非等分葉片間距葉片式機油泵的內(nèi)流場分析與試驗研究

賀尚紅 肖仕軒 劉祥 劉光明 田清

(1.長沙理工大學(xué) 工程車輛安全性設(shè)計與可靠性技術(shù)湖南省重點實驗室，湖南 長沙 410114；2.湖南機油泵股份有限公司，湖南 衡陽 421400)

機油泵作為發(fā)動機潤滑系統(tǒng)的動力源，是由通用的容積式液壓泵演變而來的，其作用是向發(fā)動機各潤滑部位提供一定壓力和流量的機油，并保證機油在潤滑系統(tǒng)中連續(xù)循環(huán)。近年來，隨著人們對汽車環(huán)保性、舒適性的需求不斷增長，葉片式機油泵以其結(jié)構(gòu)緊湊、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪音較低以及易實現(xiàn)變排量等優(yōu)點，在乘用車中得到了廣泛的應(yīng)用。

馮濤等[1]利用四端網(wǎng)絡(luò)的測量分析方法研制了離心泵水動力噪聲測試系統(tǒng)，通過試驗得出了離心泵沿管路傳播的水動力學(xué)噪聲與泵軸轉(zhuǎn)速頻率的關(guān)系。袁壽其等[2]通過試驗發(fā)現(xiàn)離心泵葉片通過頻率是壓力脈動和流動噪聲的主頻。劉厚林等[3]研究了葉輪出口寬度對離心泵流動誘導(dǎo)振動噪聲的影響。王勇等[4]研究了葉片數(shù)對離心泵空化誘導(dǎo)振動噪聲的影響。牟介剛等[5]研究了隔舌對離心泵內(nèi)流場的影響。楊元模等[6]對轉(zhuǎn)子式機油泵進行了試驗研究，發(fā)現(xiàn)通過改善進、出油槽結(jié)構(gòu)和在出油口增加穩(wěn)壓閥，可明顯提高機油泵容積效率，同時大大降低機油泵振動和噪聲。龔金科等[7]對轉(zhuǎn)子式機油泵進行了內(nèi)流場數(shù)值模擬，研究發(fā)現(xiàn)卸荷槽不僅可以緩解機油泵內(nèi)部壓力負荷，而且可以將高壓區(qū)域的機油導(dǎo)入出口部分，從而降低壓力脈動。Moetakef等[8]對轉(zhuǎn)子式機油泵產(chǎn)生的單音噪聲進行了研究。黃新良等[9]對變排量齒輪式機油泵進行流體動力學(xué)(CFD)分析，得出進油腔齒輪嚙合處易發(fā)生空化現(xiàn)象，產(chǎn)生振動和噪聲。曾慶敦等[10]對外嚙合非圓齒輪泵進行了穩(wěn)態(tài)數(shù)值模擬，提出了一種新型并聯(lián)卵型齒輪泵，能夠?qū)崿F(xiàn)流量補償，降低流量脈動。Wang等[11]對變排量葉片式機油泵內(nèi)流場進行了數(shù)值模擬，得到不同變排量工況下的仿真數(shù)據(jù)。白長安等[12]對變排量葉片式機油泵進行CFD分析，預(yù)測可能產(chǎn)生振動和噪聲的區(qū)域，通過增大進油口面積改善空化現(xiàn)象，進而明顯降低噪聲。Zouani等[13]研究了卸荷槽對變排量葉片式機油泵噪聲的影響。Jenkins等[14]通過葉片泵集中參數(shù)建模，研究了其控制系統(tǒng)的穩(wěn)定性。

上述泵類的相關(guān)研究為機油泵內(nèi)流場分析和減振降噪提供了參考。由于目前國內(nèi)相關(guān)學(xué)者對葉片式機油泵的研究較少，鮮有對葉片式機油泵葉片間距的研究。文中以某公司某型葉片式機油泵為研究對象，采用CFD仿真分析和試驗相結(jié)合的方法，對比分析了等分與非等分葉片間距對葉片式機油泵的內(nèi)流場壓力脈動及噪聲的影響，以期為葉片式機油泵噪聲特性評估及結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計提供參考。

