平衡閥流場噪聲數(shù)值仿真與試驗研究

李小飛 朱文鋒

1 韶關市起重機有限責任公司 韶關 512025 2 長安大學道路施工技術與裝備教育部重點實驗室 西安 710064

0 前言

流體流動中的速度脈動、黏性應力及熵波動的非線性相互作用產(chǎn)生的非穩(wěn)定流動均會產(chǎn)生聲波[1]。平衡閥流場噪聲包括氣穴噪聲、湍流噪聲和脈動噪聲等。氣穴噪聲是液壓油高速流過閥口時，液壓油內(nèi)壓力會降低，溶解的空氣析出，或液壓油汽化，內(nèi)部形成大量氣泡，當油壓升高，氣泡被擠壓發(fā)生潰滅，釋放能量，從而形成振動、噪聲等現(xiàn)象。脈動噪聲是閥口噴射流在下游形成的強烈流體剪切形成的，易誘發(fā)刺耳的嘯叫噪聲。湍流噪聲是流動中的雷諾應力輻射的噪聲，輻射效率較低，一般不考慮。

1 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀

近年來國內(nèi)外很多學者對流場噪聲進行了研究。姜世杰等[2]針對高速列車外流場氣動噪聲完成了在線測試研究，進行了列車模型湍流流場模擬，完成了列車遠場氣動噪聲的預測研究。王春林等[3]對液下泵內(nèi)部流動的非定常特性及噪聲規(guī)律進行了研究，通過流體和聲學軟件相結合的間接混合計算方法，對液下泵內(nèi)部流場及聲場進行求解。Kudzma Z等[4]對液壓錐閥進行流量和空化的研究，對三種不同形狀的錐閥閥芯進行研究，通過聲學和空化試驗表明，錐閥閥芯具有最小的錐角和最高的臨界速度，則空化噪聲最小。陸亮[5]對U形和V形兩種典型節(jié)流閥口的空化流動和噪聲進行了研究。通過空化噪聲信號的頻域分析，得到了空化噪聲主頻實驗值。研究發(fā)現(xiàn)液壓油的黏度會使空泡潰滅延緩，造成噪聲主頻降低。研究還發(fā)現(xiàn)V形節(jié)流閥口的高速射流與下游腔體的液體形成強烈剪切，誘發(fā)單頻噪聲。陸亮等[6]對插裝式溢流閥流體自激振蕩進行了研究，發(fā)現(xiàn)流渦頻率與Rossiter半經(jīng)驗公式計算得到的自激振蕩頻率比較接近，自激振蕩主頻與腔底壓力波動頻率之間存在直接關系，為降低插裝閥的閥芯振動提供了參考。傅新等[7]利用高速攝像機和噪聲頻譜分析等手段對U形閥口的氣穴和噪聲進行了研究，研究了進口壓力、閥口開度和回油背壓對氣穴和噪聲的影響。此外高紅等[8]早期利用工業(yè)纖維鏡與高速攝像機等可視化系統(tǒng)，多方位觀察了閥口附近的 氣血現(xiàn)象，并用位移傳感器檢測了氣穴流場誘發(fā)的閥體與閥芯振動。李惟祥等[9]對插裝式液壓錐閥進行了穩(wěn)態(tài)和動態(tài)分析，分析了錐閥發(fā)生振動的原因是錐尾環(huán)縫節(jié)流導致穩(wěn)態(tài)液動力使閥口趨于開啟，通過改進閥腔結構，可以減輕錐閥振動，但易于產(chǎn)生氣蝕和噪聲。陸倩倩等[10]研究了2D伺服閥先導閥口處氣穴現(xiàn)象的影響因素及對閥芯穩(wěn)定性的影響，分析了出口壓力、入口流速和閥口開度對氣穴現(xiàn)象的影響。但佳壁等[11]結合大渦模擬湍流模型和聲比擬方法，對排氣噴射流噪聲進行了仿真研究，研究了直管和擴張管兩種尾管的噴射流噪聲。

目前噴射流噪聲主要集中在氣動噪聲領域，液壓閥的噴射流噪聲研究較少。針對液壓閥的流場噪聲進行的研究主要是考慮氣穴噪聲，而忽略了流場的脈動噪聲。液壓閥出現(xiàn)的尖銳嘯叫噪聲主要是流體脈動噪聲。本研究針對平衡閥進行研究，該型號平衡閥應用于某型隨車起重機上。在控制壓力較低時，平衡閥容易出現(xiàn)尖銳的嘯叫噪聲，本研究針對該問題，對平衡閥流場噪聲進行仿真和實驗分析，為平衡閥降噪提供一定指導。

