李小飛 朱文鋒

1 韶關(guān)市起重機(jī)有限責(zé)任公司 韶關(guān) 512025 2 長(zhǎng)安大學(xué)道路施工技術(shù)與裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 西安 710064

0 前言

流體流動(dòng)中的速度脈動(dòng)、黏性應(yīng)力及熵波動(dòng)的非線性相互作用產(chǎn)生的非穩(wěn)定流動(dòng)均會(huì)產(chǎn)生聲波[1]。平衡閥流場(chǎng)噪聲包括氣穴噪聲、湍流噪聲和脈動(dòng)噪聲等。氣穴噪聲是液壓油高速流過(guò)閥口時(shí)，液壓油內(nèi)壓力會(huì)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(dāng)油壓升高，氣泡被擠壓發(fā)生潰滅，釋放能量，從而形成振動(dòng)、噪聲等現(xiàn)象。脈動(dòng)噪聲是閥口噴射流在下游形成的強(qiáng)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(dòng)中的雷諾應(yīng)力輻射的噪聲，輻射效率較低，一般不考慮。

1 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀

近年來(lái)國(guó)內(nèi)外很多學(xué)者對(duì)流場(chǎng)噪聲進(jìn)行了研究。姜世杰等[2]針對(duì)高速列車外流場(chǎng)氣動(dòng)噪聲完成了在線測(cè)試研究，進(jìn)行了列車模型湍流流場(chǎng)模擬，完成了列車遠(yuǎn)場(chǎng)氣動(dòng)噪聲的預(yù)測(cè)研究。王春林等[3]對(duì)液下泵內(nèi)部流動(dòng)的非定常特性及噪聲規(guī)律進(jìn)行了研究，通過(guò)流體和聲學(xué)軟件相結(jié)合的間接混合計(jì)算方法，對(duì)液下泵內(nèi)部流場(chǎng)及聲場(chǎng)進(jìn)行求解。Kudzma Z等[4]對(duì)液壓錐閥進(jìn)行流量和空化的研究，對(duì)三種不同形狀的錐閥閥芯進(jìn)行研究，通過(guò)聲學(xué)和空化試驗(yàn)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(duì)U形和V形兩種典型節(jié)流閥口的空化流動(dòng)和噪聲進(jìn)行了研究。通過(guò)空化噪聲信號(hào)的頻域分析，得到了空化噪聲主頻實(shí)驗(yàn)值。研究發(fā)現(xiàn)液壓油的黏度會(huì)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(qiáng)烈剪切，誘發(fā)單頻噪聲。陸亮等[6]對(duì)插裝式溢流閥流體自激振蕩進(jìn)行了研究，發(fā)現(xiàn)流渦頻率與Rossiter半經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)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(dòng)頻率之間存在直接關(guān)系，為降低插裝閥的閥芯振動(dòng)提供了參考。傅新等[7]利用高速攝像機(jī)和噪聲頻譜分析等手段對(duì)U形閥口的氣穴和噪聲進(jìn)行了研究，研究了進(jìn)口壓力、閥口開(kāi)度和回油背壓對(duì)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(jī)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(cè)了氣穴流場(chǎng)誘發(fā)的閥體與閥芯振動(dòng)。李惟祥等[9]對(duì)插裝式液壓錐閥進(jìn)行了穩(wěn)態(tài)和動(dòng)態(tài)分析，分析了錐閥發(fā)生振動(dòng)的原因是錐尾環(huán)縫節(jié)流導(dǎo)致穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力使閥口趨于開(kāi)啟，通過(guò)改進(jìn)閥腔結(jié)構(gòu)，可以減輕錐閥振動(dòng)，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(dǎo)閥口處氣穴現(xiàn)象的影響因素及對(duì)閥芯穩(wěn)定性的影響，分析了出口壓力、入口流速和閥口開(kāi)度對(duì)氣穴現(xiàn)象的影響。但佳壁等[11]結(jié)合大渦模擬湍流模型和聲比擬方法，對(duì)排氣噴射流噪聲進(jìn)行了仿真研究，研究了直管和擴(kuò)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(dòng)噪聲領(lǐng)域，液壓閥的噴射流噪聲研究較少。針對(duì)液壓閥的流場(chǎng)噪聲進(jìn)行的研究主要是考慮氣穴噪聲，而忽略了流場(chǎng)的脈動(dòng)噪聲。液壓閥出現(xiàn)的尖銳嘯叫噪聲主要是流體脈動(dòng)噪聲。本研究針對(duì)平衡閥進(jìn)行研究，該型號(hào)平衡閥應(yīng)用于某型隨車起重機(jī)上。在控制壓力較低時(shí)，平衡閥容易出現(xiàn)尖銳的嘯叫噪聲，本研究針對(duì)該問(wèn)題，對(duì)平衡閥流場(chǎng)噪聲進(jìn)行仿真和實(shí)驗(yàn)分析，為平衡閥降噪提供一定指導(dǎo)。