1 設(shè)計原理與方案

1.1 設(shè)計原理

文中研究的是一款變排量葉片式機油泵，主要由泵體、轉(zhuǎn)子、葉片、定子、變量彈簧等零件組成，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。葉片式機油泵轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)時，葉片在離心力的作用下，葉片尖部緊貼在定子內(nèi)表面。兩個葉片與轉(zhuǎn)子外表面和定子內(nèi)表面所構(gòu)成的工作容積，先由小到大吸油后再由大到小排油，當(dāng)葉片旋轉(zhuǎn)一周時，完成吸油與排油。

圖1變排量葉片式機油泵結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structure of variable displacement vane pump

該機油泵為機械閥控制的單腔變排量葉片式機油泵，通過反饋油腔的壓力變化控制轉(zhuǎn)子中心與定子中心的偏心距，從而實現(xiàn)排量變化。反饋油腔與機油泵出油口相通，當(dāng)發(fā)動機機油泵工作時，在泵出口壓力達到預(yù)設(shè)變量壓力之前，定子在彈簧預(yù)緊力作用下處于偏心距最大位置，機油泵排量恒定，即為最大排量；當(dāng)機油泵泵出口壓力升高時，反饋油腔的壓力也升高，從而推動定子向偏心距減小的方向移動，達到新的平衡，實現(xiàn)排量減小。該變排量葉片式機油泵排量為10.0～15.5 mL/r，變量開啟壓力為250 kPa，變量終止壓力為310 kPa。

1.2 葉片間距方案

流體噪聲是葉片式機油泵噪聲的主要來源之一，機油在葉片式機油泵內(nèi)周期運轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的壓力脈動，導(dǎo)致了振動和噪聲的產(chǎn)生。為了降低這種噪聲水平，Zouani等[15]采用了不同的轉(zhuǎn)子幾何形狀和葉片間距，利用遺傳算法進行了多目標(biāo)優(yōu)化并驗證，給出了變排量葉片式機油泵葉片間距的設(shè)計準(zhǔn)則：對于葉片數(shù)為n(n=7，9，11)的葉片式機油泵，其轉(zhuǎn)子的葉片槽之間的n個夾角有1個夾角約為360/n°，有(n-1)/2個夾角大于360/n°，其余組(n-1)/2個夾角小于360/n°，n個夾角之和為360°，以實現(xiàn)更好的NVH性能。

與傳統(tǒng)等分葉片間距設(shè)計不同，采用非等分葉片間距設(shè)計的葉片式機油泵在工作時產(chǎn)生的流量脈動和壓力波動以不規(guī)則的時間間隔發(fā)射，相當(dāng)于脈動能量峰值散布在各個基頻倍數(shù)頻率附近。

文中研究對象是一款葉片數(shù)為7的葉片式機油泵，由于葉片間夾角度數(shù)的選擇受到葉片式機油泵本身性能和耐久性的限制，該葉片式機油泵葉片間的夾角角度范圍為49°～54°。圖2為該葉片間距示意圖，葉片間距具體配置如下：b1=51.4°，b2=54.0°，b3=49.0°，b4=50.5°，b5=49.0°，b6=54.0°，b7=52.1°。

圖2 葉片間距示意圖Fig.2 Schematic diagram of vane spacing

2 數(shù)值模擬

2.1 控制方程及計算方法

機油泵內(nèi)流場的流體運動需要滿足連續(xù)性方程、動量方程等基本控制方程。機油泵內(nèi)流場流體運動基本控制方程采用SIMPLEC算法求解三維不可壓縮雷諾平均的Navier-Stokes方程[16]：

(1)

(2)

式中，ρ為密度，t為時間，p為壓力，xi、xj為坐標(biāo)分量,ui、uj為速度分量，μ為黏性系數(shù)，F(xiàn)i為體積力分量。

葉片式機油泵內(nèi)部流動以湍流為主，文中采用RNGk-ε湍流模型計算葉片式機油泵非定常流動，其控制方程如下[17]：

(3)

(4)

