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基于配油相位優(yōu)化降低SUV 發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)油泵噪聲
2021-11-12 09:48:03· 來源：汽車NVH云講堂
[摘要]：在發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)過程中，臺(tái)架狀態(tài)加速工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)油泵階次噪聲及高頻滋滋聲問題大，針對(duì)此問題，本文建立了機(jī)油泵一維模型，通過對(duì)其進(jìn)行配油相位分析
[摘要]：在發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)過程中，臺(tái)架狀態(tài)加速工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)油泵階次噪聲及高頻“滋滋聲”問題大，針對(duì)此問題，本文建立了機(jī)油泵一維模型，通過對(duì)其進(jìn)行配油相位分析并進(jìn)行優(yōu)化。經(jīng)驗(yàn)證測(cè)試：機(jī)油泵階次噪聲最大降低5.9dB（A），效果明顯，主觀評(píng)價(jià)“滋滋聲”也可接受。
關(guān)鍵詞：機(jī)油泵,配油相位,壓力脈動(dòng),噪聲
0 前言
發(fā)動(dòng)機(jī)NVH 日益成為影響新一代人選購(gòu)車的重要因素，而開發(fā)豪華和舒適的SUV 也需要新發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲低。為此，國(guó)內(nèi)一流企業(yè)越來越重視發(fā)動(dòng)機(jī)NVH，劉杰等為了降低2.0L 柴油機(jī)機(jī)油泵5.33 階噪聲，在機(jī)油泵泵腔高壓腔區(qū)域增加卸荷槽結(jié)構(gòu)；秦炳爽等優(yōu)化機(jī)油泵內(nèi)轉(zhuǎn)子與驅(qū)動(dòng)軸配合間隙，降低發(fā)動(dòng)機(jī)怠速噪聲；周景航等優(yōu)化通過提高安裝腔體的剛度和模態(tài)頻率降低了噪聲[1-5]。周濤、李建等人，通過優(yōu)化轉(zhuǎn)子型線，降低了機(jī)油泵階次噪音。在機(jī)油泵和發(fā)動(dòng)機(jī)匹配過程中，發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸扭轉(zhuǎn)和彎曲振動(dòng)可傳遞到機(jī)油泵轉(zhuǎn)子，也會(huì)增大機(jī)油泵噪聲，所以需要降低驅(qū)動(dòng)部位振動(dòng)并提高機(jī)油泵可兼容性能[6-8]。
在新SUV 發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)過程，識(shí)別在開發(fā)階段的機(jī)油泵噪聲，進(jìn)行聲源特性分析，降低噪聲。為此，建立了機(jī)油泵一維模型，并經(jīng)實(shí)際試驗(yàn)驗(yàn)證模型有效。優(yōu)化機(jī)油泵配油相位，分析機(jī)油泵噪聲較原狀態(tài)改善原理。
1 機(jī)油泵結(jié)構(gòu)及聲源特性
1.1 機(jī)油泵結(jié)構(gòu)原理
發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)油泵屬于潤(rùn)滑系統(tǒng)的一部分，由于其高速旋轉(zhuǎn)，不但會(huì)消耗相當(dāng)一部分發(fā)動(dòng)機(jī)的功率，而且會(huì)產(chǎn)生劇烈的振動(dòng)，從而引發(fā)噪聲。常用的發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)油泵有內(nèi)嚙合齒輪泵、可變排量葉片機(jī)油泵。其中可變排量葉片機(jī)油泵又分為一級(jí)可變排量機(jī)油泵、二級(jí)可變排量機(jī)油泵。齒輪泵以其體積小，能緩解困油現(xiàn)象等獨(dú)特優(yōu)點(diǎn)，發(fā)展也較為迅速。
