柴油機潤滑系統(tǒng)低頻油壓波動現(xiàn)象研究

李建文，申加偉，劉 洋，張志權(quán)，王 超，崔 永，田少聰

（1.內(nèi)燃機可靠性國家重點實驗室，濰坊 261061；2.濰柴動力股份有限公司 發(fā)動機研究院，濰坊 261061）

0 概述

柴油機潤滑系統(tǒng)主要作用是為發(fā)動機各摩擦副提供足量和適當溫度的機油，以減小發(fā)動機運行過程中的摩擦損失，同時帶走多余的摩擦熱，從而保證內(nèi)燃機的動力性、經(jīng)濟性、可靠性和耐久性［1］。柴油機潤滑系統(tǒng)的主要組成部件有油底殼、機油集濾器、機油泵、限壓閥、機油濾清器、機油冷卻器、旁通閥、機油節(jié)溫器等。其中機油泵是潤滑系統(tǒng)內(nèi)機油循環(huán)流動的壓力源；限壓閥主要作用為調(diào)節(jié)潤滑系統(tǒng)的工作壓力，保證潤滑系統(tǒng)內(nèi)的機油壓力維持在合理的范圍。區(qū)別于汽油機點燃式的點火方式，柴油機的壓燃點火方式使其可以達到更高的缸內(nèi)燃燒壓力。隨著現(xiàn)代柴油發(fā)動機功率不斷強化，為了保證曲軸和連桿軸瓦等關(guān)鍵摩擦副的潤滑可靠性，柴油機主油道的機油壓力一般設(shè)計在相對較高的水平。機油冷卻器和濾清器等流體阻力元件的存在，導致機油泵出口具有更高的背壓，使布置在泵后的機油濾清器、機油冷卻器和離心式機油濾清器等罐體或薄殼類零部件必須承受相對更高的工作壓力，使其時刻面臨可靠性的考驗。

此外，受齒輪泵自身泵油脈沖特性和限壓閥調(diào)壓靈敏度的限制，以及發(fā)動機循環(huán)做功過程中主軸瓦泄流量的不穩(wěn)定性影響，即使是恒定轉(zhuǎn)速和功率運行的發(fā)動機，潤滑系統(tǒng)高頻測試油壓結(jié)果的頻譜分析都會呈現(xiàn)出特定頻率的壓力波動。如果考慮發(fā)動機實際運行工況的瞬態(tài)變化，如轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩等瞬態(tài)工況變化，潤滑系統(tǒng)內(nèi)的機油壓力波動情況更是不可避免的，但更多是因為齒輪泵自身泵油特性導致的高頻油壓波動，這方面的研究已經(jīng)相對較多。從目前2 L～17 L 排量的商用柴油機應(yīng)用現(xiàn)狀來看，發(fā)動機主油道標定點機油壓力一般在200 Hz～500 Hz范圍內(nèi)波動，最高可以達到約700 Hz 的高頻。而從發(fā)動機可靠性耐久試驗表現(xiàn)來看，高頻壓力波動幅值較低，對發(fā)動機附件的影響都在可接受范圍內(nèi)。

