改善可变排量油泵NVH性能的最佳叶片间距

【美】 A.Zouani G.Dziubinschi V.Marri S.Antonov

0 前言

在竞争激烈的汽车市场，动力总成工程师为改善噪声和振动［1］，在成本、质量和燃油经济性方面作出了巨大努力。但是由于较低的自屏蔽噪声水平，产生的安静环境有可能会导致争议性的噪声-振动-平顺性（NVH）处于误差状态［2］。由于采用的新技术导致NVH误差状态数量增加，使得提高燃油经济性的措施更加复杂。因此需要减小此类误差，以实现最佳的驾驶舒适性。

例如，为了减少发动机摩擦，图1所示的可变排量油泵正在取代G转子泵。由于叶片泵产生的高油压脉冲，使NVH性能有所降低［3］。叶片泵通过一系列离散的油袋提供机油，从低压侧到高压侧可实现快速过渡。这导致了较高水平的油压脉冲，通过润滑系统内的激发，在谐波处可产生音调噪声。

图1 典型7叶片可变排量油泵

为了降低叶片泵的音调噪声，研究并优化了油泵的端口变化和不均匀的叶片间距配置［1］。这两个变化都可通过瞬态计算流体动力学分析［4］，以评估其对泵性能和泵出口压力脉冲的影响。

在前期的研究中，例如文献［5］中涉及的不均匀油泵叶片间距配置，其减小了油压主要阶数的幅度。在该配置中，油压脉冲的能量散布在泵的主要阶数附近。

1 优化方法

开发了1种分析方法，以确定由n个叶片组成的叶片泵的n个扇区中的每个最佳值，如图2所示。由图3可以得出，斜三角形脉冲基本可以代表实际压力曲线。为此，分析方法假设泵的每个扇区在泵的出口处会产生偏斜的三角形脉冲（如图4（b）所示）。在这种情况下，由第一扇区创建的压力曲线可以表示为

和

由其余k个扇区创建的压力曲线可以表示为：

和

在这些方程中，由扇区k（k＝1至n）创建的压力pk（θ）被描述为由该扇区、偏斜比α（0＜α＜1）和扇区1～k的角度βi（i＝1～k）等参数所产生的峰值压力。

图2 典型的7叶片油泵转子

图3 7叶片油泵出口处的典型压力曲线

根据式（1）～（4），如图4所示，每个脉冲的宽度等于相关扇区的角度值。在泵旋转之后产生的压力曲线被计算为（n）扇区中各个脉冲的总和。Matlab程序为n个扇区的角度和偏斜比α的压力曲线和相应的临界阶数（n的倍数）。同时结合modeFRONTIER软件，以改变n个扇区的角度，创建设计空间，并使用遗传算法进行优化。①为了符合原著本意，本文仍沿用原著中的非法定单位——编注。

分析所允许的最小和最大扇区角度。较大扇区的最大宽度受泵性能以及泵出口处耐久性的限制。较小扇区的最小宽度受油泵转子耐久性的限制。另外，所有扇区的角度总和应该等于360°。

图4 油泵出口压力曲线的表示

优化分析的目的是使油泵压力脉冲的关键阶数最小化。按照重要性，油泵的第三、第四、第五和第六谐波是在低转速工况下由于轻加速导致的令人不适的噪声的典型阶数。这是由于在低发动机转速下与谐波相关联的高能量同发动机自身较低的自屏蔽噪声水平相结合的结果。

图5说明了为改善NVH性能而优化油泵叶片间距而设立的工作流程。

图5 整个优化过程的工作流程快照

2 优化结果

图6显示了对7叶片油泵获得的典型优化分析结果。分析假设了具有恒定峰值压力的偏斜三角形脉冲（α＝0.1）。图上的每个点代表叶片间距的独特配置。在此例中，选择图6所示的配置1，并将其示于表1中，作为具有较低能级的第三和第四谐波的叶片泵的示例。其中，图6描述了用于比较目的的等间隔叶片泵的性能。