將研究的機(jī)油泵為內(nèi)嚙合齒輪泵，安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)側(cè)，其中內(nèi)轉(zhuǎn)子數(shù)為5 個(gè)，外轉(zhuǎn)子為6 個(gè)，驅(qū)動(dòng)方式為齒輪驅(qū)動(dòng)，傳動(dòng)比為1.33，機(jī)油泵安裝結(jié)構(gòu)，如圖1 所示。
1.2 聲源特性分析
在半消聲室，將具有機(jī)油泵的發(fā)動(dòng)機(jī)安裝到臺(tái)架上運(yùn)行，機(jī)油泵正時(shí)側(cè)進(jìn)行振動(dòng)噪聲測(cè)試，如圖2 所示。通過數(shù)據(jù)分析發(fā)現(xiàn)機(jī)油泵存在以6.67 階及其諧頻為主的階次噪聲，同時(shí)通過聲音回放，能聽到明顯“滋滋聲”聲，頻率為5700Hz-9000Hz。主要原因?yàn)闄C(jī)油泵作為發(fā)動(dòng)機(jī)上的旋轉(zhuǎn)件，在旋轉(zhuǎn)過程中由于流體的可壓縮性導(dǎo)致在機(jī)油泵泵腔內(nèi)產(chǎn)生壓力脈動(dòng)，此壓力脈動(dòng)會(huì)使機(jī)油泵轉(zhuǎn)子產(chǎn)生振動(dòng)，機(jī)油泵旋轉(zhuǎn)一圈的過程中振動(dòng)發(fā)生6.67 次，此振動(dòng)波傳遞至泵體上并向外輻射噪聲，數(shù)據(jù)上表現(xiàn)為6.67 階及其諧頻為主的階次噪聲。
2機(jī)油泵計(jì)算模型
2.1 模型建立
通過測(cè)試數(shù)據(jù)及產(chǎn)生噪聲原因分析，降低機(jī)油泵噪聲問題，需要降低泵腔內(nèi)壓力脈動(dòng)，因此需建立機(jī)油泵詳細(xì)模型，分析泵腔內(nèi)的的壓力脈動(dòng)，找出產(chǎn)生壓力脈動(dòng)的主要影響因素。本文采用分析軟件建立機(jī)油泵一維模型，所建立的模型包括齒輪泵部分、限壓閥以及吸排油腔等，如圖3 所示。
2.2 模型校核
模型建立后，按照實(shí)際參數(shù)賦值，然后對(duì)每一部分進(jìn)行校核，包括齒輪泵部分、限壓閥部分等。機(jī)油泵單體試驗(yàn)時(shí)，一般需將機(jī)油泵出口設(shè)定為恒定的壓力，根據(jù)要求設(shè)定壓力4.6bar。通過多次調(diào)試模型參數(shù)，使出口壓力穩(wěn)定在試驗(yàn)設(shè)定壓力范圍內(nèi)，計(jì)算的出口壓力如圖4 所示,從圖中可看出，出口壓力在4.6bar 范圍內(nèi)上下波動(dòng)，可以認(rèn)為所建模型齒輪泵部分精度滿足實(shí)際要求。
對(duì)限壓閥部分的校核是根據(jù)閥芯位移與流通面積的關(guān)系進(jìn)行的，閥芯位移與流通面積的關(guān)系如圖5 所示。
閥芯位移與流通面積呈線性關(guān)系，將此數(shù)據(jù)輸入到模型中，從而計(jì)算獲得閥芯的位移，計(jì)算結(jié)果如圖6 所示。
從圖6 可以看出，限壓閥在壓力4.6bar 時(shí)，閥芯開始移動(dòng)，表明此壓力為限壓閥的開啟壓力，計(jì)算結(jié)果跟實(shí)際設(shè)計(jì)要求開啟壓力（4.6bar）一致，限壓閥部分所建模型精度滿足要求。
模型和試驗(yàn)對(duì)比并校正后，計(jì)算出機(jī)油泵腔內(nèi)壓力及流通面積結(jié)果如圖7 所示。從圖7 中可以看出機(jī)油泵在旋轉(zhuǎn)的過程中，腔內(nèi)壓力變化過程，在腔內(nèi)壓力為負(fù)壓時(shí)，機(jī)油泵開始吸油，同時(shí)進(jìn)口流通面積不斷增大，等轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)到某一角度時(shí)，流通面積達(dá)到最大（由吸油腔的形狀決定），隨后流通面積由大變小直至為零，吸油結(jié)束，排油開始。在排油開始瞬間，即與高壓區(qū)接通時(shí)刻，腔內(nèi)壓力瞬間升高，出口流通面積不斷增大，說明此時(shí)處于排油階段，等轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)到某一角度時(shí)，流通面積達(dá)到最大（由排油腔的形狀決定），隨后流通面積由大變小直至為零，排油結(jié)束，此時(shí)壓力出現(xiàn)突變至最大值，隨后機(jī)油泵開始進(jìn)入下一循環(huán)。
