某柴油机喷油泵齿轮扭矩相位优化

2024-05-06周阳春梁燕成黄俊锟

装备制造技术 2024年3期

周阳春，梁燕成，黄俊锟

（广西玉柴机器股份有限公司，广西南宁 530009）

0 引言

齿轮敲击是发动机振动噪声的重要激励来源，减小齿轮敲击对于降低发动机辐射声压级、改善声音品质具有重要意义。齿轮敲击与齿轮系负载扭矩波动密切相关，各齿轮负载扭矩相位关系的变化会影响齿轮敲击的剧烈程度。柴油机中最重要的齿轮驱动附件就是高压喷油泵，因此研究喷油泵的相位优化对齿轮传动系统的影响，对降低柴油机辐射声压级具有重要的意义。

目前，已有许多学者及科技工作者运用试验和仿真分析方法研究了柴油机前端噪声和喷油泵相位优化的问题。莫汉忠等[1]进行了发动机前端各附件的建模仿真分析，通过优化水泵和正时盖罩等前端附件振动传递路径的手段来降低发动机噪声，刘雪梅等[2]进行了发动机高压油泵凸轮相位优化对正时皮带传动系统的影响研究，罗秋萍等[3]进行了发动机高压油泵凸轮相位优化对正时链条传动系统的影响研究。而目前关于高压油泵相位对于齿轮驱动系统的影响及更进一步对发动机噪声的影响研究还没有相关的报道。

1 计算模型

某六缸柴油机的齿轮传动系统模型见图1。由曲轴正时齿轮、喷油泵齿轮、空压机齿轮、凸轮正时齿轮、机油泵齿轮及相应的惰齿轮组成。

图1 齿轮传动系统图

1.1 计算模型和负载

1.1.1 计算模型

齿轮传动系统计算模型，如图2 所示。

图2 齿轮传动系统计算模型

1.1.2 曲轴转速波动

曲轴转速波动由曲轴系动力学分析获得，并施加在曲轴正时齿轮上。曲轴转速波动曲线如图3 所示。

图3 曲轴转速波动

1.1.3 附件力矩

机油泵、喷油泵、空压机等附件负载力矩由供应商提供，并施加在各自驱动齿轮上。其中喷油泵的力矩曲线如图4 所示。

图4 喷油泵力矩曲线

1.2 分析方案

调整喷油泵负载力矩相位，即是调整喷油泵齿轮装机时的初始啮合位置，以图4 喷油泵负载力矩曲线为参考对象，改变起始0 点的位置。从发动机后端往前端看，喷油泵工作时是顺时针旋转，喷油泵齿轮齿数为64，每转过一齿的圆心角为360/64=5.625deg。喷油泵旋转一周，喷油泵负载力矩曲线有6 个循环，故相位调整角度范围为0～60deg，以图4 喷油泵力矩曲线状态定义为初始方案，不同的相位分析方案见表1。

表1 喷油泵力矩相位分析方案

2 相位优化仿真结果

2.1 时域分析结果

通过动力学计算分析，获得了各齿轮轴承在时域下的轴承载荷。图5 为其中的凸轮轴惰齿轮1 轴承的水平方向和垂直方向载荷。

图5 凸轮轴惰齿轮1 轴承载荷

2.2 轴承总力结果

齿轮敲击的剧烈程度可以用齿面啮合力进行评价，但由于存在某一齿轮同时与多个齿轮啮合的情况，本文选用齿轮的支撑轴承力来进行齿轮敲击剧烈程度的评估，轴承总力能体现多个齿轮副啮合力变化作用在同一齿轮上的综合效果。

轴承总力求解：首先将轴承力时域分析结果进行傅立叶变换（FFT），然后将5～5000 Hz 内的轴承力进行求和即得到轴承总力。

图6 至图9 为怠速工况各分析方案的齿轮轴承总力对比。图10 至图13 为标定转速工况下各分析方案的齿轮轴承总力对比。

图6 凸轮轴惰齿轮1 轴承力（怠速工况）

图7 凸轮轴惰齿轮2 轴承力（怠速工况）

图8 大惰齿轮轴承力（怠速工况）

图9 喷油泵齿轮轴承力（怠速工况）

图10 凸轮轴惰齿轮1 轴承力（标定转速工况）

图11 凸轮轴惰齿轮2 轴承力（标定转速工况）

图12 大惰齿轮轴承力（标定转速工况）

图13 喷油泵齿轮轴承力（标定转速工况）

怠速工况，凸轮轴惰齿轮1 轴承力在提前7 齿时最小，提前2 齿时最大，凸轮轴惰齿轮2 轴承力在初始方案时最小，提前3 齿时最大，大惰齿轮轴承力在提前8 齿时最小，提前2 齿时最大，喷油泵齿轮轴承力在提前1 齿时最小，提前2 齿时最大。

标定工况，凸轮轴惰齿轮1 轴承力在初始方案时最小，提前2 齿时最大，凸轮轴惰齿轮2 轴承力在提前8 齿时最小，提前4 齿时最大，大惰齿轮轴承力在提前6 齿时最小，提前2 齿时最大，喷油泵齿轮轴承力在初始方案时最小，提前3 齿时最大。

综合来看，喷油泵齿轮扭矩相位提前2、3 齿的轴承力较大，初始方案及提前6、7、8 齿的轴承力相对较小。

3 相位优化测试结果

根据前文标题1.2 确认的喷油泵较优方案及较差方案，通过选择喷油泵齿轮来调整油泵的力矩相位，并进行发动机台架噪声测试（测点位置按照国标9 点法）。发动机台架噪声测试现场照片如图14 所示。怠速点和标定点测试结果见图15 和图16。所有测试方案中，提前2、3 齿的声压级相对较高，原始方案及相位提前6、7、8 齿的声压级相对较低，测试结果与仿真结果的规律一致。