隨著內(nèi)燃機排放法規(guī)的不斷升級及相關(guān)液壓控制元件與技術(shù)在發(fā)動機上的不斷應(yīng)用，對潤滑系統(tǒng)油壓穩(wěn)定性的要求逐漸提高，在不斷優(yōu)化機油泵自身泵油特性［2］的同時，限壓閥的調(diào)壓穩(wěn)定性受到越來越多的關(guān)注。目前被廣泛使用的溢流閥由于布置結(jié)構(gòu)差異和液動力［3-7］影響，容易導致潤滑系統(tǒng)內(nèi)發(fā)生低頻油壓波動。臺架試驗發(fā)現(xiàn)由限壓閥布置結(jié)構(gòu)不同導致的低頻油壓波動幅值比較高，并因此引發(fā)發(fā)動機薄壁類零部件的可靠性問題，如濾清器罐體破裂、機油冷卻器芯體開裂等［8］。這是由于壓力容器受交變載荷影響容易出現(xiàn)低周疲勞失效的特點［9-10］，進而直接影響發(fā)動機的正常運轉(zhuǎn)。雖然具有更高調(diào)壓精度和穩(wěn)壓性的先導式限壓閥［11］已被應(yīng)用到某些低速大功率柴油機潤滑系統(tǒng)中，但其存在體積大、結(jié)構(gòu)復雜、成本高等缺點，且其調(diào)壓穩(wěn)定性會受先導閥節(jié)流孔尺寸［12-14］的影響，因此并未被廣泛采用。目前，在潤滑系統(tǒng)泵閥匹配和系統(tǒng)壓力調(diào)節(jié)設(shè)計中，更多關(guān)注對直動式溢流閥結(jié)構(gòu)尺寸的不斷改進和優(yōu)化，以提升其對潤滑系統(tǒng)的調(diào)壓穩(wěn)定性，避免因為閥的結(jié)構(gòu)設(shè)計或匹配不合理導致潤滑系統(tǒng)內(nèi)部存在低頻油壓波動現(xiàn)象。

為避免低頻壓力波動影響發(fā)動機運行可靠性，本文中基于某重型商用柴油機針對油壓波動問題展開試驗研究，通過數(shù)據(jù)分析和建立有效的仿真計算模型詳細剖析了低頻壓力波動的產(chǎn)生機理，提出并驗證降低低頻油壓波動的措施，對潤滑系統(tǒng)機油壓力波動問題的解決具有一定的工程應(yīng)用價值。

1 柴油機潤滑系統(tǒng)布置現(xiàn)狀

傳統(tǒng)柴油機潤滑系統(tǒng)布置結(jié)構(gòu)如圖1 所示。潤滑系統(tǒng)壓力主要通過溢流閥進行調(diào)節(jié)。溢流閥根據(jù)具體功能不同一般被分為限壓閥、安全閥和旁通閥。當主油道內(nèi)的油壓高于設(shè)計壓力時，機油頂開布置在主油道上的溢流閥閥芯并通過泄流口直接回流到油底殼，從而降低主油道油壓以保證主油道壓力穩(wěn)定，此處的溢流閥被稱為主油道限壓閥或限壓閥。限壓閥是發(fā)動機運行過程中主要的壓力調(diào)節(jié)機構(gòu)。而當發(fā)動機處于低溫冷起動、急加速等工況時，由于機油黏度較低或機油泵流量急劇增大，限壓閥瞬態(tài)泄流不及時，導致機油壓力急劇升高，此時需要依靠布置在機油泵后的溢流閥進行輔助泄流以保證潤滑系統(tǒng)壓力不至于過高，該泄壓閥被稱為安全閥。此外，與機油濾清器和冷卻器分別并聯(lián)了一個溢流閥，當濾清器和油冷器發(fā)生堵塞導致進出口壓差過大時，為使機油能夠順利到達各潤滑部位以保證主油道壓力，可以通過并聯(lián)的溢流閥實現(xiàn)油路旁通，因此該溢流閥也被稱為旁通閥。

圖1 柴油機潤滑系統(tǒng)傳統(tǒng)布置結(jié)構(gòu)

傳統(tǒng)柴油機潤滑系統(tǒng)調(diào)壓方式簡單直接，對壓力控制點直接進行調(diào)控，高開低關(guān)，壓力控制位置即閥泄流調(diào)壓位置，不受系統(tǒng)內(nèi)部其他壓力點的影響。但是這種調(diào)壓方式使機油泵的流量全部流經(jīng)濾清器和冷卻器，導致濾清器和油冷器的流阻增大，泵后壓力更高，濾清器和油冷器的工作壓力相應(yīng)提高，此外需要更大標配流量的機油濾清器。

