某柴油機噴油泵齒輪扭矩相位優(yōu)化

周陽春，梁燕成，黃俊錕

（廣西玉柴機器股份有限公司，廣西 南寧 530009）

0 引言

齒輪敲擊是發(fā)動機振動噪聲的重要激勵來源，減小齒輪敲擊對于降低發(fā)動機輻射聲壓級、改善聲音品質(zhì)具有重要意義。齒輪敲擊與齒輪系負載扭矩波動密切相關(guān)，各齒輪負載扭矩相位關(guān)系的變化會影響齒輪敲擊的劇烈程度。柴油機中最重要的齒輪驅(qū)動附件就是高壓噴油泵，因此研究噴油泵的相位優(yōu)化對齒輪傳動系統(tǒng)的影響，對降低柴油機輻射聲壓級具有重要的意義。

目前，已有許多學者及科技工作者運用試驗和仿真分析方法研究了柴油機前端噪聲和噴油泵相位優(yōu)化的問題。莫漢忠等[1]進行了發(fā)動機前端各附件的建模仿真分析，通過優(yōu)化水泵和正時蓋罩等前端附件振動傳遞路徑的手段來降低發(fā)動機噪聲，劉雪梅等[2]進行了發(fā)動機高壓油泵凸輪相位優(yōu)化對正時皮帶傳動系統(tǒng)的影響研究，羅秋萍等[3]進行了發(fā)動機高壓油泵凸輪相位優(yōu)化對正時鏈條傳動系統(tǒng)的影響研究。而目前關(guān)于高壓油泵相位對于齒輪驅(qū)動系統(tǒng)的影響及更進一步對發(fā)動機噪聲的影響研究還沒有相關(guān)的報道。

1 計算模型

某六缸柴油機的齒輪傳動系統(tǒng)模型見圖1。由曲軸正時齒輪、噴油泵齒輪、空壓機齒輪、凸輪正時齒輪、機油泵齒輪及相應(yīng)的惰齒輪組成。

圖1 齒輪傳動系統(tǒng)圖

1.1 計算模型和負載

1.1.1 計算模型

齒輪傳動系統(tǒng)計算模型，如圖2 所示。

圖2 齒輪傳動系統(tǒng)計算模型

1.1.2 曲軸轉(zhuǎn)速波動

曲軸轉(zhuǎn)速波動由曲軸系動力學分析獲得，并施加在曲軸正時齒輪上。曲軸轉(zhuǎn)速波動曲線如圖3 所示。

圖3 曲軸轉(zhuǎn)速波動

1.1.3 附件力矩

機油泵、噴油泵、空壓機等附件負載力矩由供應(yīng)商提供，并施加在各自驅(qū)動齒輪上。其中噴油泵的力矩曲線如圖4 所示。

圖4 噴油泵力矩曲線

1.2 分析方案

調(diào)整噴油泵負載力矩相位，即是調(diào)整噴油泵齒輪裝機時的初始嚙合位置，以圖4 噴油泵負載力矩曲線為參考對象，改變起始0 點的位置。從發(fā)動機后端往前端看，噴油泵工作時是順時針旋轉(zhuǎn)，噴油泵齒輪齒數(shù)為64，每轉(zhuǎn)過一齒的圓心角為360/64=5.625deg。噴油泵旋轉(zhuǎn)一周，噴油泵負載力矩曲線有6 個循環(huán)，故相位調(diào)整角度范圍為0～60deg，以圖4 噴油泵力矩曲線狀態(tài)定義為初始方案，不同的相位分析方案見表1。

表1 噴油泵力矩相位分析方案

2 相位優(yōu)化仿真結(jié)果

2.1 時域分析結(jié)果

通過動力學計算分析，獲得了各齒輪軸承在時域下的軸承載荷。圖5 為其中的凸輪軸惰齒輪1 軸承的水平方向和垂直方向載荷。

圖5 凸輪軸惰齒輪1 軸承載荷

2.2 軸承總力結(jié)果

齒輪敲擊的劇烈程度可以用齒面嚙合力進行評價，但由于存在某一齒輪同時與多個齒輪嚙合的情況，本文選用齒輪的支撐軸承力來進行齒輪敲擊劇烈程度的評估，軸承總力能體現(xiàn)多個齒輪副嚙合力變化作用在同一齒輪上的綜合效果。

軸承總力求解：首先將軸承力時域分析結(jié)果進行傅立葉變換（FFT），然后將5～5000 Hz 內(nèi)的軸承力進行求和即得到軸承總力。

圖6 至圖9 為怠速工況各分析方案的齒輪軸承總力對比。圖10 至圖13 為標定轉(zhuǎn)速工況下各分析方案的齒輪軸承總力對比。

圖6 凸輪軸惰齒輪1 軸承力（怠速工況）

圖7 凸輪軸惰齒輪2 軸承力（怠速工況）

圖8 大惰齒輪軸承力（怠速工況）

圖9 噴油泵齒輪軸承力（怠速工況）

圖10 凸輪軸惰齒輪1 軸承力（標定轉(zhuǎn)速工況）

圖11 凸輪軸惰齒輪2 軸承力（標定轉(zhuǎn)速工況）

圖12 大惰齒輪軸承力（標定轉(zhuǎn)速工況）

圖13 噴油泵齒輪軸承力（標定轉(zhuǎn)速工況）

怠速工況，凸輪軸惰齒輪1 軸承力在提前7 齒時最小，提前2 齒時最大，凸輪軸惰齒輪2 軸承力在初始方案時最小，提前3 齒時最大，大惰齒輪軸承力在提前8 齒時最小，提前2 齒時最大，噴油泵齒輪軸承力在提前1 齒時最小，提前2 齒時最大。

標定工況，凸輪軸惰齒輪1 軸承力在初始方案時最小，提前2 齒時最大，凸輪軸惰齒輪2 軸承力在提前8 齒時最小，提前4 齒時最大，大惰齒輪軸承力在提前6 齒時最小，提前2 齒時最大，噴油泵齒輪軸承力在初始方案時最小，提前3 齒時最大。

綜合來看，噴油泵齒輪扭矩相位提前2、3 齒的軸承力較大，初始方案及提前6、7、8 齒的軸承力相對較小。

3 相位優(yōu)化測試結(jié)果

根據(jù)前文標題1.2 確認的噴油泵較優(yōu)方案及較差方案，通過選擇噴油泵齒輪來調(diào)整油泵的力矩相位，并進行發(fā)動機臺架噪聲測試（測點位置按照國標9 點法）。發(fā)動機臺架噪聲測試現(xiàn)場照片如圖14 所示。怠速點和標定點測試結(jié)果見圖15 和圖16。所有測試方案中，提前2、3 齒的聲壓級相對較高，原始方案及相位提前6、7、8 齒的聲壓級相對較低，測試結(jié)果與仿真結(jié)果的規(guī)律一致。

圖14 發(fā)動機臺架噪聲測試圖

圖15 怠速點測試方案發(fā)動機9 點平均聲壓級排序

圖16 標定點測試方案發(fā)動機9 點平均聲壓級排序

4 結(jié)論

通過齒輪傳動仿真，將不同噴油泵齒輪扭矩相位的軸承總力進行對比，找到了齒輪敲擊較小的相位優(yōu)化方案并進行發(fā)動機噪聲測試，驗證了仿真方法的有效性：

（1）齒輪軸承總力的大小反映了齒輪敲擊的劇烈程度。

（2）調(diào)整噴油泵齒輪扭矩相位，可改變齒輪敲擊劇烈程度，進而改變發(fā)動機噪聲水平。