对传统的9叶片泵和11叶片泵进行了类似的分析，结果见图7、图8。使用具有其他偏斜比（0.25和0.75）的压力曲线和作为相关扇区尺寸函数的峰值压力进行了重复分析。

图6 7叶片泵的优化结果

图7 9叶片泵的优化结果

图8 11叶片泵的优化结果

3 讨论

根据图6、图7、图8示出的试验结果，叶片泵多目标优化为提升NVH性能提供了多种选择。图中，红色虚线描绘了NVH的最佳设计选项。随着叶片的数量从7片增加到9片或11片时，压力级的最低振幅可以更接近于0。表1中提供的配置是改善NVH的叶片扇区的最佳配置。表1显示，所有配置具有1个扇区，其角度接近等于（360／n）°度的标称值，一组（n－1）／2个扇区具有大于标称值的对应角度，并且剩余的组（n－1）／2个扇区具有小于标称值的对应角度。因此，两组扇区之间的差距受到泵的耐久性和性能要求的限制。

为了对优化方法有效性进行验证，根据配置1A和1B构建了两个7叶片原型油泵，见表2。除了叶片间距外，这两个泵的设计相同。基于优化结果，如图6所示，预计配置1A分别对于压力脉冲的第二十一阶和第二十二阶的噪声分别减少了7.3dB和3.5dB。这些泵都是在半消声测力计实验室中运行的V6发动机上进行测试的。发动机在无负荷条件下根据ASTM J1074标准进行了测试。使用位于发动机每侧1m处的1组麦克风测量空中噪声的第二十一和第二十八阶。图9（a）和图9（b）显示的是以4个麦克风在左、右、上、前最大范围测量的数据。在低发动机转速下，配置1A与第二十一阶和第二十八阶的配置1B相比，平均降低了6dB和3dB。即使配置1A并非最好的配置方案，如图6所示，和优化方法的预测结果一样，测试数据证实了配置1A优于配置1B。

表1 传统7叶片、9叶片和11叶片泵的优化结果

表2 测试的7叶片油泵配置

图10显示了7叶片的油泵所产生油压的计算阶谱。在这种情况下，假设了叶片产生具有恒定峰值压力的倾斜三角形脉冲。很明显的是，不均匀的叶片间距设计降低了泵的主要阶数幅度，但在这些阶数周围产生了边带。任何边带阶数的振幅均低于由均匀间隔叶片产生的主要阶数振幅。通常这些边带可以为主泵的阶数提供额外的衰减。然而，如果它们令人感到不适，则可以使用文中概述的优化方法来确定适当的叶片间距，同时将边带保持在可接受的程度。

图9 空载条件下测量的发动机第二十一阶段和第二十八阶音调噪声

图10 叶片间距对7叶片泵的压力脉冲阶谱的影响

实际压力曲线被模拟成具有恒定峰值压力的三角偏斜脉冲，见图4（b）。不过，这无法代表所有实际的压力曲线。为了解实际压力曲线对最佳设计结构的影响，还进行了两项额外的研究。第一项研究考察了不同偏差比的影响（图4（b）），而第二项研究调查了最大压力幅度的影响（图4（c））。优化结果表明，叶片间距的优化配置对偏斜比或峰值压力的变化不敏感。

4 结论

本文描述了在具有n个叶片的常规VDOP中，确定叶片间距的改进方法，以提高NVH性能。结果表明，对于7叶片泵、9叶片泵和11叶片泵，最佳NVH配置是具有泵转子的1个扇区，角度接近等于（360／n）°的标称值，一组（n－1）／2个扇区具有大于标称值的对应角度，并且剩余的（n－1）／2个扇区组具有小于标称值的相应角度。推荐采用该类型的配置作为最佳设计以投入实践，以优化其NVH性能。

现已考虑了油压曲线的不同变化，对优化研究的结果未造成影响。但是有一个不存在于油泵中的边带。到目前为止，边带没有引起任何的发动机NVH问题。目前所提出的优化方法可以结合多目标函数来处理该问题。对于具有不同叶片间距的两台油泵获得的NVH试验数据，已证实了该方法的有效性。