近年來，隨著液壓系統(tǒng)和液壓元件相關(guān)技術(shù)的不斷發(fā)展和成熟，發(fā)動機潤滑系統(tǒng)通過引入液壓系統(tǒng)設(shè)計思路逐步發(fā)展出了不同的調(diào)壓結(jié)構(gòu)，這在目前國內(nèi)外相關(guān)機型的潤滑系統(tǒng)結(jié)構(gòu)中都有體現(xiàn)。其中比較典型的布置結(jié)構(gòu)如圖2 所示。把主油道油壓作為反饋油壓驅(qū)動限壓閥閥芯開啟并在泵后實現(xiàn)提前泄油快速調(diào)壓目的，其中反饋油壓也被稱為信號油壓。該布置方式在保證了主油道壓力穩(wěn)定性的同時提高了限壓閥的調(diào)壓響應(yīng)速度，而且能夠降低潤滑系統(tǒng)中的實際機油流量，減小濾清器和油冷器的流阻，降低工作壓力，提高濾清器和油冷器的可靠性。如果泵后泄出的機油直接回流到機油泵進油腔，還有利于機油泵進油腔快速充油，提高泵油效率，降低泵油功率，利于改善發(fā)動機的經(jīng)濟性。

圖2 主油道壓力反饋調(diào)壓方式的潤滑系統(tǒng)布置結(jié)構(gòu)

對比圖1 和圖2 兩種潤滑系統(tǒng)，其主要差異是主油道的調(diào)壓方式。圖3 為兩種潤滑系統(tǒng)對應(yīng)限壓閥的內(nèi)部結(jié)構(gòu)。兩種限壓閥結(jié)構(gòu)都屬于柱塞式直動溢流閥的結(jié)構(gòu)類型，在傳統(tǒng)潤滑系統(tǒng)中所使用的限壓閥結(jié)構(gòu)是一種比較簡單的直動溢流閥，在調(diào)壓過程中主油道內(nèi)的高壓油打開閥芯直接通過泄油孔泄流降壓；而信號油反饋式限壓閥通過信號油道把主油道中的油引入信號油腔，作為信號油控制閥芯的開啟和關(guān)閉，當信號油推動閥芯開啟后高壓油與低壓油聯(lián)通，在壓差作用下泵后的高壓油泄流至低壓油腔實現(xiàn)壓力調(diào)節(jié)作用。兩種閥都通過彈簧設(shè)定閥芯開啟壓力。

圖3 主油道限壓閥結(jié)構(gòu)

在實際應(yīng)用過程中發(fā)現(xiàn)，采用信號油反饋式限壓閥的發(fā)動機由于泵后泄油點壓力高于閥芯的開啟壓力，使泄流口具有更高的泄流速度，在提升調(diào)壓靈敏度的同時，由于泄油位置與閥芯控制壓力點的不同反而會影響閥芯穩(wěn)定性，使系統(tǒng)內(nèi)出現(xiàn)低頻油壓波動現(xiàn)象，嚴重影響潤滑系統(tǒng)薄壁類零件的可靠性。本文中即針對這一低頻油壓波動問題展開研究。

2 潤滑系統(tǒng)機油壓力低頻波動現(xiàn)象

2.1 臺架高頻測試系統(tǒng)

發(fā)動機常規(guī)臺架試驗通常只對主油道油壓和油溫進行一般監(jiān)控，其中機油壓力傳感器采樣頻率通常不超過10 Hz。由于采樣頻率較低，除非發(fā)動機發(fā)生故障導致機油壓力劇烈變化，否則很難從數(shù)據(jù)中發(fā)現(xiàn)機油壓力波動現(xiàn)象。為此，專門搭建如圖4 所示的高頻油壓測試系統(tǒng)以滿足試驗要求。

圖4 機油壓力高頻測試系統(tǒng)示意圖

本文中采用的高頻測試系統(tǒng)主要由KISTLER4 075A100 高頻壓力傳感器、4618A0 信號放大器及PicoScope2000A 示波器組成。該系統(tǒng)最大量程為10 MPa，可以實現(xiàn)1 ns 的分辨率?？紤]本試驗機型所配置機油泵標定轉(zhuǎn)速下的泵油頻率約為500 Hz，為了保證足夠的數(shù)據(jù)分辨率，這里將其采樣頻率設(shè)置為10 000 Hz。