2 仿真模型

圖1所示為某型號(hào)隨車起重機(jī)液壓系統(tǒng)的平衡閥結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖。

圖1 平衡閥結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

目前流場(chǎng)的數(shù)學(xué)模型主要是納維-斯托克斯方程，在采取一定的簡(jiǎn)化后，可進(jìn)行理論求解，但過(guò)程比較復(fù)雜。本文利用常用的流場(chǎng)仿真軟件Fluent進(jìn)行流場(chǎng)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(dǎo)入ICEM-CFD中劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格采用非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，閥口處是流場(chǎng)氣穴和噪聲產(chǎn)生的主要區(qū)域，故將閥口處的網(wǎng)格進(jìn)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(chǎng)存在氣泡，流場(chǎng)是液-氣兩相的混合流動(dòng)，采用混合物多相流模型。

圖2 流場(chǎng)網(wǎng)格

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

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

3 數(shù)值計(jì)算

平衡閥的入口壓力與隨著起重機(jī)的吊載有關(guān)，根據(jù)隨車起重機(jī)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(jìn)行仿真，出口壓力為背壓0.3 MPa。改型平衡閥的最大開(kāi)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(kāi)度x0進(jìn)行仿真。

以閥口開(kāi)度1.2 mm，入口壓力15 MPa為例進(jìn)行說(shuō)明。如圖3所示為流場(chǎng)對(duì)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(chǎng)對(duì)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(chǎng)對(duì)稱面氣相體積分?jǐn)?shù)，可以看出，在閥口處氣相體積分?jǐn)?shù)很大，與圖3所示的低壓區(qū)一致，氣相體積分?jǐn)?shù)最大值約94%，說(shuō)明閥口產(chǎn)生了氣化現(xiàn)象。圖6所示為流場(chǎng)對(duì)稱面噪聲云圖，在閥口部分的噪聲最大，達(dá)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(méi)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(huì)產(chǎn)生強(qiáng)烈的剪切流，產(chǎn)生流體脈動(dòng)噪聲。

圖3 流場(chǎng)對(duì)稱面壓力云圖

圖4 流場(chǎng)對(duì)稱面流速云圖

圖5 流場(chǎng)對(duì)稱面氣相體積分?jǐn)?shù)

圖6 流場(chǎng)對(duì)稱面噪聲云圖

4 入口壓力和閥口開(kāi)度對(duì)流場(chǎng)噪聲的影響

考慮入口壓力對(duì)流場(chǎng)噪聲影響的情況下討論，閥口開(kāi)度為1.2 mm時(shí)，不同入口壓力工況下流場(chǎng)對(duì)稱面各參數(shù)變化趨勢(shì)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(dá)到了203.1 m/s，最大噪聲達(dá)到了133 dB。最大氣相體積分?jǐn)?shù)在入口壓力達(dá)到15 MPa后趨于穩(wěn)定，在93%左右。該趨勢(shì)說(shuō)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(lái)越高，最后趨于穩(wěn)定。與此同時(shí)，流體流速越快，湍流噪聲和脈動(dòng)噪聲也越大，故綜合的流場(chǎng)耦合噪聲也越大。