2.2 內(nèi)流場數(shù)值模擬

利用泵閥類專業(yè)軟件Pumplinx對該葉片式機油泵的內(nèi)部流場模型進行CFD分析，將內(nèi)流場模型的“stl”格式文件導(dǎo)入Pumplinx中。葉片式機油泵內(nèi)流場模型如圖3所示。先按分割非聯(lián)通區(qū)域操作，獲得進油段、出油段和轉(zhuǎn)子工作區(qū)域?qū)嶓w；再按角度分割每個實體，得到需要定義的截面，如轉(zhuǎn)子腔面、進油面、出油面和交互面等；然后按照葉片式機油泵的類型進行網(wǎng)格劃分，對每個交互面進行適當(dāng)?shù)木W(wǎng)格加密，最后得到流體域的計算網(wǎng)格數(shù)約50萬。

圖3 葉片式機油泵內(nèi)部流場模型Fig.3 Internal flow field model of vane oil pump

考慮機油泵試驗臺架上截止閥到泵進出口有一段距離，在內(nèi)流場模型中將進油口和出油口進行了適當(dāng)?shù)难娱L。由于機油泵實際工作時進油口處會形成一定的負壓，故設(shè)置進油口壓力比標(biāo)準(zhǔn)大氣壓低10 kPa，出油口壓力為240 kPa，以更真實地模擬內(nèi)流場的壓力情況。對流體域模型進行適當(dāng)?shù)膬?yōu)化，去除部分倒角?？紤]徑向間隙和端面間隙的影響，葉片頂尖與定子內(nèi)徑之間的徑向間隙為0.07 mm，轉(zhuǎn)子、葉片與泵體、泵蓋的端面間隙為0.03 mm。設(shè)定流體介質(zhì)和工作狀況等參數(shù)，其中油液溫度為90 ℃，油液密度為807 kg/m3，油液動力黏度為0.009 698 5 Pa·s。

采用設(shè)置監(jiān)測點的方法仿真葉片式機油泵內(nèi)流場壓力脈動情況，在出油管道中央距離出口100 mm處設(shè)置監(jiān)測點P1，在壓油腔內(nèi)部距離轉(zhuǎn)子上端面8 mm處設(shè)置監(jiān)測點P2，如圖4示。

圖4 壓力脈動監(jiān)測點示意圖Fig.4 Schematic diagram of pressure pulsation monitoring points

3 試驗研究

3.1 試驗方案

為驗證數(shù)值模擬的可靠性和評價非等分葉片間距設(shè)計的各方面性能，根據(jù)其葉片間距方案布置，制造了兩臺葉片式機油泵樣機。除了葉片間距不同，其余各零件皆具有相同設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)及制造工藝。對兩臺樣機在機油泵綜合性能臺架上進行穩(wěn)態(tài)流量、壓力脈動試驗和噪聲試驗，試驗在湖南機油泵股份有限公司的半消聲試驗室進行，使用機油泵性能測試系統(tǒng)和LMS SCADAS Mobile移動式數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)進行流量、壓力脈動和噪聲等數(shù)據(jù)采集。

由于試驗條件限制，只對葉片式機油泵出口流量和壓力脈動進行測試。如圖5所示，樣機通過夾具固定在測試臺架上，泵出口管路連接兩個壓力傳感器，其中通過壓力傳感器1連接LMS SCADAS Mobile移動式數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)采集壓力脈動數(shù)據(jù)，而通過壓力傳感器2連接機油泵性能測試系統(tǒng)顯示當(dāng)前油壓。試驗前先檢查試驗室環(huán)境條件和設(shè)備的可靠性，安裝樣機時應(yīng)注意鏈條的張緊力，以及泵體、夾具與試驗臺配合的緊密程度，防止外部因素對試驗結(jié)果造成較大誤差。試驗用油為5W30機油，油溫90 ℃。

圖5 試驗臺架及壓力測試系統(tǒng)Fig.5 Test bench and pressure test system

樣泵安裝在固定的測試臺架上，需保證整個試驗裝置的固有頻率不同于機油泵的旋轉(zhuǎn)頻率或不發(fā)生任何顯著的諧振。布置4個噪聲傳感器，分別置于泵體傳動軸正前方、正左方、正右方和正上方水平距離1 m處。噪聲測試系統(tǒng)如圖6所示。