2.2 低頻油壓波動現(xiàn)象及分析

采用圖4 所示的高頻壓力測試系統(tǒng)對機油泵后油道內(nèi)的壓力進行測試，在50 ℃油溫和2 100 r/min標定轉(zhuǎn)速下油壓測試結(jié)果如圖5 所示。測試采樣時間為30 s，由于機油壓力具有周期性穩(wěn)態(tài)波動規(guī)律，圖5 中的時域結(jié)果僅展示其中1 s 的數(shù)據(jù)，虛線為原始10 000 Hz 高頻測試數(shù)據(jù)的100 Hz 低通濾波結(jié)果，可見其油壓波動存在明顯低頻波動現(xiàn)象。對測試數(shù)據(jù)進行快速傅里葉變換（fast Fourier transform，F(xiàn)FT）頻譜分析，分析結(jié)果如圖6 所示。由圖6 可知，油壓存在20 Hz 和500 Hz 兩個波動主頻，其中500 Hz對應(yīng)機油泵泵油頻率，20 Hz 為油道內(nèi)存在的低頻波動頻率。由圖5 可知，低頻油壓波動范圍約為500 kPa～1 500 kPa，波動幅值為1 000 kPa，幅值較大。

圖5 機油壓力波動現(xiàn)象

圖6 機油壓力波動頻譜圖

為了全面地分析低頻油壓波動現(xiàn)象，對發(fā)動機各轉(zhuǎn)速下的泵后油壓分別進行高頻測試，并進行FFT 頻譜分析。圖7 為900 r/min～2 100/min 的7 個不同轉(zhuǎn)速下機油壓力波動主頻率散點分布，其中各轉(zhuǎn)速下的主油道穩(wěn)態(tài)機油壓力分別為410 kPa、430 kPa、460 kPa、490 kPa、520 kPa、550 kPa、580 kPa。由圖7 可知，隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速升高，主油道機油壓力逐漸增大，當轉(zhuǎn)速達到1 100 r/min，主油道壓力達到限壓閥開啟壓力430 kPa 以后，低頻油壓波動現(xiàn)象才會出現(xiàn)；同時，泵后油壓波動主要存在兩個主頻，分別是低頻波動頻率和機油泵泵油頻率。其中低頻波動值foil，p基本鎖定在20 Hz，機油泵泵油頻率foil，pump隨著轉(zhuǎn)速升高呈線性增大，這是由外嚙合式齒輪泵的泵油特性決定的［15］。

圖7 不同轉(zhuǎn)速機油壓力波動主頻率分布

根據(jù)以上測試結(jié)果，初步分析低頻油壓波動的產(chǎn)生與限壓閥的開啟密切相關(guān)。為了進一步分析低頻產(chǎn)生原因，考慮限壓閥自振頻率影響，將限壓閥閥芯和彈簧調(diào)壓（圖3（b）所示結(jié)構(gòu)）等效為單自由度無阻尼彈簧質(zhì)量振動系統(tǒng)［16］，則限壓閥自振頻率fn，valve如式（1）所示，限壓閥調(diào)壓彈簧自振頻率［17］fn，spring如式（2）所示。

式中，k為彈簧剛度；m為閥芯質(zhì)量；meq為等效彈簧質(zhì)量；d為彈簧絲徑；D為彈簧中徑；i為彈簧有效圈數(shù)。限壓閥和調(diào)壓彈簧自振頻率經(jīng)過計算分別為47 Hz 和219 Hz，可見低頻油壓波動并非限壓閥和調(diào)壓彈簧的共振所致?？紤]發(fā)動機實際運行過程中，主油道限壓閥的閥芯在信號油壓和限壓閥泄油過程中受液動力激勵作用發(fā)生受迫振動，分析認為該低頻油壓波動由泵后高壓泄流與閥芯受迫振動耦合產(chǎn)生。

