加油机溢流阀流体振动噪声分析与优化

苏华山，杨国来，张立强，陈 萍，李仁年

溢流阀是液压系统中的重要设备，其主要作用是通过事先调定的压力(溢流压力)来限定系统的最大压力，使液压系统不超过溢流阀的调定值，从而对系统起过载保护作用。研究液压系统动态特性，过去用得较多的是古典控制工程中的传递函数分析法。由于此方法的诸多局限，对动态特性的研究一直缺乏较成熟的方法。随着CFD(Computational Fluid Dynamics，计算流体动力学)软件发展以及计算机计算能力的提高，使利用动网格技术分析溢流阀动态特性成为可能［1］。

本文针对加油泵溢流阀在加油枪出油量小时存在流体振动噪声的问题，分析了产生振动的原因并对加油泵溢流阀结构进行优化［2－3］。

1 流体振动噪声产生原因

液压系统一般都有振动现象，振动频率、幅度达到一定程度产生噪声、过振动、冲击，其中振动明显而形成故障时，能使设备达不到工作稳定的要求、接头出现松脱或断裂而导致设备漏油污染环境、停机等故障，并常伴随有噪声，影响工作环境［4－6］。产生流动振动的主要原因有:

(1)液流通道迅速关闭时的液压冲击;

(2)运动部件在高速运动中突然被制动;

(3)流体中空气引起的液压冲击。

经过分析，加油泵在加油枪出油量小 (大概每分钟流量20 L/M左右)的时候，液压泵的流量脉动引发溢流阀阀芯来回震荡，阀体内液流通道迅速开启和关闭，阀口喷出的高压流体产生的高频振动是加油机系统振动和噪声的主要来源。

故我们采取的措施为尽量使完全冲击改变为不完全冲击，可通过减慢阀芯启闭速度来实现。加油泵溢流阀结构如图1所示，阀内腔与中腔之间的油液只能通过环缝型节流孔，受阻尼特性影响阀芯运动实现缓慢开启和关闭，为降低流体噪声可采用的方法为找到最佳环缝尺寸δ，为此我们采用数值计算方法求解。

2 数值计算方法

2.1 分析中的假设

为了便于对加油泵溢流阀进行数值模拟，必须对其模型进行必要的约束。

(1)加油泵溢流阀在工作过程中没有形变;

(2)流体是不可压缩的，且密度和粘度均保持不变;

(3)不考虑热传递，流体保持恒温。

2.2 动网格计算模型

在FLUENT软件中，动网格模型可以用来模拟由于流域边界运动引起流域形状随时间变化的流动情况［9－10］。

对于通量φ，在任意控制体V内，其边界是运动的，守恒方程的通式为［1］:

式中:ρ为流体密度，u→流体速度矢量，u→s为动网格的网格变形速度，Γ为扩散系数，Sφ为通量φ的源项，∂V用于描述控制体边界。

在方程(2)中，第一项可以利用一阶向后差分写成:

式中:n及n+1表示当前时间及下一时间。第n+1时间上体积Vn+1通过式(3)计算。

式中:nf为控制体的面数为j面的表面积，每个控制容积面上点通过式(5)计算。

式中:δVj为整个时间步长Δt上控制面膨胀引起的体积改变。

2.3 计算方法

动网格的更新主要有以下3种方式:弹簧近似光滑法(Spring-based Smoothing)，动态分层法(Dynamic Layering)，局部网格重划法(Local Remeshing)［6］，作者选定弹簧近似光滑和局部网格重划两种方法［7］。模拟中使用标准k－ε湍流模型［8］，对流项的离散采用二阶迎风格式，扩散项的离散采用具有二阶精度的中心差分格式，速度和压力的耦合采用SIMPLE算法［9－10］。

2.4 模型建立及仿真

加油泵的三维模型见图2。根据实际流域建立油泵溢流阀部分的流道模型和网格模型如图3－4所示。由于阀芯形状较为复杂，壁面附近网格尺度与周围网格尺度存在较大差别，网格更新时变形较大。在这种情况下，文中设置一个包含固壁运动边界的计算域(图3中刚体运动计算域)，通过该计算域的整体运动模拟域内物体的运动。采用interface(这里称交界面)将运动域运动范围与固定计算域区分开来，分界面处理方法如下:

(1)在网格划分时设置交界面，交界面内外划分为2个独立的计算域，并设置分界面为interface;

(2)按分界面将完整模型划分为两个独立的网格模型，在对动计算域进行网格划分的时候;

(3)设置动计算域和静止计算域通过分界面传递数据。

固定计算域区对计算结果影响较小，进行网格划分的时候，网格尺寸的比例因子选择为较大。在对动计算域进行网格划分的时候，刚体运动计算域体积相对较小，为了提高计算精度和效率，网格尺寸的比例因子选择为较小可实现网格加密，以保证焊缝处网格足够精细(图5)。

图2 加油泵溢流阀部分放大图Fig.2 Enlarged drawing of overflow valve portion of the gasoline pump

图3 加油泵溢流阀部分流道模型Fig.3 Channel model of overflow valve portion of the petrol pump

图4 模型网格划分Fig.4 The meshed model

图5 模型网格局部细节Fig.5 Detail of the mesh

2.5 动网格程序设定

(1)F_CENTROID()函数计算出阀芯位置P(x0，y0，z0)，由于发沿x方向运动，故可通过式(6)计算得到阀芯受到弹簧力大小Fspring。

(2)F_P(f，t)函数计算阀芯受流体作用力Ffluid。

(3)DEFINE_CG_MOTION()函数控制阀芯运动速度vn。溢流阀工作过程中认为泵体被固定，阀芯运动，即泵体的速度为零，仿真开始后，根据上一时间步长计算得到弹簧力Fspring、阀芯受流体作用力Ffluid和时间步长Δt通过式(6)计算下一步活塞杆的速度。当阀芯沿关闭方向运动至关闭位置或者沿开启方向运动至开启位置时，阀芯移动速度vn都变为0。

