2 加速噪音来源确定

激励源分析：该叶片式机油泵单体试验工作时引起机械振动的主要激励源包括链轮啮合振动、传动轴偏心振动、机油泵叶片旋转偏心振动^[4]。从图2加速频谱图表明，3100-3400rpm转速区间内噪声主要由共振频率765Hz和机油泵叶片14阶次贡献（该机油泵叶片数为7），因此初步确定激励源为机油泵叶片偏心振动。

阶次分析原理：周期负荷作用下的单轴或者多轴的旋转系统的激励通常是叠加的正弦波，且激励的频率为基本频率的整数倍。这些频率倍数称之为谐波相对于该基频的阶次，即阶次指的是被分析的机油泵叶片每转内发生的循环振动的次数^[5]。该机油泵的叶片数为7，其阶次与频率、转速的换算关系可用式（1）表示^[6]:

                      f=k*n\60                                     （1）

式（1）中，f表示频率，Hz；n表示机油泵转速，rpm；k表示阶次。

通过式（1）可得：该机油泵转速为3300rpm对应基频是385Hz（对应7阶次），2倍谐振频率为770Hz（对应14阶次）。共振频段为765Hz，确定激励源为机油泵叶片2倍谐振频率。

仿真分析：运用ANSYS workbench软件对机油泵总成模型进行约束模态分析，结果如图3所示：第四阶固有频率为736.65Hz，阵型为轴向方向前后摆动，与共振频段765Hz的差值小于5%，验证了有限元模型的准确性，可用于该机油泵的振动特性评估。从仿真结果进一步验证得到：加速过程3100-3400rpm区间，机油泵叶片2倍谐阶激励频率与机油泵第4阶固有频率接近而引起共振，造成该转速区间噪声声压级出现明显的异常峰值。

3、机油泵结构优化

共振是激励频率接近或等于固有频率时幅值迅速增大的物理现象^[7]，机油泵的固有频率主要与机油泵质量、刚度相关。因机油泵的工作转速以及自重不可改变，为了避开共振区，唯一的选择就是提高机油泵自身刚度。

根据以上试验测试与仿真分析结果可知，为避开共振区，需要提高该机油泵第四阶固有频率。第四阶固有频率阵型为轴向前后摆动，表明轴向支撑刚度弱，结合改进经验，对机油泵结构提出优化方案，如图4所示，主要是进行以下三个方面的结构优化：

（1） 泵体和泵盖增加加强筋，主要提高轴向支撑刚度；

（2） 泵盖轴向长度加长，主要提高轴向支撑刚度；

（3） 取消泵盖和主动轴的连接件-衬套，改变连接方式，主要提高接触刚度。