2 仿真模型

圖1所示為某型號隨車起重機液壓系統(tǒng)的平衡閥結構簡圖。

圖1 平衡閥結構簡圖

目前流場的數(shù)學模型主要是納維-斯托克斯方程，在采取一定的簡化后，可進行理論求解，但過程比較復雜。本文利用常用的流場仿真軟件Fluent進行流場數(shù)值求解。首先利用ProE軟件建立平衡閥的三維模型，然后抽取內(nèi)流道的模型，并將其導入ICEM-CFD中劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格采用非結構網(wǎng)格，閥口處是流場氣穴和噪聲產(chǎn)生的主要區(qū)域，故將閥口處的網(wǎng)格進行局部加密處理，最終的網(wǎng)格模型如圖2所示?？紤]到平衡閥內(nèi)流場存在氣泡，流場是液-氣兩相的混合流動，采用混合物多相流模型。

圖2 流場網(wǎng)格

湍流模型選擇RNG k-epsilon模型，近壁面采用強化壁面處理，流場介質(zhì)采用46號耐磨液壓油，密度為850 kg/m3，動力粘度為0.0391 Pa·s，氣相密度為1.225 kg/m3，動力粘度為 1.26×10-6Pa·s。

平衡閥內(nèi)液壓油流動的噪聲包括氣穴噪聲、流體脈動噪聲和湍流噪聲等。文中以Fluent自帶的寬頻噪聲模塊進行數(shù)值計算。氣穴的模型采用Zwart-Gerben-Belamri模型。

3 數(shù)值計算

平衡閥的入口壓力與隨著起重機的吊載有關，根據(jù)隨車起重機的最大吊重，選取3 MPa、6 MPa、9 MPa、12 MPa、15 MPa、18 MPa、21 MPa為入口壓力pin進行仿真，出口壓力為背壓0.3 MPa。改型平衡閥的最大開口度為1.2 mm，選取0.8 mm、1 mm、1.2 mm、1.4 mm、1.67 mm等閥芯開度x0進行仿真。

以閥口開度1.2 mm，入口壓力15 MPa為例進行說明。如圖3所示為流場對稱面壓力云圖。從圖3中可以看出，閥口處依附于閥芯外壁面的部分區(qū)域壓力非常低。圖4為流場對稱面流速云圖，從圖4可以發(fā)現(xiàn)，閥口處的流速較大，最大約172 m/s，且呈現(xiàn)明顯的噴射流狀態(tài)。在回油腔中心區(qū)域也存在射流區(qū)域。

圖5所示為流場對稱面氣相體積分數(shù)，可以看出，在閥口處氣相體積分數(shù)很大，與圖3所示的低壓區(qū)一致，氣相體積分數(shù)最大值約94%，說明閥口產(chǎn)生了氣化現(xiàn)象。圖6所示為流場對稱面噪聲云圖，在閥口部分的噪聲最大，達到了131 dB，此處主要是產(chǎn)生了氣穴噪聲和噴射流噪聲。在回油區(qū)依然存在較大噪聲，從圖5可以看到，此區(qū)域并沒有產(chǎn)生氣穴，故不存在氣穴噪聲。由圖4的速度云圖可以發(fā)現(xiàn)，回油區(qū)的中心區(qū)域流速很高，而邊緣區(qū)域流速較低，故回油區(qū)會產(chǎn)生強烈的剪切流，產(chǎn)生流體脈動噪聲。

圖3 流場對稱面壓力云圖

圖4 流場對稱面流速云圖

圖5 流場對稱面氣相體積分數(shù)

圖6 流場對稱面噪聲云圖

4 入口壓力和閥口開度對流場噪聲的影響

考慮入口壓力對流場噪聲影響的情況下討論，閥口開度為1.2 mm時，不同入口壓力工況下流場對稱面各參數(shù)變化趨勢如圖7～圖9所示。由圖7～圖9可知，隨著入口壓力的升高，流體最大流速和最大噪聲均不斷升高，最大流速達到了203.1 m/s，最大噪聲達到了133 dB。最大氣相體積分數(shù)在入口壓力達到15 MPa后趨于穩(wěn)定，在93%左右。該趨勢說明，隨著入口壓力的升高，閥口處液相與氣相的相互轉(zhuǎn)化程度越來越高，最后趨于穩(wěn)定。與此同時，流體流速越快，湍流噪聲和脈動噪聲也越大，故綜合的流場耦合噪聲也越大。

