加油機溢流閥流體振動噪聲分析與優化

蘇華山，楊國來，張立強，陳 萍，李仁年

溢流閥是液壓系統中的重要設備，其主要作用是通過事先調定的壓力(溢流壓力)來限定系統的最大壓力，使液壓系統不超過溢流閥的調定值，從而對系統起過載保護作用。研究液壓系統動態特性，過去用得較多的是古典控制工程中的傳遞函數分析法。由于此方法的諸多局限，對動態特性的研究一直缺乏較成熟的方法。隨著CFD(Computational Fluid Dynamics，計算流體動力學)軟件發展以及計算機計算能力的提高，使利用動網格技術分析溢流閥動態特性成為可能［1］。

本文針對加油泵溢流閥在加油槍出油量小時存在流體振動噪聲的問題，分析了產生振動的原因并對加油泵溢流閥結構進行優化［2－3］。

1 流體振動噪聲產生原因

液壓系統一般都有振動現象，振動頻率、幅度達到一定程度產生噪聲、過振動、沖擊，其中振動明顯而形成故障時，能使設備達不到工作穩定的要求、接頭出現松脫或斷裂而導致設備漏油污染環境、停機等故障，并常伴隨有噪聲，影響工作環境［4－6］。產生流動振動的主要原因有:

(1)液流通道迅速關閉時的液壓沖擊;

(2)運動部件在高速運動中突然被制動;

(3)流體中空氣引起的液壓沖擊。

經過分析，加油泵在加油槍出油量小 (大概每分鐘流量20 L/M左右)的時候，液壓泵的流量脈動引發溢流閥閥芯來回震蕩，閥體內液流通道迅速開啟和關閉，閥口噴出的高壓流體產生的高頻振動是加油機系統振動和噪聲的主要來源。

故我們采取的措施為盡量使完全沖擊改變為不完全沖擊，可通過減慢閥芯啟閉速度來實現。加油泵溢流閥結構如圖1所示，閥內腔與中腔之間的油液只能通過環縫型節流孔，受阻尼特性影響閥芯運動實現緩慢開啟和關閉，為降低流體噪聲可采用的方法為找到最佳環縫尺寸δ，為此我們采用數值計算方法求解。

2 數值計算方法

2.1 分析中的假設

為了便于對加油泵溢流閥進行數值模擬，必須對其模型進行必要的約束。

(1)加油泵溢流閥在工作過程中沒有形變;

(2)流體是不可壓縮的，且密度和粘度均保持不變;

(3)不考慮熱傳遞，流體保持恒溫。

2.2 動網格計算模型

在FLUENT軟件中，動網格模型可以用來模擬由于流域邊界運動引起流域形狀隨時間變化的流動情況［9－10］。

對于通量φ，在任意控制體V內，其邊界是運動的，守恒方程的通式為［1］:

式中:ρ為流體密度，u→流體速度矢量，u→s為動網格的網格變形速度，Γ為擴散系數，Sφ為通量φ的源項，?V用于描述控制體邊界。

在方程(2)中，第一項可以利用一階向后差分寫成:

式中:n及n+1表示當前時間及下一時間。第n+1時間上體積Vn+1通過式(3)計算。

式中:nf為控制體的面數為j面的表面積，每個控制容積面上點通過式(5)計算。

式中:δVj為整個時間步長Δt上控制面膨脹引起的體積改變。

2.3 計算方法

動網格的更新主要有以下3種方式:彈簧近似光滑法(Spring-based Smoothing)，動態分層法(Dynamic Layering)，局部網格重劃法(Local Remeshing)［6］，作者選定彈簧近似光滑和局部網格重劃兩種方法［7］。模擬中使用標準k－ε湍流模型［8］，對流項的離散采用二階迎風格式，擴散項的離散采用具有二階精度的中心差分格式，速度和壓力的耦合采用SIMPLE算法［9－10］。