圖8 為各轉(zhuǎn)速下不同頻率機油壓力波動幅值。從圖8 中可知，當發(fā)動機轉(zhuǎn)速達到1 100 r/min 以上時，限壓閥開啟泄流，泵后油壓波動幅值急劇增大，其中低頻油壓波動幅值增長了約20 倍。在1 100 r/min～2 100 r/min 的6 個轉(zhuǎn)速測量點100 Hz 以下的低頻壓力波動幅值分別占整體壓力波動幅值的75%、79%、71%、69%、62%、57%，由此可知低頻油壓波動主導了整個機油壓力在較大的范圍內(nèi)波動。隨著轉(zhuǎn)速的升高，低頻油壓波動幅值在1 300 r/min 以后占比逐漸減小。這是由于當主油道反饋的信號油壓超過限壓閥開啟壓力范圍（450±20）kPa 時，隨著轉(zhuǎn)速的升高，信號油壓對閥芯的激勵趨穩(wěn)，閥芯穩(wěn)定性有所改善，同時轉(zhuǎn)速增大使限壓閥泄流量逐漸增大，限壓閥穩(wěn)態(tài)泄流后的液動力作用逐漸減小，壓力波動幅值減小。

圖8 各轉(zhuǎn)速不同頻率機油壓力波動幅值

3 低頻油壓波動仿真分析及優(yōu)化

通過對上述試驗結(jié)果的初步分析，基本確定低頻壓力波動是由主油道限壓閥閥芯調(diào)壓失穩(wěn)導致的。為了解決低頻油壓波動問題，通過泵閥仿真軟件PumpLinx對限壓閥的調(diào)壓過程進行瞬態(tài)計算，分析限壓閥瞬態(tài)泄流與泵后油壓波動的關(guān)系，指導優(yōu)化結(jié)構(gòu)設(shè)計以降低低頻油壓波動影響。PumpLinx 是美國Simerics 公司針對水利學數(shù)值模擬開發(fā)的一款計算流體力學（computational fluid dynamics，CFD）軟件，是泵閥行業(yè)比較專業(yè)的CFD 仿真工具，可以精確模擬包含空化現(xiàn)象在內(nèi)的諸多流動問題，其內(nèi)置的多類型泵閥仿真模板有助于提供更加快速、穩(wěn)定和可靠的計算結(jié)果。

3.1 基于PumpLinx 軟件的泵閥聯(lián)合仿真分析

為試驗機型所配置的機油泵和計算流體域見圖9。

圖9 本試驗機型所配置的機油泵和計算流體域仿真模型

如圖9（a）所示，機油泵集成了主油道限壓閥。在限壓閥調(diào)壓過程中，主油道反饋的信號油壓根據(jù)限壓閥調(diào)壓彈簧預(yù)設(shè)壓力在泵后直接對進入潤滑系統(tǒng)的總流量進行控制，實現(xiàn)系統(tǒng)調(diào)壓。當主油道的信號油壓高于調(diào)壓彈簧開啟壓力時，主油道的信號油壓推動閥芯開啟泄流，泵后高壓泄流能夠快速降低泵出口壓力和進入發(fā)動機潤滑系統(tǒng)流量，從而降低主油道壓力；而主油道壓力驟減后，通過信號油迅速關(guān)閉限壓閥，使進入潤滑系統(tǒng)的機油流量迅速增加以提高主油道壓力。綜上可知，限壓閥的壓力是瞬態(tài)變化的。

常見的仿真分析主要針對機油泵指定出口壓力下限壓閥的穩(wěn)態(tài)泄流調(diào)壓能力。為了更加精確地分析限壓閥瞬態(tài)調(diào)壓過程，本文中將通過泵閥聯(lián)合仿真將機油泵出口壓力和信號油入口壓力與限壓閥泄流量進行關(guān)聯(lián)，即機油泵出口壓力和信號油入口壓力隨限壓閥泄流量變化而變化，實現(xiàn)泵閥聯(lián)動過程中的瞬態(tài)分析。

為了減小仿真計算量，建立了圖10 所示的潤滑系統(tǒng)簡化計算模型。將潤滑系統(tǒng)泵后所有附件及部件潤滑泄流過程簡化為一個模塊單元（圖10 中虛線框內(nèi)部分），流經(jīng)該簡化單元的流量為Qsys，進出口壓降為Δp，機油泵出口壓力和流量分別為pot，pump和Qot，pump，限壓閥開啟的信號油壓和泵后泄流量分別為poil，signal和Qot，valve，主油道壓力為poil，rail，p0為發(fā)動機曲軸箱內(nèi)的壓力，可近似取標準大氣壓p0=0.1 MPa。

