改善可變排量油泵NVH性能的最佳葉片間距

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

0 前言

在競爭激烈的汽車市場，動力總成工程師為改善噪聲和振動［1］，在成本、質量和燃油經濟性方面作出了巨大努力。但是由于較低的自屏蔽噪聲水平，產生的安靜環境有可能會導致爭議性的噪聲-振動-平順性（NVH）處于誤差狀態［2］。由于采用的新技術導致NVH誤差狀態數量增加，使得提高燃油經濟性的措施更加復雜。因此需要減小此類誤差，以實現最佳的駕駛舒適性。

例如，為了減少發動機摩擦，圖1所示的可變排量油泵正在取代G轉子泵。由于葉片泵產生的高油壓脈沖，使NVH性能有所降低［3］。葉片泵通過一系列離散的油袋提供機油，從低壓側到高壓側可實現快速過渡。這導致了較高水平的油壓脈沖，通過潤滑系統內的激發，在諧波處可產生音調噪聲。

圖1 典型7葉片可變排量油泵

為了降低葉片泵的音調噪聲，研究并優化了油泵的端口變化和不均勻的葉片間距配置［1］。這兩個變化都可通過瞬態計算流體動力學分析［4］，以評估其對泵性能和泵出口壓力脈沖的影響。

在前期的研究中，例如文獻［5］中涉及的不均勻油泵葉片間距配置，其減小了油壓主要階數的幅度。在該配置中，油壓脈沖的能量散布在泵的主要階數附近。

1 優化方法

開發了1種分析方法，以確定由n個葉片組成的葉片泵的n個扇區中的每個最佳值，如圖2所示。由圖3可以得出，斜三角形脈沖基本可以代表實際壓力曲線。為此，分析方法假設泵的每個扇區在泵的出口處會產生偏斜的三角形脈沖（如圖4（b）所示）。在這種情況下，由第一扇區創建的壓力曲線可以表示為

和

由其余k個扇區創建的壓力曲線可以表示為：

和

在這些方程中，由扇區k（k＝1至n）創建的壓力pk（θ）被描述為由該扇區、偏斜比α（0＜α＜1）和扇區1～k的角度βi（i＝1～k）等參數所產生的峰值壓力。

圖2 典型的7葉片油泵轉子

圖3 7葉片油泵出口處的典型壓力曲線

根據式（1）～（4），如圖4所示，每個脈沖的寬度等于相關扇區的角度值。在泵旋轉之后產生的壓力曲線被計算為（n）扇區中各個脈沖的總和。Matlab程序為n個扇區的角度和偏斜比α的壓力曲線和相應的臨界階數（n的倍數）。同時結合modeFRONTIER軟件，以改變n個扇區的角度，創建設計空間，并使用遺傳算法進行優化。①為了符合原著本意，本文仍沿用原著中的非法定單位——編注。

分析所允許的最小和最大扇區角度。較大扇區的最大寬度受泵性能以及泵出口處耐久性的限制。較小扇區的最小寬度受油泵轉子耐久性的限制。另外，所有扇區的角度總和應該等于360°。

圖4 油泵出口壓力曲線的表示

優化分析的目的是使油泵壓力脈沖的關鍵階數最小化。按照重要性，油泵的第三、第四、第五和第六諧波是在低轉速工況下由于輕加速導致的令人不適的噪聲的典型階數。這是由于在低發動機轉速下與諧波相關聯的高能量同發動機自身較低的自屏蔽噪聲水平相結合的結果。

圖5說明了為改善NVH性能而優化油泵葉片間距而設立的工作流程。

圖5 整個優化過程的工作流程快照

2 優化結果

圖6顯示了對7葉片油泵獲得的典型優化分析結果。分析假設了具有恒定峰值壓力的偏斜三角形脈沖（α＝0.1）。圖上的每個點代表葉片間距的獨特配置。在此例中，選擇圖6所示的配置1，并將其示于表1中，作為具有較低能級的第三和第四諧波的葉片泵的示例。其中，圖6描述了用于比較目的的等間隔葉片泵的性能。