2.4 模型建立及仿真

加油泵的三維模型見圖2。根據實際流域建立油泵溢流閥部分的流道模型和網格模型如圖3－4所示。由于閥芯形狀較為復雜，壁面附近網格尺度與周圍網格尺度存在較大差別，網格更新時變形較大。在這種情況下，文中設置一個包含固壁運動邊界的計算域(圖3中剛體運動計算域)，通過該計算域的整體運動模擬域內物體的運動。采用interface(這里稱交界面)將運動域運動范圍與固定計算域區分開來，分界面處理方法如下:

(1)在網格劃分時設置交界面，交界面內外劃分為2個獨立的計算域，并設置分界面為interface;

(2)按分界面將完整模型劃分為兩個獨立的網格模型，在對動計算域進行網格劃分的時候;

(3)設置動計算域和靜止計算域通過分界面傳遞數據。

固定計算域區對計算結果影響較小，進行網格劃分的時候，網格尺寸的比例因子選擇為較大。在對動計算域進行網格劃分的時候，剛體運動計算域體積相對較小，為了提高計算精度和效率，網格尺寸的比例因子選擇為較小可實現網格加密，以保證焊縫處網格足夠精細(圖5)。

圖2 加油泵溢流閥部分放大圖Fig.2 Enlarged drawing of overflow valve portion of the gasoline pump

圖3 加油泵溢流閥部分流道模型Fig.3 Channel model of overflow valve portion of the petrol pump

圖4 模型網格劃分Fig.4 The meshed model

圖5 模型網格局部細節Fig.5 Detail of the mesh

2.5 動網格程序設定

(1)F_CENTROID()函數計算出閥芯位置P(x0，y0，z0)，由于發沿x方向運動，故可通過式(6)計算得到閥芯受到彈簧力大小Fspring。

(2)F_P(f，t)函數計算閥芯受流體作用力Ffluid。

(3)DEFINE_CG_MOTION()函數控制閥芯運動速度vn。溢流閥工作過程中認為泵體被固定，閥芯運動，即泵體的速度為零，仿真開始后，根據上一時間步長計算得到彈簧力Fspring、閥芯受流體作用力Ffluid和時間步長Δt通過式(6)計算下一步活塞桿的速度。當閥芯沿關閉方向運動至關閉位置或者沿開啟方向運動至開啟位置時，閥芯移動速度vn都變為0。

式中:k，b為常數;m為閥芯質量;Δt為時間步長;vn為當前時間步的速度;vn－1為上一個時間步的速度(初始為0)。

(4)fprintf()函數在文本中寫入每個時間步長計算得到的閥瓣位置。

2.6 網格無關性驗證和步長獨立性驗證

對于瞬態數值模擬，需要確定計算所用網格的網格數量以及時間步長與計算獲得的結果之間無關聯性，也就是要進行網格無關性驗證和時間獨立性(無關性)驗證。本次模擬中我們比較關注的是閥芯的運動相關，因此我們位移隨時間的關系來進行網格無關性驗證。

對于瞬態問題，需要確定一個時間點。根據計算結果，時間進行到0.035 s時，閥芯位置已經發生較大改變，因此我們取0.035 s時的閥芯位置做網格無關性和步長獨立性驗證。

2.6.1 網格無關性驗證

對表1四種網格數量下，計算得到的動態特性曲線如圖6所示。

表1 四種計算網格數Tab.1 Fou typs of computing grid numker

圖6 網格無關性驗證結果圖Fig.6 The grid independence test results

從圖中可以看出，當網格數從166×104變至239×104時，隨著網格數的增加，閥芯位移變化很小，說明表1所設置的b中網格數量對計算結果的影響很小，可認為166×104的網格已達到網格無關，因此取166×104的網格作為計算網格。

2.6.2 時間步長無關性驗證

文中計算工況為三種，時間步長也分別取了0.005 s、0.001 s、0.000 5 s、0.000 1 s 以及 0.000 05 s 五種時間步長。下面對時間步長分別為 0.005 s、0.001 s、0.000 5 s、0.000 1 s以及 0.000 05 s進行步長獨立性驗證。當時間步長Δt=0.005 s，閥瓣運動過程中產生負體積，故排除該計算結果。取以上其余四個時間步長，計算得到的動態特性曲線如圖7所示。

