基于配油相位优化降低SUV 发动机机油泵噪声
[摘要]：在发动机开发过程中，台架状态加速工况下，发动机机油泵阶次噪声及高频“滋滋声”问题大，针对此问题，本文建立了机油泵一维模型，通过对其进行配油相位分析并进行优化。经验证测试：机油泵阶次噪声最大降低5.9dB（A），效果明显，主观评价“滋滋声”也可接受。发动机NVH 日益成为影响新一代人选购车的重要因素，而开发豪华和舒适的SUV 也需要新发动机噪声低。为此，国内一流企业越来越重视发动机NVH，刘杰等为了降低2.0L 柴油机机油泵5.33 阶噪声，在机油泵泵腔高压腔区域增加卸荷槽结构；秦炳爽等优化机油泵内转子与驱动轴配合间隙，降低发动机怠速噪声；周景航等优化通过提高安装腔体的刚度和模态频率降低了噪声[1-5]。周涛、李建等人，通过优化转子型线，降低了机油泵阶次噪音。在机油泵和发动机匹配过程中，发动机曲轴扭转和弯曲振动可传递到机油泵转子，也会增大机油泵噪声，所以需要降低驱动部位振动并提高机油泵可兼容性能[6-8]。在新SUV 发动机开发过程，识别在开发阶段的机油泵噪声，进行声源特性分析，降低噪声。为此，建立了机油泵一维模型，并经实际试验验证模型有效。优化机油泵配油相位，分析机油泵噪声较原状态改善原理。发动机机油泵属于润滑系统的一部分，由于其高速旋转，不但会消耗相当一部分发动机的功率，而且会产生剧烈的振动，从而引发噪声。常用的发动机机油泵有内啮合齿轮泵、可变排量叶片机油泵。其中可变排量叶片机油泵又分为一级可变排量机油泵、二级可变排量机油泵。齿轮泵以其体积小，能缓解困油现象等独特优点，发展也较为迅速。将研究的机油泵为内啮合齿轮泵，安装在发动机正时侧，其中内转子数为5 个，外转子为6 个，驱动方式为齿轮驱动，传动比为1.33，机油泵安装结构，如图1 所示。在半消声室，将具有机油泵的发动机安装到台架上运行，机油泵正时侧进行振动噪声测试，如图2 所示。通过数据分析发现机油泵存在以6.67 阶及其谐频为主的阶次噪声，同时通过声音回放，能听到明显“滋滋声”声，频率为5700Hz-9000Hz。主要原因为机油泵作为发动机上的旋转件，在旋转过程中由于流体的可压缩性导致在机油泵泵腔内产生压力脉动，此压力脉动会使机油泵转子产生振动，机油泵旋转一圈的过程中振动发生6.67 次，此振动波传递至泵体上并向外辐射噪声，数据上表现为6.67 阶及其谐频为主的阶次噪声。
通过测试数据及产生噪声原因分析，降低机油泵噪声问题，需要降低泵腔内压力脉动，因此需建立机油泵详细模型，分析泵腔内的的压力脉动，找出产生压力脉动的主要影响因素。本文采用分析软件建立机油泵一维模型，所建立的模型包括齿轮泵部分、限压阀以及吸排油腔等，如图3 所示。模型建立后，按照实际参数赋值，然后对每一部分进行校核，包括齿轮泵部分、限压阀部分等。机油泵单体试验时，一般需将机油泵出口设定为恒定的压力，根据要求设定压力4.6bar。通过多次调试模型参数，使出口压力稳定在试验设定压力范围内，计算的出口压力如图4 所示,从图中可看出，出口压力在4.6bar 范围内上下波动，可以认为所建模型齿轮泵部分精度满足实际要求。对限压阀部分的校核是根据阀芯位移与流通面积的关系进行的，阀芯位移与流通面积的关系如图5 所示。阀芯位移与流通面积呈线性关系，将此数据输入到模型中，从而计算获得阀芯的位移，计算结果如图6 所示。从图6 可以看出，限压阀在压力4.6bar 时，阀芯开始移动，表明此压力为限压阀的开启压力，计算结果跟实际设计要求开启压力（4.6bar）一致，限压阀部分所建模型精度满足要求。模型和试验对比并校正后，计算出机油泵腔内压力及流通面积结果如图7 所示。从图7 中可以看出机油泵在旋转的过程中，腔内压力变化过程，在腔内压力为负压时，机油泵开始吸油，同时进口流通面积不断增大，等转子转到某一角度时，流通面积达到最大（由吸油腔的形状决定），随后流通面积由大变小直至为零，吸油结束，排油开始。