對傳統的9葉片泵和11葉片泵進行了類似的分析，結果見圖7、圖8。使用具有其他偏斜比（0.25和0.75）的壓力曲線和作為相關扇區尺寸函數的峰值壓力進行了重復分析。

圖6 7葉片泵的優化結果

圖7 9葉片泵的優化結果

圖8 11葉片泵的優化結果

3 討論

根據圖6、圖7、圖8示出的試驗結果，葉片泵多目標優化為提升NVH性能提供了多種選擇。圖中，紅色虛線描繪了NVH的最佳設計選項。隨著葉片的數量從7片增加到9片或11片時，壓力級的最低振幅可以更接近于0。表1中提供的配置是改善NVH的葉片扇區的最佳配置。表1顯示，所有配置具有1個扇區，其角度接近等于（360／n）°度的標稱值，一組（n－1）／2個扇區具有大于標稱值的對應角度，并且剩余的組（n－1）／2個扇區具有小于標稱值的對應角度。因此，兩組扇區之間的差距受到泵的耐久性和性能要求的限制。

為了對優化方法有效性進行驗證，根據配置1A和1B構建了兩個7葉片原型油泵，見表2。除了葉片間距外，這兩個泵的設計相同。基于優化結果，如圖6所示，預計配置1A分別對于壓力脈沖的第二十一階和第二十二階的噪聲分別減少了7.3dB和3.5dB。這些泵都是在半消聲測力計實驗室中運行的V6發動機上進行測試的。發動機在無負荷條件下根據ASTM J1074標準進行了測試。使用位于發動機每側1m處的1組麥克風測量空中噪聲的第二十一和第二十八階。圖9（a）和圖9（b）顯示的是以4個麥克風在左、右、上、前最大范圍測量的數據。在低發動機轉速下，配置1A與第二十一階和第二十八階的配置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，如圖6所示，和優化方法的預測結果一樣，測試數據證實了配置1A優于配置1B。

表1 傳統7葉片、9葉片和11葉片泵的優化結果

表2 測試的7葉片油泵配置

圖10顯示了7葉片的油泵所產生油壓的計算階譜。在這種情況下，假設了葉片產生具有恒定峰值壓力的傾斜三角形脈沖。很明顯的是，不均勻的葉片間距設計降低了泵的主要階數幅度，但在這些階數周圍產生了邊帶。任何邊帶階數的振幅均低于由均勻間隔葉片產生的主要階數振幅。通常這些邊帶可以為主泵的階數提供額外的衰減。然而，如果它們令人感到不適，則可以使用文中概述的優化方法來確定適當的葉片間距，同時將邊帶保持在可接受的程度。

圖9 空載條件下測量的發動機第二十一階段和第二十八階音調噪聲

圖10 葉片間距對7葉片泵的壓力脈沖階譜的影響

實際壓力曲線被模擬成具有恒定峰值壓力的三角偏斜脈沖，見圖4（b）。不過，這無法代表所有實際的壓力曲線。為了解實際壓力曲線對最佳設計結構的影響，還進行了兩項額外的研究。第一項研究考察了不同偏差比的影響（圖4（b）），而第二項研究調查了最大壓力幅度的影響（圖4（c））。優化結果表明，葉片間距的優化配置對偏斜比或峰值壓力的變化不敏感。

4 結論

本文描述了在具有n個葉片的常規VDOP中，確定葉片間距的改進方法，以提高NVH性能。結果表明，對于7葉片泵、9葉片泵和11葉片泵，最佳NVH配置是具有泵轉子的1個扇區，角度接近等于（360／n）°的標稱值，一組（n－1）／2個扇區具有大于標稱值的對應角度，并且剩余的（n－1）／2個扇區組具有小于標稱值的相應角度。推薦采用該類型的配置作為最佳設計以投入實踐，以優化其NVH性能。

現已考慮了油壓曲線的不同變化，對優化研究的結果未造成影響。但是有一個不存在于油泵中的邊帶。到目前為止，邊帶沒有引起任何的發動機NVH問題。目前所提出的優化方法可以結合多目標函數來處理該問題。對于具有不同葉片間距的兩臺油泵獲得的NVH試驗數據，已證實了該方法的有效性。