圖6 噪聲測試系統(tǒng)Fig.6 Noise test system

3.2 試驗步驟

穩(wěn)態(tài)流量、壓力脈動試驗可以同時進行，具體步驟如下：

(1)打開加熱開關(guān)，使機油加熱到指定溫度，并使機油溫度穩(wěn)定；

(2)開啟電機，讓機油泵以較低轉(zhuǎn)速工作10 min，使機油循環(huán)流動，同時再次調(diào)節(jié)機油溫度到指定溫度，并使機油溫度穩(wěn)定；

(3)確認樣機運轉(zhuǎn)無異常，開始試驗，先調(diào)節(jié)泵轉(zhuǎn)速，再通過閥調(diào)節(jié)泵出口壓力進行穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)速試驗；

(4)分別測試并記錄轉(zhuǎn)速為750、1 500、2 500、3 500、4 500 r/min時出口壓力為240 kPa工況下的機油泵流量特性和壓力脈動特性。每個工況測試兩遍，測試時間為20 s。

噪聲測試具體步驟如下：

(1)測試電機主軸空轉(zhuǎn)的噪聲(背景噪聲);

(2)啟動電機，調(diào)節(jié)泵轉(zhuǎn)速到750 r/min時對應(yīng)調(diào)節(jié)泵出口壓力為100 kPa，設(shè)置軟件測定泵轉(zhuǎn)速在750～4 200 r/min時的噪聲值，勻加速測試兩遍，測試時間為100 s。

4 仿真結(jié)果與試驗結(jié)果分析

4.1 穩(wěn)態(tài)流量特性

圖7為穩(wěn)態(tài)流量仿真值與試驗值對比，從圖中可以看出，穩(wěn)態(tài)流量仿真值與試驗值基本吻合，其中在中低轉(zhuǎn)速下流量仿真值與試驗值吻合良好，而在高轉(zhuǎn)速下流量仿真值高于試驗值。

圖7 穩(wěn)態(tài)流量仿真值與試驗值對比

Fig.7 Comparison of steady flow between simulation and expe-rimental values

造成此現(xiàn)象的主要原因是機油泵存在泄漏間隙，較高的試驗溫度使試驗樣機的實際間隙發(fā)生變化，而仿真設(shè)置的間隙是設(shè)計值，從而使樣機的泄漏間隙值與仿真值存在偏差；試驗時受到外部因素的影響較多，從而理想的仿真工況下得到的機油泵容積效率更高，導(dǎo)致流量試驗值低于仿真值?？傮w上，仿真模型能較好地反映機油泵的實際工作狀況。

4.2 壓力脈動特性

4.2.1 壓力脈動仿真結(jié)果分析

壓力脈動是研究機油泵綜合性能的一項重要指標(biāo)，壓力脈動的大小會直接影響機油泵的振動和噪聲，進而影響機油泵的壽命。文中考慮葉片間距對內(nèi)流場壓力脈動的影響，分別對等分和非等分葉片間距的機油泵內(nèi)流場模型進行CFD仿真。

以額定轉(zhuǎn)速2 500 r/min為例，葉片式機油泵的轉(zhuǎn)頻fr= 41.67 Hz，葉片個數(shù)為7，則機油泵的脈動基頻f1=7fr=291.69 Hz。為得到影響內(nèi)流場壓力脈動波形的主要頻率，將CFD仿真得到的2個監(jiān)測點壓力脈動時域數(shù)據(jù)進行快速傅里葉變換，得到兩種葉片間距時各監(jiān)測點的壓力脈動頻域曲線，如圖8所示。