圖7 最大流速隨入口壓力的變化趨勢(shì)

圖8 最大氣相體積分?jǐn)?shù)隨入口壓力的變化趨勢(shì)

圖9 最大噪聲隨入口壓力的變化趨勢(shì)

該平衡閥的最大閥口開(kāi)度約為1.67 mm，為研究不同閥口開(kāi)度下的流場(chǎng)噪聲，在15 MPa入口壓力的工況下，分別取閥芯開(kāi)口為0.8 mm、1 mm、1.2 mm、1.4 mm和1.67 mm進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，流場(chǎng)對(duì)稱面各參數(shù)結(jié)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(chǎng)最大流速、最大氣相體積分?jǐn)?shù)和最大噪聲隨著閥口開(kāi)度增大先減小后增大，然后再減小。在閥口開(kāi)度為1 mm處，出現(xiàn)所有流場(chǎng)參數(shù)下降的原因，可能是流體黏性的影響，因?yàn)榱鲌?chǎng)參數(shù)受到結(jié)構(gòu)和黏性等多因素影響，平衡閥小開(kāi)口時(shí)，壁面邊界層的影響較大。

圖10 最大流速隨閥口開(kāi)度的變化趨勢(shì)

圖11 最大氣相體積分?jǐn)?shù)隨閥口開(kāi)度的變化趨勢(shì)

圖12 最大噪聲隨閥口開(kāi)度的變化趨勢(shì)

4 實(shí)驗(yàn)研究

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

圖13 平衡閥流場(chǎng)噪聲實(shí)驗(yàn)

圖14～圖16為平衡閥小開(kāi)口時(shí)，負(fù)載壓力分別為8 MPa左右、10 MPa左右和12 MPa左右的噪聲信號(hào)和傅里葉變換（FFT）后的頻譜圖。在分析FFT頻譜時(shí)，選擇采樣頻率的一半即0～24 kHz進(jìn)行分析。根據(jù)噪聲頻譜可以看出，不同負(fù)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(duì)較小，中頻部分最小。經(jīng)過(guò)分析可知，低頻主要是液壓油泵和發(fā)動(dòng)機(jī)的背景噪聲，流場(chǎng)噪聲主要分布在中頻和高頻部分，故流場(chǎng)噪聲比較尖銳。

圖14 負(fù)載壓力為8 MPa時(shí)噪聲信號(hào)和頻譜

圖15 負(fù)載壓力為10 MPa時(shí)噪聲信號(hào)和頻譜

圖16 負(fù)載壓力為12 MPa時(shí)噪聲信號(hào)和頻譜

為了消除油泵和發(fā)動(dòng)機(jī)的背景噪聲，提取所需的流場(chǎng)噪聲，利用高通濾波器對(duì)噪聲信號(hào)進(jìn)行濾波，提取的流場(chǎng)噪聲信號(hào)的時(shí)域和頻域曲線如圖17～圖19所示。根據(jù)實(shí)驗(yàn)結(jié)果可知，不同負(fù)載壓力下，流場(chǎng)噪聲頻率分布基本一致，且幅值相對(duì)液壓泵和發(fā)動(dòng)機(jī)而言很小，但流場(chǎng)噪聲的頻域很寬，呈現(xiàn)頻率越高幅值越大的特點(diǎn)。

圖17 負(fù)載壓力為8 MPa時(shí)提取的流場(chǎng)噪聲信號(hào)

圖18 負(fù)載壓力為10 MPa時(shí)提取的流場(chǎng)噪聲信號(hào)

圖19 負(fù)載壓力為12 MPa時(shí)提取的流場(chǎng)噪聲信號(hào)

5 結(jié)論

1）通過(guò)對(duì)平衡閥流場(chǎng)的數(shù)值仿真分析可知，流場(chǎng)氣化發(fā)生在閥口處。在某一固定閥口開(kāi)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(huì)在某一壓力后保持穩(wěn)定，流場(chǎng)噪聲與入口壓力正相關(guān)。

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

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