從圖中可看出，在機(jī)油泵吸排油過程中，腔內(nèi)壓力出現(xiàn)兩次劇烈變化，分別發(fā)生在密封腔與高壓區(qū)接通時(shí)刻以及密封腔轉(zhuǎn)過高壓區(qū)瞬間，這主要是因?yàn)槲庞涂陂g隔角度大，腔內(nèi)油液未能及時(shí)泄出，說明此泵配油相位設(shè)計(jì)不合理，應(yīng)降低吸排油口的間隔角度，機(jī)油泵配油相位是指吸排油腔與水平軸之間的夾角，包括四個(gè)參數(shù)，一旦四個(gè)參數(shù)確定了，配油相位就確定了，如圖8所示。
3 配油相位對(duì)機(jī)油泵噪聲的影響
降低機(jī)油泵腔內(nèi)壓力脈動(dòng)，要求配油相位要有合理的分布角度。為驗(yàn)證不同配油相位角度對(duì)
噪聲的影響，本文進(jìn)行了以下幾個(gè)方案的優(yōu)化，優(yōu)化方案如表1 所示，表中對(duì)大小端的定義是順著泵的旋轉(zhuǎn)方向看，吸油腔與排油腔之間的間隔角度稱為大端，排油腔與吸油腔之間的間隔角度稱為小端。原狀態(tài)的配油相位如圖9 所示，機(jī)油泵旋轉(zhuǎn)方向?yàn)轫槙r(shí)針，進(jìn)出口間隔角度為89°和27.5°。
從圖10 中可以看出，所有方案都能降低兩側(cè)壓力脈動(dòng)，其中改大端方案從預(yù)升壓區(qū)到高壓區(qū)壓力降低，但從高壓區(qū)到低壓區(qū)壓力降低不明顯；改小端方案從預(yù)升壓區(qū)到高壓區(qū)壓力未變，從高壓區(qū)到低壓區(qū)壓力降低明顯；改大小端方案
兩側(cè)壓力均降低明顯，但在整個(gè)排油區(qū)內(nèi)壓力波動(dòng)惡化。
4試驗(yàn)結(jié)果分析
4.1大小端配油相位對(duì)噪聲的影響
按照配油相位優(yōu)化后方案制作機(jī)油泵樣件，并在發(fā)動(dòng)機(jī)倒拖試驗(yàn)室進(jìn)行試驗(yàn)測(cè)試，測(cè)得的發(fā)動(dòng)機(jī)正時(shí)側(cè)1m 噪聲振動(dòng)結(jié)果分別如圖11、12所示。
從圖中可以看出，改大小端配油相位后，機(jī)油泵各階次噪聲相比原狀態(tài)都降低了，最大降低2.8 dB(A),但機(jī)油泵殼體上高頻振動(dòng)增大，如圖中12 所示，原因主要跟排油區(qū)壓力脈動(dòng)惡化有關(guān)，主觀評(píng)價(jià)“嗞嗞聲”不能接受；
4.2 大端配油相位對(duì)噪聲的影響
修改大端配油相位后，各階次噪聲與原狀態(tài)相比最大降低5.6 dB(A)，如圖13 所示。相比改大小端配油相位階次噪聲降低明顯，但殼體高頻振動(dòng)較原狀態(tài)增大，如圖14 所示，主觀評(píng)價(jià)“嗞嗞聲”不可接受。
4.3 小端配油相位對(duì)噪聲的影響
從圖15 中可以看出，保持大端配油相位不變，小端配油相位變化后，各階次噪聲與原狀態(tài)相比最大降低5.9 dB(A)，且殼體高頻振動(dòng)較原狀態(tài)降低明顯，如圖16 所示，主觀評(píng)價(jià)“嗞嗞聲”可接受。
5 結(jié)論
在消聲室發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架，測(cè)試了內(nèi)嚙合機(jī)油泵的振動(dòng)和噪聲。在對(duì)出現(xiàn)的噪聲問題進(jìn)行分析基礎(chǔ)上，對(duì)機(jī)油泵詳細(xì)建模，得出下面結(jié)論。
1.校核模型使機(jī)油泵考察特性符合實(shí)際設(shè)計(jì)要求，在此基礎(chǔ)上對(duì)機(jī)油泵進(jìn)行壓力脈動(dòng)計(jì)算。同時(shí)也驗(yàn)證了仿真分析結(jié)果的合理性，為機(jī)油泵噪聲解決提供技術(shù)支持
2.通過對(duì)原狀態(tài)分析得出壓力脈動(dòng)大是由于配油相位設(shè)計(jì)不合理導(dǎo)致，隨后進(jìn)行不同狀態(tài)的配油相位進(jìn)行優(yōu)化，通過分析可降低壓力脈動(dòng)，據(jù)此進(jìn)行樣件制作，分別驗(yàn)證不同方案對(duì)噪聲的影響，結(jié)合試驗(yàn)驗(yàn)證結(jié)果，最終選用改小端相位方案，聲壓級(jí)降低5.9 dB(A)，高頻“滋滋”聲較原狀態(tài)降低明顯，主觀評(píng)價(jià)達(dá)到了可接受的狀態(tài)。
作者：王金友, 閆晨, 戶占山,楊景玲，高鋒軍
作者單位：長(zhǎng)城汽車股份有限公司, 蜂巢易創(chuàng)科技有限公司 保定071000；
來源：2020 年第十七屆汽車NVH 控制技術(shù)國(guó)際研討會(huì)論文集
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