非等分叶片间距叶片式机油泵的内流场分析与试验研究

2020-03-14贺尚红肖仕轩刘祥刘光明田清

华南理工大学学报（自然科学版） 2020年2期

贺尚红肖仕轩刘祥刘光明田清

(1.长沙理工大学工程车辆安全性设计与可靠性技术湖南省重点实验室，湖南长沙 410114；2.湖南机油泵股份有限公司，湖南衡阳 421400)

机油泵作为发动机润滑系统的动力源，是由通用的容积式液压泵演变而来的，其作用是向发动机各润滑部位提供一定压力和流量的机油，并保证机油在润滑系统中连续循环。近年来，随着人们对汽车环保性、舒适性的需求不断增长，叶片式机油泵以其结构紧凑、运转平稳、噪音较低以及易实现变排量等优点，在乘用车中得到了广泛的应用。

冯涛等[1]利用四端网络的测量分析方法研制了离心泵水动力噪声测试系统，通过试验得出了离心泵沿管路传播的水动力学噪声与泵轴转速频率的关系。袁寿其等[2]通过试验发现离心泵叶片通过频率是压力脉动和流动噪声的主频。刘厚林等[3]研究了叶轮出口宽度对离心泵流动诱导振动噪声的影响。王勇等[4]研究了叶片数对离心泵空化诱导振动噪声的影响。牟介刚等[5]研究了隔舌对离心泵内流场的影响。杨元模等[6]对转子式机油泵进行了试验研究，发现通过改善进、出油槽结构和在出油口增加稳压阀，可明显提高机油泵容积效率，同时大大降低机油泵振动和噪声。龚金科等[7]对转子式机油泵进行了内流场数值模拟，研究发现卸荷槽不仅可以缓解机油泵内部压力负荷，而且可以将高压区域的机油导入出口部分，从而降低压力脉动。Moetakef等[8]对转子式机油泵产生的单音噪声进行了研究。黄新良等[9]对变排量齿轮式机油泵进行流体动力学(CFD)分析，得出进油腔齿轮啮合处易发生空化现象，产生振动和噪声。曾庆敦等[10]对外啮合非圆齿轮泵进行了稳态数值模拟，提出了一种新型并联卵型齿轮泵，能够实现流量补偿，降低流量脉动。Wang等[11]对变排量叶片式机油泵内流场进行了数值模拟，得到不同变排量工况下的仿真数据。白长安等[12]对变排量叶片式机油泵进行CFD分析，预测可能产生振动和噪声的区域，通过增大进油口面积改善空化现象，进而明显降低噪声。Zouani等[13]研究了卸荷槽对变排量叶片式机油泵噪声的影响。Jenkins等[14]通过叶片泵集中参数建模，研究了其控制系统的稳定性。

上述泵类的相关研究为机油泵内流场分析和减振降噪提供了参考。由于目前国内相关学者对叶片式机油泵的研究较少，鲜有对叶片式机油泵叶片间距的研究。文中以某公司某型叶片式机油泵为研究对象，采用CFD仿真分析和试验相结合的方法，对比分析了等分与非等分叶片间距对叶片式机油泵的内流场压力脉动及噪声的影响，以期为叶片式机油泵噪声特性评估及结构优化设计提供参考。

1 设计原理与方案

1.1 设计原理

文中研究的是一款变排量叶片式机油泵，主要由泵体、转子、叶片、定子、变量弹簧等零件组成，其结构如图1所示。叶片式机油泵转子旋转时，叶片在离心力的作用下，叶片尖部紧贴在定子内表面。两个叶片与转子外表面和定子内表面所构成的工作容积，先由小到大吸油后再由大到小排油，当叶片旋转一周时，完成吸油与排油。

图1变排量叶片式机油泵结构示意图Fig.1 Structure of variable displacement vane pump

该机油泵为机械阀控制的单腔变排量叶片式机油泵，通过反馈油腔的压力变化控制转子中心与定子中心的偏心距，从而实现排量变化。反馈油腔与机油泵出油口相通，当发动机机油泵工作时，在泵出口压力达到预设变量压力之前，定子在弹簧预紧力作用下处于偏心距最大位置，机油泵排量恒定，即为最大排量；当机油泵泵出口压力升高时，反馈油腔的压力也升高，从而推动定子向偏心距减小的方向移动，达到新的平衡，实现排量减小。该变排量叶片式机油泵排量为10.0～15.5 mL/r，变量开启压力为250 kPa，变量终止压力为310 kPa。

1.2 叶片间距方案

流体噪声是叶片式机油泵噪声的主要来源之一，机油在叶片式机油泵内周期运转时产生的压力脉动，导致了振动和噪声的产生。为了降低这种噪声水平，Zouani等[15]采用了不同的转子几何形状和叶片间距，利用遗传算法进行了多目标优化并验证，给出了变排量叶片式机油泵叶片间距的设计准则：对于叶片数为n(n=7，9，11)的叶片式机油泵，其转子的叶片槽之间的n个夹角有1个夹角约为360/n°，有(n-1)/2个夹角大于360/n°，其余组(n-1)/2个夹角小于360/n°，n个夹角之和为360°，以实现更好的NVH性能。