圖10 潤滑系統(tǒng)簡化計算模型

基于流體動力學可知，簡化單元的壓降變化趨勢滿足式（3）。

式中，λ 為沿程阻力系數(shù)；l 為管道長度；dh為管道水力直徑；g 為重力加速度；γ 為流體的重度；ξ 為局部阻力系數(shù)；v 為油道內(nèi)的流速。因此，Δp 與Qsys之間滿足式（4）所示規(guī)律。

作為泵閥仿真計算邊界，給定機油泵的轉(zhuǎn)速、初始出口壓力pot，pump，0和簡化單元的初始流量Qsys，0，則通過式（4）可以近似計算泵后瞬態(tài)出口壓力pot，pump，ts。

式中，Δp0為簡 化單元的初 始壓降；Qot，pump為 泵出口流量，通過機油泵模型參數(shù)設(shè)置可由軟件直接計算獲取。在給定機油泵轉(zhuǎn)速下，由于潤滑系統(tǒng)的流量可視為恒定的，泵后與主油道之間簡化單元的瞬態(tài)壓降可近似視為恒定不變的，其簡化單元的恒定壓降可表示為Δpc，由此限壓閥所受瞬態(tài)信號油壓poil，signal，ts可表示為式（7）形式。

由此即可將機油泵出口壓力和信號油壓與流量進行關(guān)聯(lián)，從而實現(xiàn)瞬態(tài)泵閥仿真。

利用Creo 三維設(shè)計軟件從圖9（a）模型中抽取完整的流體域，然后導入PumpLinx 軟件對模型進行前處理和模型設(shè)置。其中計算模型直接采用軟件內(nèi)嵌的齒輪泵和柱塞閥成熟模塊［18-19］，控制網(wǎng)格劃分精度，最小網(wǎng)格尺寸為2×10-4，最大網(wǎng)格尺寸為4×10-2，面網(wǎng)格尺寸為1×10-2。計算中的油溫設(shè)置為100 ℃，機油密度為817.4 kg/m3，運動黏度為15.29 mm2/s，流體域計算模型如圖9（b）所示。

標定轉(zhuǎn)速下機油泵的瞬態(tài)出口壓力和閥芯位移數(shù)據(jù)如圖11 所示。由圖11（a）可知100 Hz 低通濾波有明顯的壓力波動，與實測數(shù)據(jù)具有相同的波動特性。由圖11（b）可知閥芯振動與壓力波動存在相關(guān)性。

圖11 泵閥聯(lián)合仿真結(jié)果

針對壓力波動和閥芯振動相關(guān)性，對兩組數(shù)據(jù)進行FFT 頻譜分析，如圖12 所示。從分析結(jié)果中可以確定：（1）標定轉(zhuǎn)速低頻油壓波動頻率為23 Hz，與實測數(shù)據(jù)的低頻波動頻率20 Hz 基本一致，驗證了計算模型的可信度；（2）低頻機油壓力波動頻率與限壓閥閥芯振動頻率一致，驗證了低頻油壓波動是由閥芯泄流過程發(fā)生耦合振動失穩(wěn)導致的。

圖12 壓力波動與閥芯位移頻譜對比

3.2 降低低頻波動的有效措施及試驗驗證

通過上述分析可知低頻油壓波動的產(chǎn)生原因是限壓閥閥芯受迫振動失穩(wěn)。為了降低或消除低頻油壓波動，基于單自由度有阻尼彈簧質(zhì)量振動系統(tǒng)原理［16］，可得振動系統(tǒng)固有頻率如式（8）所示。

目前，國內(nèi)外對湖泊沉積物污染狀況的評價尚缺乏統(tǒng)一的評價方法和標準，本研究采用綜合污染指數(shù)法和有機污染指數(shù)法評價洞庭湖表層沉積物的污染狀況，這兩種方法常被用于湖泊沉積物污染評價研究。