在排油开始瞬间，即与高压区接通时刻，腔内压力瞬间升高，出口流通面积不断增大，说明此时处于排油阶段，等转子转到某一角度时，流通面积达到最大（由排油腔的形状决定），随后流通面积由大变小直至为零，排油结束，此时压力出现突变至最大值，随后机油泵开始进入下一循环。从图中可看出，在机油泵吸排油过程中，腔内压力出现两次剧烈变化，分别发生在密封腔与高压区接通时刻以及密封腔转过高压区瞬间，这主要是因为吸排油口间隔角度大，腔内油液未能及时泄出，说明此泵配油相位设计不合理，应降低吸排油口的间隔角度，机油泵配油相位是指吸排油腔与水平轴之间的夹角，包括四个参数，一旦四个参数确定了，配油相位就确定了，如图8所示。降低机油泵腔内压力脉动，要求配油相位要有合理的分布角度。为验证不同配油相位角度对噪声的影响，本文进行了以下几个方案的优化，优化方案如表1 所示，表中对大小端的定义是顺着泵的旋转方向看，吸油腔与排油腔之间的间隔角度称为大端，排油腔与吸油腔之间的间隔角度称为小端。原状态的配油相位如图9 所示，机油泵旋转方向为顺时针，进出口间隔角度为89°和27.5°。从图10 中可以看出，所有方案都能降低两侧压力脉动，其中改大端方案从预升压区到高压区压力降低，但从高压区到低压区压力降低不明显；改小端方案从预升压区到高压区压力未变，从高压区到低压区压力降低明显；改大小端方案两侧压力均降低明显，但在整个排油区内压力波动恶化。按照配油相位优化后方案制作机油泵样件，并在发动机倒拖试验室进行试验测试，测得的发动机正时侧1m 噪声振动结果分别如图11、12所示。从图中可以看出，改大小端配油相位后，机油泵各阶次噪声相比原状态都降低了，最大降低2.8 dB(A),但机油泵壳体上高频振动增大，如图中12 所示，原因主要跟排油区压力脉动恶化有关，主观评价“嗞嗞声”不能接受；修改大端配油相位后，各阶次噪声与原状态相比最大降低5.6 dB(A)，如图13 所示。相比改大小端配油相位阶次噪声降低明显，但壳体高频振动较原状态增大，如图14 所示，主观评价“嗞嗞声”不可接受。从图15 中可以看出，保持大端配油相位不变，小端配油相位变化后，各阶次噪声与原状态相比最大降低5.9 dB(A)，且壳体高频振动较原状态降低明显，如图16 所示，主观评价“嗞嗞声”可接受。在消声室发动机台架，测试了内啮合机油泵的振动和噪声。在对出现的噪声问题进行分析基础上，对机油泵详细建模，得出下面结论。1.校核模型使机油泵考察特性符合实际设计要求，在此基础上对机油泵进行压力脉动计算。同时也验证了仿真分析结果的合理性，为机油泵噪声解决提供技术支持2.通过对原状态分析得出压力脉动大是由于配油相位设计不合理导致，随后进行不同状态的配油相位进行优化，通过分析可降低压力脉动，据此进行样件制作，分别验证不同方案对噪声的影响，结合试验验证结果，最终选用改小端相位方案，声压级降低5.9 dB(A)，高频“滋滋”声较原状态降低明显，主观评价达到了可接受的状态。作者单位：长城汽车股份有限公司, 蜂巢易创科技有限公司 保定071000；来源：2020 年第十七届汽车NVH 控制技术国际研讨会论文集免责申明：本公 众 号所载文章为本公 众 号原创或根据网络搜索编辑整理，文章版权归原作者所有。因转载众多，无法找到真正来源，如标错来源，或对于文中所使用的图片，资料，下载链接中所包含的软件，资料等，如有侵权，请跟我们联系协商或删除，谢谢！
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首次发布时间：2023-04-20
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