与传统等分叶片间距设计不同，采用非等分叶片间距设计的叶片式机油泵在工作时产生的流量脉动和压力波动以不规则的时间间隔发射，相当于脉动能量峰值散布在各个基频倍数频率附近。

文中研究对象是一款叶片数为7的叶片式机油泵，由于叶片间夹角度数的选择受到叶片式机油泵本身性能和耐久性的限制，该叶片式机油泵叶片间的夹角角度范围为49°～54°。图2为该叶片间距示意图，叶片间距具体配置如下：b1=51.4°，b2=54.0°，b3=49.0°，b4=50.5°，b5=49.0°，b6=54.0°，b7=52.1°。

图2 叶片间距示意图Fig.2 Schematic diagram of vane spacing

2 数值模拟

2.1 控制方程及计算方法

机油泵内流场的流体运动需要满足连续性方程、动量方程等基本控制方程。机油泵内流场流体运动基本控制方程采用SIMPLEC算法求解三维不可压缩雷诺平均的Navier-Stokes方程[16]：

(1)

(2)

式中，ρ为密度，t为时间，p为压力，xi、xj为坐标分量,ui、uj为速度分量，μ为黏性系数，Fi为体积力分量。

叶片式机油泵内部流动以湍流为主，文中采用RNGk-ε湍流模型计算叶片式机油泵非定常流动，其控制方程如下[17]：

(3)

(4)

2.2 内流场数值模拟

利用泵阀类专业软件Pumplinx对该叶片式机油泵的内部流场模型进行CFD分析，将内流场模型的“stl”格式文件导入Pumplinx中。叶片式机油泵内流场模型如图3所示。先按分割非联通区域操作，获得进油段、出油段和转子工作区域实体；再按角度分割每个实体，得到需要定义的截面，如转子腔面、进油面、出油面和交互面等；然后按照叶片式机油泵的类型进行网格划分，对每个交互面进行适当的网格加密，最后得到流体域的计算网格数约50万。

图3 叶片式机油泵内部流场模型Fig.3 Internal flow field model of vane oil pump

考虑机油泵试验台架上截止阀到泵进出口有一段距离，在内流场模型中将进油口和出油口进行了适当的延长。由于机油泵实际工作时进油口处会形成一定的负压，故设置进油口压力比标准大气压低10 kPa，出油口压力为240 kPa，以更真实地模拟内流场的压力情况。对流体域模型进行适当的优化，去除部分倒角。考虑径向间隙和端面间隙的影响，叶片顶尖与定子内径之间的径向间隙为0.07 mm，转子、叶片与泵体、泵盖的端面间隙为0.03 mm。设定流体介质和工作状况等参数，其中油液温度为90 ℃，油液密度为807 kg/m3，油液动力黏度为0.009 698 5 Pa·s。

采用设置监测点的方法仿真叶片式机油泵内流场压力脉动情况，在出油管道中央距离出口100 mm处设置监测点P1，在压油腔内部距离转子上端面8 mm处设置监测点P2，如图4示。

图4 压力脉动监测点示意图Fig.4 Schematic diagram of pressure pulsation monitoring points

3 试验研究

3.1 试验方案

为验证数值模拟的可靠性和评价非等分叶片间距设计的各方面性能，根据其叶片间距方案布置，制造了两台叶片式机油泵样机。除了叶片间距不同，其余各零件皆具有相同设计标准及制造工艺。对两台样机在机油泵综合性能台架上进行稳态流量、压力脉动试验和噪声试验，试验在湖南机油泵股份有限公司的半消声试验室进行，使用机油泵性能测试系统和LMS SCADAS Mobile移动式数据采集系统进行流量、压力脉动和噪声等数据采集。

由于试验条件限制，只对叶片式机油泵出口流量和压力脉动进行测试。如图5所示，样机通过夹具固定在测试台架上，泵出口管路连接两个压力传感器，其中通过压力传感器1连接LMS SCADAS Mobile移动式数据采集系统采集压力脉动数据，而通过压力传感器2连接机油泵性能测试系统显示当前油压。试验前先检查试验室环境条件和设备的可靠性，安装样机时应注意链条的张紧力，以及泵体、夹具与试验台配合的紧密程度，防止外部因素对试验结果造成较大误差。试验用油为5W30机油，油温90 ℃。

图5 试验台架及压力测试系统Fig.5 Test bench and pressure test system

样泵安装在固定的测试台架上，需保证整个试验装置的固有频率不同于机油泵的旋转频率或不发生任何显著的谐振。布置4个噪声传感器，分别置于泵体传动轴正前方、正左方、正右方和正上方水平距离1 m处。噪声测试系统如图6所示。

图6 噪声测试系统Fig.6 Noise test system

3.2 试验步骤

稳态流量、压力脉动试验可以同时进行，具体步骤如下：

(1)打开加热开关，使机油加热到指定温度，并使机油温度稳定；

(2)开启电机，让机油泵以较低转速工作10 min，使机油循环流动，同时再次调节机油温度到指定温度，并使机油温度稳定；

(3)确认样机运转无异常，开始试验，先调节泵转速，再通过阀调节泵出口压力进行稳态转速试验；

(4)分别测试并记录转速为750、1 500、2 500、3 500、4 500 r/min时出口压力为240 kPa工况下的机油泵流量特性和压力脉动特性。每个工况测试两遍，测试时间为20 s。