式中，c 為系統(tǒng)阻尼系數(shù)。本文中通過增大閥芯振動阻尼的方法提高其穩(wěn)定性。分析限壓閥結(jié)構(gòu)特點可知，影響閥芯振動阻尼的主要因素包含黏性阻尼和干摩擦阻尼，其中黏性阻尼是閥芯振動過程克服黏性潤滑油的內(nèi)摩擦力時產(chǎn)生的，主要包含閥芯與閥體間隙內(nèi)潤滑油的內(nèi)摩擦力、信號油進出信號油腔的流體阻力及泄流過程中液動力對閥芯沖擊阻力；而干摩擦阻尼力［20］主要發(fā)生在閥芯與閥體的接觸面上。

為了增大閥芯振動阻尼，提升其穩(wěn)定性，設(shè)計了圖13 所示的不同結(jié)構(gòu)的限壓閥并進行驗證分析：（1）在信號油道內(nèi)增加孔徑為3 mm 的節(jié)流孔（也稱為阻尼孔），如圖13（a）所示，以增大機油進出信號油腔的流體阻力。該措施在先導式溢流閥［11-12］的相關(guān)應(yīng)用中已經(jīng)有一定的研究。阻尼孔不宜過小，一般直徑不小于2 mm，否則在發(fā)動機轉(zhuǎn)速急劇升高或低溫冷起動等極限工況下因阻力過大導致限壓閥開啟泄流不及時，易導致潤滑系統(tǒng)壓力過高的風險。（2）將限壓閥泄流孔由對稱泄流（圖13（b）所示結(jié)構(gòu)）更改為單側(cè)泄流（圖13（c）所示結(jié)構(gòu)），增加閥芯的側(cè)向力，提高閥芯與閥體的干摩擦阻尼。

圖13 不同結(jié)構(gòu)的限壓閥示意圖

3.2.1 增加阻尼孔方案仿真分析及試驗驗證

針對增加阻尼孔措施，通過PumpLinx 軟件對其進行泵閥聯(lián)合仿真。發(fā)動機標定轉(zhuǎn)速下的泵后油壓和閥芯位移仿真結(jié)果如圖14 所示。由圖14（a）可知，增加阻尼孔后泵后機油壓力低頻波動現(xiàn)象基本被消除；從圖14（b）所示閥芯位移頻譜分析結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，增加阻尼孔后閥芯振動平穩(wěn)，沒有出現(xiàn)低頻失穩(wěn)現(xiàn)象。綜上，仿真結(jié)果表明增加阻尼孔可以削弱甚至消除低頻油壓波動振幅，解決低頻油壓波動問題。

圖14 增加阻尼孔前后閥芯位移和泵后瞬態(tài)油壓仿真結(jié)果對比

為了驗證實際效果，對各轉(zhuǎn)速下的泵后油壓進行高頻測試，機油溫度控制為100 ℃，測試結(jié)果如圖15 所示。圖15（a）和圖15（b）分別為增加阻尼孔前后泵后油壓波動的主頻率分布。其中，在1 300 r/min～2 100 r/min的5 個轉(zhuǎn)速測試點對應(yīng)的主油道穩(wěn)態(tài)油壓分別為410 kPa、430 kPa、450 kPa、460 kPa、470 kPa。由圖15 可知，隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速升高，1 700 r/min 以后主油道壓力達到限壓閥開啟壓力，無阻尼孔狀態(tài)下出現(xiàn)29 Hz的低頻壓力波動。而在增加阻尼孔后低頻壓力波動基本消除，與仿真結(jié)果一致，同時驗證了增加阻尼孔措施可以有效提高閥芯振動穩(wěn)定性，減小低頻油壓波動幅度。

圖15 信號油道增加阻尼孔前后油壓波動對比結(jié)果

此外，100 ℃油溫時低頻油壓波動頻率（29 Hz）比50 ℃油溫時（圖7 所示）的波動頻率（20 Hz）更高。分析波動頻率增加的主要原因是隨著油溫的升高，機油的黏度減小，使黏性阻尼力減小，閥芯受迫振動的耦合頻率增大。以15W—40 潤滑油為例，從50 ℃升高到100 ℃，機油運動黏度約由80 mm2/s 減小到15 mm2/s，減幅約為80%。

