【摘 要】采用ANSYS有限元軟件建立了葉片泵泵體的實體模型，并進行了模態(tài)分析，得到葉片泵泵體的固有頻率和振型特征，分析了葉片泵的噪音頻率范圍，對葉片泵泵體結構參數(shù)進行了修改，使其固有頻率遠離葉片泵噪音頻率范圍，避免噪聲的產(chǎn)生。為葉片泵的進一步研究提供了參考依據(jù)。

【關鍵詞】葉片泵；模態(tài)分析；泵體；噪音

Modeling and modal analysis of pump body of vane pump based on FEM

CHEN Hao

（Hu Bei Ao Lin hydraulic Co Ltd Suizhou 441300 Hubei China）

【Abstract】Entity model of pump body of vane pump and modal analysis were done by using ANSYS finite element software. Then the natural frequency and characteristics of mode types were gained. The range of noise frequency of vane pump was analyzed. The natural frequency of vane pump were out of the frequency range of noise by modifying the structure parameters of pump body. Noise was avoided. Reference basis for the further study on vane pump is provided.

【Key words】Vane pump；Modal analysis；Pump body；Noise

葉片泵是液壓泵中的主要產(chǎn)品，比較其它液壓泵如柱塞泵具有運轉平穩(wěn)，重量輕，體積小等優(yōu)點，近年來在國內(nèi)得到快速發(fā)展[1-4]。且具有高速、高壓、大功率以及低噪音特性的葉片泵以成為現(xiàn)在的發(fā)展趨勢[5]。尤其低噪音的葉片泵成為國內(nèi)外學者重點解決的問題。國外在葉片泵噪聲控制上主要采用預壓縮，防止葉片脫離定子及比例減壓等方法，如日本油研公司的“PV2R”系列高壓葉片泵采用的3-4-5型高次曲線以及意大利埃托斯公司的“FEE”高壓葉片泵采用的3-4-5-6型高次曲線，解決了葉片泵的噪聲值過高問題。從振動學角度分析，零件的剛度影響著振動體的固有頻率范圍，通過修改葉片泵各零件的剛度，有效的控制各零件的固有頻率出現(xiàn)在噪音的頻率范圍內(nèi)。因此，本文以葉片泵的泵體為研究對象，采用ANSYS有限元方法對其進行模態(tài)分析，找出葉片泵泵體在噪音頻域范圍內(nèi)的固有頻率，并通過提高其剛度，避免這些頻率的出現(xiàn)，從而降低葉片泵在工作中的噪音的產(chǎn)生。

1.葉片泵噪聲的范圍

葉片泵噪聲的頻率一般可由下式給出：

f■=kzn60 HZ （1）

式中：k—諧波次數(shù)，k=1，2，…；

z—葉片數(shù)，z=10；

n—泵軸旋轉速度，泵的工作范圍 n=600～1800r/min。

葉片泵噪聲諧波次數(shù)為2或4，且諧波次數(shù)為2、4時葉片泵噪聲的頻率分別為：

f■=2*12（600～1800）60=（240～720）HZ （2）

f■=4*12（600～1800）60=（480～1440）HZ （3）

由此可知葉片泵的噪聲范圍為（240～1440）HZ。

2.泵體有限元模型建立與模態(tài)分析

2.1泵體模型的建立

選擇Solid/10 node 92單元，泵體材料為HT300，其材料特性參數(shù)為：彈性模量：EX=1.2e5MPa、泊松比：μ=0.25、密度：ρ=7.0e-9tonne/（mm）3。選擇人工劃分網(wǎng)格對泵體進行網(wǎng)格劃分。劃分結果如圖1所示。在泵體泵蓋接觸的面上約束x、y、z三個自由度。指定分析類型為模態(tài)分析，采用Block Lanczos方法來進行模態(tài)分析。

圖1 泵體網(wǎng)格劃分

Fig.1 The pump body mesh

2.2 模態(tài)分析

為保證分析精確，定義輸出前10階模態(tài)的固有頻率及振型，其結果如圖2所示。

圖2 泵體各階頻率

Fig.2 The pump body frequency bands

由上頻率圖可知：泵體的1、2階固有頻率均處于葉片泵的噪聲頻率范圍內(nèi)，會發(fā)生共振，需要進行改進。泵體前6階振型位移變化云圖如圖3所示。

第一階模態(tài)（f1=1097.3HZ） 第二階模態(tài)（f2=1186.9HZ）

第三階模態(tài)（f3=1560.7HZ） 第四階模態(tài)（f4=1625.3HZ）

第五階模態(tài)（f3=1654.7HZ） 第六階模態(tài)（f4=1819.1HZ）

圖3 泵體有限元振動特性分析

Fig.3 Pump body finite element analysis of the vibration characteristic

2.3泵體的改進

泵體外連接處最容易更改，因為他只涉及連接螺栓的長度，所以選取外連接法蘭盤的厚度作為優(yōu)化目標，改變它的厚度，由原來的16mm改為25mm。葉片泵軸改進前后前10階固有頻率對比分析如表1所示：

表1 改進前后對比 Tab.1 Natural frequency of ten mode shapes

表1給出了改進前后泵體的前10階固有頻率值，經(jīng)分析可知：泵體的第1、2階模態(tài)的振動頻率超出了1440Hz，離開了葉片泵噪聲的頻率范圍。且6～10階模態(tài)的振動頻率也遠遠超出噪聲頻率范圍。從而避免了噪音的產(chǎn)生。

3.結論

本文以葉片泵的泵體為研究對象，采用有限元方法對其進行模態(tài)分析，并對泵體的剛度進行了調(diào)整，得到如下結論：

（1）葉片泵的泵體的前1、2階模態(tài)的固有頻率在葉片泵噪聲頻率范圍內(nèi)。

（2）通過調(diào)整軸的剛度，使葉片泵泵體的前1、2階固有頻率遠離葉片泵噪聲的頻率范圍，從而避免葉片泵軸的噪音產(chǎn)生。

【參考文獻】

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[3]BECKA.Hydraulic mufflers for noise and vibration control[J].Proc.natl.conf.Fluid power，vol.36，1982.

[4]R.D.白萊文斯著.吳恕三，陸士嘉譯.流體誘發(fā)振動[M].北京：機械工業(yè)出版社，1983.

[5]黎樹明.葉片泵壓力升級的主要障礙[J].液壓與氣動，1992.3.