噪声测试具体步骤如下：

(1)测试电机主轴空转的噪声(背景噪声);

(2)启动电机，调节泵转速到750 r/min时对应调节泵出口压力为100 kPa，设置软件测定泵转速在750～4 200 r/min时的噪声值，匀加速测试两遍，测试时间为100 s。

4 仿真结果与试验结果分析

4.1 稳态流量特性

图7为稳态流量仿真值与试验值对比，从图中可以看出，稳态流量仿真值与试验值基本吻合，其中在中低转速下流量仿真值与试验值吻合良好，而在高转速下流量仿真值高于试验值。

图7 稳态流量仿真值与试验值对比

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

造成此现象的主要原因是机油泵存在泄漏间隙，较高的试验温度使试验样机的实际间隙发生变化，而仿真设置的间隙是设计值，从而使样机的泄漏间隙值与仿真值存在偏差；试验时受到外部因素的影响较多，从而理想的仿真工况下得到的机油泵容积效率更高，导致流量试验值低于仿真值。总体上，仿真模型能较好地反映机油泵的实际工作状况。

4.2 压力脉动特性

4.2.1 压力脉动仿真结果分析

压力脉动是研究机油泵综合性能的一项重要指标，压力脉动的大小会直接影响机油泵的振动和噪声，进而影响机油泵的寿命。文中考虑叶片间距对内流场压力脉动的影响，分别对等分和非等分叶片间距的机油泵内流场模型进行CFD仿真。

以额定转速2 500 r/min为例，叶片式机油泵的转频fr= 41.67 Hz，叶片个数为7，则机油泵的脉动基频f1=7fr=291.69 Hz。为得到影响内流场压力脉动波形的主要频率，将CFD仿真得到的2个监测点压力脉动时域数据进行快速傅里叶变换，得到两种叶片间距时各监测点的压力脉动频域曲线，如图8所示。

图8 压力脉动仿真结果Fig.8 Simulation results of pressure pulsation

从图8可以发现：两种叶片间距配置情况下，压力脉动频谱特征规律相同；各监测点的压力脉动能量幅值的主要频率为基频、二次谐波和三次谐波，其中基频的压力脉动能量幅值最大，P1处的二次、三次谐波成分分别约为基频的65%、50%，P2处的二次谐波成分低于三次谐波；P1处非等分叶片间距配置时的压力脉动能量幅值的峰值在基频、二次和三次谐波频率处较等分叶片间距配置时分别降低约2.56%、3.55%和10.95%，P2处非等分叶片间距配置时的压力脉动能量幅值的峰值在基频、二次和三次谐波频率处较等分叶片间距配置时分别降低约2.57%、3.32%和10.93%。故此非等分叶片间距配置能够降低该叶片式机油泵基频倍数频率处的压力脉动能量幅值，并且三次谐波明显降低。

4.2.2 压力脉动试验结果分析

由于试验条件限制，只能测试泵出口处的压力脉动情况。试验得到2 500 r/min转速下泵出口压力为240 kPa时的压力脉动数据，采样取旋转一个周期的数据进行分析，结果如图9所示。

图9 压力脉动试验结果Fig.9 Experimental results of pressure pulsation

由图9可见：在2 500 r/min转速时，泵出口压力脉动波形具有周期性；非等分叶片间距配置时的泵出口压力脉动幅值较等分叶片间距配置时有明显的下降，压力脉动幅值平均降低约22.06%。

4.3 噪声试验结果分析

对两台样泵进行匀加速噪声试验，影响叶片式机油泵噪声的因素很多，而两个样机只关注叶片间距的变化，故本试验关注基频倍数相关频率的噪声值。4个噪声传感器采集得到的机油泵基频倍数相关频率的噪声试验数据的平均值如图10所示。根据GB/T6882—2008(声压法测定噪声源声功率级半消声室精密法)规定，背景噪声级应比机油泵工作时的声压级至少低10 dB。将机油泵从试验台拆卸后，测试电机主轴空转的噪声，发现在工况下的噪声值均低于40 dB，远小于机油泵工作时的噪声值，符合国家噪声测试标准的规定。

图10 噪声试验结果Fig.10 Experimental results of noise

由图10可知：两种叶片间距状态时的基频f1曲线和二次谐波2f1曲线在该工况下的总体趋势一致，差别不大，分别对应于机油泵噪声的基频和二次谐波；在三次谐波3f1和四次谐波4f1时，非等分叶片间距配置时的噪声比等分叶片间距配置时分别平均下降了5.8和3.5 dB，且在中等转速区间内噪声降低明显。试验结果表明，与等分叶片间距配置相比，非等分叶片间距配置能够降低该机油泵基频倍数相关频率的噪声，对噪声三次、四次谐波的降低效果明显。