圖8 壓力脈動仿真結(jié)果Fig.8 Simulation results of pressure pulsation

從圖8可以發(fā)現(xiàn)：兩種葉片間距配置情況下，壓力脈動頻譜特征規(guī)律相同；各監(jiān)測點的壓力脈動能量幅值的主要頻率為基頻、二次諧波和三次諧波，其中基頻的壓力脈動能量幅值最大，P1處的二次、三次諧波成分分別約為基頻的65%、50%，P2處的二次諧波成分低于三次諧波；P1處非等分葉片間距配置時的壓力脈動能量幅值的峰值在基頻、二次和三次諧波頻率處較等分葉片間距配置時分別降低約2.56%、3.55%和10.95%，P2處非等分葉片間距配置時的壓力脈動能量幅值的峰值在基頻、二次和三次諧波頻率處較等分葉片間距配置時分別降低約2.57%、3.32%和10.93%。故此非等分葉片間距配置能夠降低該葉片式機油泵基頻倍數(shù)頻率處的壓力脈動能量幅值，并且三次諧波明顯降低。

4.2.2 壓力脈動試驗結(jié)果分析

由于試驗條件限制，只能測試泵出口處的壓力脈動情況。試驗得到2 500 r/min轉(zhuǎn)速下泵出口壓力為240 kPa時的壓力脈動數(shù)據(jù)，采樣取旋轉(zhuǎn)一個周期的數(shù)據(jù)進行分析，結(jié)果如圖9所示。

圖9 壓力脈動試驗結(jié)果Fig.9 Experimental results of pressure pulsation

由圖9可見：在2 500 r/min轉(zhuǎn)速時，泵出口壓力脈動波形具有周期性；非等分葉片間距配置時的泵出口壓力脈動幅值較等分葉片間距配置時有明顯的下降，壓力脈動幅值平均降低約22.06%。

4.3 噪聲試驗結(jié)果分析

對兩臺樣泵進行勻加速噪聲試驗，影響葉片式機油泵噪聲的因素很多，而兩個樣機只關(guān)注葉片間距的變化，故本試驗關(guān)注基頻倍數(shù)相關(guān)頻率的噪聲值。4個噪聲傳感器采集得到的機油泵基頻倍數(shù)相關(guān)頻率的噪聲試驗數(shù)據(jù)的平均值如圖10所示。根據(jù)GB/T6882—2008(聲壓法測定噪聲源聲功率級半消聲室精密法)規(guī)定，背景噪聲級應(yīng)比機油泵工作時的聲壓級至少低10 dB。將機油泵從試驗臺拆卸后，測試電機主軸空轉(zhuǎn)的噪聲，發(fā)現(xiàn)在工況下的噪聲值均低于40 dB，遠小于機油泵工作時的噪聲值，符合國家噪聲測試標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。

圖10 噪聲試驗結(jié)果Fig.10 Experimental results of noise

由圖10可知：兩種葉片間距狀態(tài)時的基頻f1曲線和二次諧波2f1曲線在該工況下的總體趨勢一致，差別不大，分別對應(yīng)于機油泵噪聲的基頻和二次諧波；在三次諧波3f1和四次諧波4f1時，非等分葉片間距配置時的噪聲比等分葉片間距配置時分別平均下降了5.8和3.5 dB，且在中等轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)噪聲降低明顯。試驗結(jié)果表明，與等分葉片間距配置相比，非等分葉片間距配置能夠降低該機油泵基頻倍數(shù)相關(guān)頻率的噪聲，對噪聲三次、四次諧波的降低效果明顯。

5 結(jié)論

(1)將兩種不同葉片間距配置的葉片式機油泵穩(wěn)態(tài)流量仿真值與試驗值進行了比較，流量仿真值與試驗值基本吻合，驗證了湍流模型能夠準(zhǔn)確模擬葉片式機油泵內(nèi)流場的特性。

(2)通過設(shè)置監(jiān)測點對兩種葉片間距配置的葉片式機油泵進行CFD分析，發(fā)現(xiàn)該非等分葉片間距配置的機油泵泵出口、壓油腔內(nèi)部的壓力脈動能量幅值較等分葉片間距配置時在基頻、二次諧波和三次諧波處有所降低，并且在三次諧波處降低明顯，試驗結(jié)果驗證了該非等分葉片間距配置對降低此泵壓力脈動效果顯著。

(3)通過葉片式機油泵噪聲測試，在機油泵噪聲頻率成分中，發(fā)現(xiàn)與等分葉片間距配置相比，非等分葉片間距配置時三次、四次諧波的噪聲值有所下降。