圖7 步長獨立性驗證結果圖Fig.7 Time step independent verification results

從圖中可以看出，c和d在不同的時間步長下結果基本不變，而a和b隨著步長的增加，偏差越大。若步長取得太小，會大大增加計算周期，若步長取得太大又會影響到計算的精度，綜合考慮，在本文計算中取計算的時間步長為0.000 1 s。

3 計算結果及分析

由FLUENT模擬出來不同瞬時壓力場分別如圖8所示，第一階段t=0 s時刻，閥口前端已形成一個高壓區，過流面積減小處形成一個較大范圍的低壓區，Ffluid＞Fspring閥芯逐漸打開，第二階段t=0～0.005 s時間內油流入閥口，節流口處流速逐漸增大，壓力迅速降低。Ffluid逐漸降低，閥芯速度逐漸增加。第三階段t=0.005～0.01 s過平衡點后，Ffluid＜Fspring閥芯速度逐漸減小直至為0。第四階段 t=0.01 ～0.015 s，Ffluid＜ Fspring閥芯速度逐漸減小。第五階段t=0.015～0.02 s過平衡點后，閥口過流面積減小，Ffluid逐漸增加Ffluid＞Fspring閥芯速度逐漸減小直至為0，如此反復。

3.1 噪聲產生的原因

數值計算分析流體振動噪聲產生原因，UDF中采用DEFINE_PROFILE()函數定義二種入口壓力。

(1)入口壓力逐漸增加后隨時間發送周期性變化可用于模擬泵流量脈動邊界條件:

圖8 閥內部壓力場分布Fig.8 Pressure contour of the valve

(2)入口壓力逐漸增加后不在變化可用于模擬泵無流量脈動邊界條件:

式中:A、B、k、t1為常數，t為時間變量。

仿真結果如圖9所示，可以看出:曲線a中閥芯來回震蕩，產生原因為泵流量脈動，引起閥芯受力周期性變化，曲線b中經過一段時間閥芯穩定在固定數值，故引發流體振動噪聲原因為泵流量脈動引起的。為使噪聲降低到許可范圍以內，對閥結構進行改進，在原有結構不發生很大改變的情況下調整環縫尺寸δ。

圖9 閥芯位置特性曲線－aFig.9 The relation curves that spool position with time －a

3.2 環縫尺寸δ取值

δ取值為 0.5 mm、0.2 mm、0.1 mm、0.08 mm，入口壓力為Pa，出口壓力為0，數值計算結果如圖10所示。δ越小閥芯運動的來回震蕩的頻率越低，可起到緩開緩閉的功能。當δ取值過小時，溢流閥響應過慢，容易引發安全隱患。從圖中我們可以看出δ=0.1 mm時最適合。

4 改進前后泵噪聲測試

4.1 測量儀器

AWA6270噪聲頻譜分析儀。

4.2 試驗要求

先測試改進前加油泵(δ=0.5 mm)，然后測試改進后的加油泵(δ=0.1 mm)。

4.3 實地測量具體方案

(1)測試地點:加油站;

圖10 閥芯位置特性曲線bFig.10 The relation curves that spool position varies with time－b

(2)測試方法:加油槍;

(3)測試數據如下:調整加油槍閥門，保證大概每分鐘流量20 L/M左右出油量(原加油機此種情況產生噪聲最大);開啟噪聲頻譜分析儀記錄噪聲測試結果，重復測量5次。更換加油泵以同樣的方法再進行測試。

表2的實驗數據表明溢流閥的噪聲可由約85 dB(A)降至約70 dB(A)。

表2 噪聲試驗數據記錄Tab.2 Noise test data recording

5 結論

(1)按照實際溢流閥的結構和參數，建立了閥內部流場的三維流道模型，采用動網格技術計算得出閥動態特性曲線;

(2)理論分析與數值計算相結合的辦法分析引發流體振動噪聲的原因;

(3)數值計算了4種不同環縫尺寸情況下溢流閥的動態特性.結果表明，配合間隙尺寸0.1 mm時溢流閥運動更加平緩，流量脈動降低，結構為最優;

(4)經過試驗驗證改進后加油泵噪聲降至許可范圍。

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