圖7 最大流速隨入口壓力的變化趨勢

圖8 最大氣相體積分數(shù)隨入口壓力的變化趨勢

圖9 最大噪聲隨入口壓力的變化趨勢

該平衡閥的最大閥口開度約為1.67 mm，為研究不同閥口開度下的流場噪聲，在15 MPa入口壓力的工況下，分別取閥芯開口為0.8 mm、1 mm、1.2 mm、1.4 mm和1.67 mm進行數(shù)值計算，流場對稱面各參數(shù)結果如圖10～圖12所示。根據(jù)圖10～圖12可知，在入口壓力一定的前提下，流場最大流速、最大氣相體積分數(shù)和最大噪聲隨著閥口開度增大先減小后增大，然后再減小。在閥口開度為1 mm處，出現(xiàn)所有流場參數(shù)下降的原因，可能是流體黏性的影響，因為流場參數(shù)受到結構和黏性等多因素影響，平衡閥小開口時，壁面邊界層的影響較大。

圖10 最大流速隨閥口開度的變化趨勢

圖11 最大氣相體積分數(shù)隨閥口開度的變化趨勢

圖12 最大噪聲隨閥口開度的變化趨勢

4 實驗研究

為了進一步研究平衡閥流場噪聲，獲取噪聲的特性，需要進行實驗研究。由于噪聲經(jīng)常出現(xiàn)在閥口開度較小的工況，因此選取控制壓力較小，即閥口開度較小的工況進行實驗。如圖13所示，在圖示位置設立測試點。由于吊臂落幅過程中，負載壓力是隨變幅角度改變的，不能測試某一固定負載壓力下的噪聲信號，以下均以某一段壓力范圍進行表示，測試不同負載壓力工況下的噪聲信號。采樣頻率為48 kHz，采樣時間2～3 s左右。

圖13 平衡閥流場噪聲實驗

圖14～圖16為平衡閥小開口時，負載壓力分別為8 MPa左右、10 MPa左右和12 MPa左右的噪聲信號和傅里葉變換（FFT）后的頻譜圖。在分析FFT頻譜時，選擇采樣頻率的一半即0～24 kHz進行分析。根據(jù)噪聲頻譜可以看出，不同負載壓力下，頻譜分布基本一致，最大幅值主要分布在低頻部分，高頻分量相對較小，中頻部分最小。經(jīng)過分析可知，低頻主要是液壓油泵和發(fā)動機的背景噪聲，流場噪聲主要分布在中頻和高頻部分，故流場噪聲比較尖銳。

圖14 負載壓力為8 MPa時噪聲信號和頻譜

圖15 負載壓力為10 MPa時噪聲信號和頻譜

圖16 負載壓力為12 MPa時噪聲信號和頻譜

為了消除油泵和發(fā)動機的背景噪聲，提取所需的流場噪聲，利用高通濾波器對噪聲信號進行濾波，提取的流場噪聲信號的時域和頻域曲線如圖17～圖19所示。根據(jù)實驗結果可知，不同負載壓力下，流場噪聲頻率分布基本一致，且幅值相對液壓泵和發(fā)動機而言很小，但流場噪聲的頻域很寬，呈現(xiàn)頻率越高幅值越大的特點。

圖17 負載壓力為8 MPa時提取的流場噪聲信號

圖18 負載壓力為10 MPa時提取的流場噪聲信號

圖19 負載壓力為12 MPa時提取的流場噪聲信號

5 結論

1）通過對平衡閥流場的數(shù)值仿真分析可知，流場氣化發(fā)生在閥口處。在某一固定閥口開度，隨著入口壓力的增大，閥口處液相與氣相相互轉(zhuǎn)化的程度越高，但會在某一壓力后保持穩(wěn)定，流場噪聲與入口壓力正相關。

2）在入口壓力保持不變時，隨著閥口開度的增大，流場最大流速、最大氣相體積分數(shù)和最大噪聲先減小后增大，然后再減小。

3）實驗研究表明，流場噪聲主要分布在中頻和高頻部分，故流場噪聲比較尖銳。不同負載壓力下，流場噪聲頻譜分布基本一致。流場噪聲幅值相對很小，但流場噪聲的頻域很寬，呈現(xiàn)頻率越高幅值越大的特點。