3.2.2 單側(cè)泄油方案驗證

針對增大閥芯振動摩擦阻尼措施，如圖13（b）所示更改限壓閥泄流口結(jié)構(gòu)，圖16 為不同泄油結(jié)構(gòu)限壓閥進出口壓力分布。從圖16 限壓閥某一開度時穩(wěn)定泄流仿真分析可知，在相同的泄流量下，對稱泄油時閥芯所受作用力對稱相互抵消，因此具有較小的摩擦阻尼；更改為單側(cè)泄油后（圖16（b）），在閥芯泄油口前后能夠產(chǎn)生將近100 kPa 的壓差，在壓差作用下產(chǎn)生側(cè)向力將閥芯推向閥體出口側(cè)壁面，產(chǎn)生更大的摩擦阻尼力。如果考慮閥芯開啟過程中瞬態(tài)泄流的沖擊影響，其峰值側(cè)向力會更高。

圖16 不同泄油結(jié)構(gòu)限壓閥進出口壓力分布

更改為單側(cè)泄油后，經(jīng)過高頻油壓測試發(fā)現(xiàn)低頻油壓波動現(xiàn)象消除，其機油壓力波動的主頻率分布情況與圖15（b）一致?？梢妭?cè)向力能夠極大地提高閥芯的干摩擦阻力，進而避免閥芯失穩(wěn)導致的低頻油壓波動現(xiàn)象，可以與增加阻尼孔的方法實現(xiàn)相同的效果，同時驗證了通過增加限壓閥閥芯振動系統(tǒng)的阻尼可以有效削弱甚至消除低頻油壓波動。

然而，該方案下側(cè)向力在增加閥芯與閥體的干摩擦阻尼的同時也惡化了閥芯工作的環(huán)境，經(jīng)過長時間相對運動，在摩擦力的作用下閥芯表面磨損逐漸嚴重。圖17 為發(fā)動機運行約1 000 h 拆檢限壓閥閥芯磨損情況。由圖17 可見，閥芯存在嚴重磨損現(xiàn)象。閥芯磨損嚴重將導致：（1）閥芯靈敏度過低，調(diào)壓卡頓，潤滑系統(tǒng)壓力異常波動，發(fā)動機運行的可靠性降低。（2）嚴重情況下閥芯發(fā)生卡滯，限壓閥失去調(diào)壓功能，潤滑系統(tǒng)失壓。壓力過高會導致增壓器內(nèi)部竄油、機油濾清器蓋漏油等密封失效問題；壓力過低會導致曲軸劃瓦、活塞拉缸等更為嚴重的事故。為了避免閥芯磨損給發(fā)動機運行帶來的可靠性問題，最終采用在信號油道增加阻尼孔的改進措施來減小低頻油壓波動。

圖17 發(fā)動機運行約1 000 h 拆檢限壓閥閥芯磨損情況

4 結(jié)論

（1）具有反饋式調(diào)壓結(jié)構(gòu)的潤滑系統(tǒng)隨限壓閥的開啟容易發(fā)生低頻油壓波動，波動頻率范圍為20 Hz～30 Hz，受低頻波動影響油壓波動幅值可以增大到正常波動幅值的20 倍，占整體壓力波動幅值的50%～80%。

（2）低頻油壓波動是由限壓閥泵后瞬態(tài)高壓泄流過程中閥芯調(diào)壓失穩(wěn)導致的。

（3）通過增大閥芯振動系統(tǒng)的阻尼力可顯著削弱甚至消除低頻油壓波動現(xiàn)象。試驗驗證證明，在信號油道中增加阻尼孔或增大閥芯與閥體的摩擦阻尼力均可大幅削弱低頻油壓波動，但增大閥芯摩擦阻尼需要注意避免閥芯磨損問題。

（4）通過瞬態(tài)泵閥聯(lián)合計算可以實現(xiàn)對泵閥的優(yōu)化設(shè)計與匹配，避免低頻油壓波動的產(chǎn)生。