某商用車轉子機油泵噪聲優化的試驗研究

呂建中 張杰 劉名 楊文釗 張輝輝

摘要：本文針對轉子機油泵噪聲異響問題，分析噪聲影響因素，從轉子困油區及泵體強度的角度，運用CFD與試驗對比測試的工具對液壓噪聲與機械噪聲進行了分析對比，卸荷槽與加強筋的優化方案對噪聲降低有明顯效果。

關鍵詞：機油泵;困油;卸荷槽;加強筋

0? 引言

轉子機油泵具有容積效率高、軸向空間便于布置安裝和易集成設計等優點，廣泛應用于小排量發動機。針對轉子機油泵噪聲，行業內主要是從轉子齒廓修形、CFD流場分析的角度對轉子機油泵的噪聲進行分析與研究。在B樣機開發過程中，某4.25L發動機在中高轉速范圍存在“嗡嗡”異響凸顯，經排查為機油泵異響，因此有必要對此異響問題進行研究與分析。

1? 理論基礎

1.1 公式

基頻

式中：n為轉子轉速，r/min;Z為內轉子齒數;i為階次。

1.2 轉子泵噪聲影響因素

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

1.3 困油區

為了保證容積效率，轉子泵的吸油區與壓油區須分割開，在吸油與壓油循環過程中二者是不連通的。在機油泵內外轉子從吸油區運轉至壓油區的過程中，內轉子、外轉子與泵體會逐漸形成封閉的困油區。在困油區體積不斷減少的過程中，由于液體的不可壓縮性及轉子與泵體端面間隙狹小，困油區內工質難以泄掉，困油區內壓力急劇升高，此壓力遠高于泵出口的壓力。隨著困油區運動至壓油區，困油區內工質泄至壓油區，壓力急劇下降，壓力的波動會對轉子形成沖擊，進而產生噪聲。

2? 原車測量

某型4.25L發動機轉子機油泵存在異響，對該車的噪聲進行測量。轉子機油泵的內轉子齒數為4，發動機額定轉速為3200r/min，速比為1.282。

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

3? 優化目標與方案

根據對此轉子機油泵結構及異響因素的初步分析，將消除機油泵“嗡嗡”異響作為優化目標，采取排查機油泵內部流場機油壓力波動及泵體強度的分析策略及優化方案。

4? 仿真分析

4.1 參數設置

根據發動機當前實際工況點，對轉子機油泵進行CFD建模分析，試驗實測的潤滑系統的流量及壓力等參數作為仿真輸入，對困油區域內的機油壓力進行仿真監測，分別對怠速850r/min、大扭矩點2500r/min及額定點3200r/min進行仿真，潤滑油型號15W/40，動力粘度為0.01226kPa·s。

4.2 轉子泵困油區壓力

在發動機怠速850r/min的工況下，泵出口壓力設置為100kPa（相對壓力值），在此工況下轉子泵困油區壓力波動如圖3所示。

根據困油區監測點機油壓力波動數據曲線來看，困油區內機油壓力存在上下波動，其中有一 “尖峰”處的最大機油壓力值可達泵出口機油壓力的350%。有必要對困油區的高壓潤滑油進行疏導，增加泄壓通道，卸荷槽是常使用的方法。

4.3 卸荷槽方案

卸荷槽的布置設計既要實現將困油區內的工質通過卸荷槽泄至低壓區，同時又要避免造成吸油區與壓油區之間的密封泄露影響容積效率。

借助目前的三維輔助設計工具，卸荷槽開設在困油區至壓油區之間，起始位置為困油區體積為最小處，延伸至壓油區，卸荷槽的大小實現對困油區運動軌跡的覆蓋，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，困油區最高壓力降低幅值34～71%。

5? 泵體優化加筋方案

由于機油泵泵體與發動機前端蓋為集成設計，泵腔由泵軸座一分為二，泵體強度不足。

加強筋與泵軸座垂直相交，加強筋的厚度低于泵軸座的1/2，而且遠離轉子端面。

經仿真分析，增加加強筋前后，機油泵流量基本無變化。由于加強筋布置位置在進油低流速區，同時加強筋會起到導流的作用，其引起的阻力損失可忽略不計。

6? 整機噪聲臺架實測

試驗對原轉子泵殼體、加筋后殼體、加卸荷槽后殼體及外接機油泵4種狀態分別進行噪聲測試。其中，外接機油泵方案如圖6所示，此時，整機內部機油泵被拆卸，使用外部設備保證各工況下的流量及壓力。

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

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

7? 結論

①仿真結果表明，卸荷槽對困油區最高壓力的降低可達33～71%。

②卸荷槽對噪聲的優化對一階較為有效，對二階噪聲在部分轉速有效。

③除了降低困油區壓力波動引起的液壓噪聲外，還需進一步降低因泵體結構強度引起的機械噪聲，雙管齊下，1100～1600Hz的噪聲得到降低。

參考文獻：

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

[2]王卓.某轉子式機油泵噪聲試驗研究[J].內燃機與配件，2018（08）.

[3]劉杰.轉子機油泵階次噪聲的優化分析[J].內燃機與配件，2016（11）.

[4]秦炳爽.某轉子式機油泵噪聲分析及改進[J].內燃機與配件，2015（04）.