèi)不同測(cè)點(diǎn)進(jìn)行壓力波動(dòng)時(shí)域、頻域分析，確定困油區(qū)壓力波動(dòng)最嚴(yán)重，且2階次波動(dòng)貢獻(xiàn)最大，是造成機(jī)油泵噪聲過(guò)大的主要原因。

3)在機(jī)油泵端面增加非對(duì)稱漸開(kāi)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(dòng)大幅降低。臺(tái)架試驗(yàn)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(dòng)率大幅下降；2)機(jī)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(shí)噪聲降低5.0 dB，其他測(cè)點(diǎn)轉(zhuǎn)速的噪聲降低0.8～2.0 dB，降噪效果比較明顯。