式中:k，b为常数;m为阀芯质量;Δt为时间步长;vn为当前时间步的速度;vn－1为上一个时间步的速度(初始为0)。

(4)fprintf()函数在文本中写入每个时间步长计算得到的阀瓣位置。

2.6 网格无关性验证和步长独立性验证

对于瞬态数值模拟，需要确定计算所用网格的网格数量以及时间步长与计算获得的结果之间无关联性，也就是要进行网格无关性验证和时间独立性(无关性)验证。本次模拟中我们比较关注的是阀芯的运动相关，因此我们位移随时间的关系来进行网格无关性验证。

对于瞬态问题，需要确定一个时间点。根据计算结果，时间进行到0.035 s时，阀芯位置已经发生较大改变，因此我们取0.035 s时的阀芯位置做网格无关性和步长独立性验证。

2.6.1 网格无关性验证

对表1四种网格数量下，计算得到的动态特性曲线如图6所示。

表1 四种计算网格数Tab.1 Fou typs of computing grid numker

图6 网格无关性验证结果图Fig.6 The grid independence test results

从图中可以看出，当网格数从166×104变至239×104时，随着网格数的增加，阀芯位移变化很小，说明表1所设置的b中网格数量对计算结果的影响很小，可认为166×104的网格已达到网格无关，因此取166×104的网格作为计算网格。

2.6.2 时间步长无关性验证

文中计算工况为三种，时间步长也分别取了0.005 s、0.001 s、0.000 5 s、0.000 1 s 以及 0.000 05 s 五种时间步长。下面对时间步长分别为 0.005 s、0.001 s、0.000 5 s、0.000 1 s以及 0.000 05 s进行步长独立性验证。当时间步长Δt=0.005 s，阀瓣运动过程中产生负体积，故排除该计算结果。取以上其余四个时间步长，计算得到的动态特性曲线如图7所示。

图7 步长独立性验证结果图Fig.7 Time step independent verification results

从图中可以看出，c和d在不同的时间步长下结果基本不变，而a和b随着步长的增加，偏差越大。若步长取得太小，会大大增加计算周期，若步长取得太大又会影响到计算的精度，综合考虑，在本文计算中取计算的时间步长为0.000 1 s。

3 计算结果及分析

由FLUENT模拟出来不同瞬时压力场分别如图8所示，第一阶段t=0 s时刻，阀口前端已形成一个高压区，过流面积减小处形成一个较大范围的低压区，Ffluid＞Fspring阀芯逐渐打开，第二阶段t=0～0.005 s时间内油流入阀口，节流口处流速逐渐增大，压力迅速降低。Ffluid逐渐降低，阀芯速度逐渐增加。第三阶段t=0.005～0.01 s过平衡点后，Ffluid＜Fspring阀芯速度逐渐减小直至为0。第四阶段 t=0.01 ～0.015 s，Ffluid＜ Fspring阀芯速度逐渐减小。第五阶段t=0.015～0.02 s过平衡点后，阀口过流面积减小，Ffluid逐渐增加Ffluid＞Fspring阀芯速度逐渐减小直至为0，如此反复。

3.1 噪声产生的原因

数值计算分析流体振动噪声产生原因，UDF中采用DEFINE_PROFILE()函数定义二种入口压力。

(1)入口压力逐渐增加后随时间发送周期性变化可用于模拟泵流量脉动边界条件:

图8 阀内部压力场分布Fig.8 Pressure contour of the valve

(2)入口压力逐渐增加后不在变化可用于模拟泵无流量脉动边界条件:

式中:A、B、k、t1为常数，t为时间变量。

仿真结果如图9所示，可以看出:曲线a中阀芯来回震荡，产生原因为泵流量脉动，引起阀芯受力周期性变化，曲线b中经过一段时间阀芯稳定在固定数值，故引发流体振动噪声原因为泵流量脉动引起的。为使噪声降低到许可范围以内，对阀结构进行改进，在原有结构不发生很大改变的情况下调整环缝尺寸δ。

图9 阀芯位置特性曲线－aFig.9 The relation curves that spool position with time －a

3.2 环缝尺寸δ取值

δ取值为 0.5 mm、0.2 mm、0.1 mm、0.08 mm，入口压力为Pa，出口压力为0，数值计算结果如图10所示。δ越小阀芯运动的来回震荡的频率越低，可起到缓开缓闭的功能。当δ取值过小时，溢流阀响应过慢，容易引发安全隐患。从图中我们可以看出δ=0.1 mm时最适合。

4 改进前后泵噪声测试

4.1 测量仪器

AWA6270噪声频谱分析仪。

4.2 试验要求

先测试改进前加油泵(δ=0.5 mm)，然后测试改进后的加油泵(δ=0.1 mm)。

4.3 实地测量具体方案

(1)测试地点:加油站;

图10 阀芯位置特性曲线bFig.10 The relation curves that spool position varies with time－b

(2)测试方法:加油枪;

(3)测试数据如下:调整加油枪阀门，保证大概每分钟流量20 L/M左右出油量(原加油机此种情况产生噪声最大);开启噪声频谱分析仪记录噪声测试结果，重复测量5次。更换加油泵以同样的方法再进行测试。

表2的实验数据表明溢流阀的噪声可由约85 dB(A)降至约70 dB(A)。

表2 噪声试验数据记录Tab.2 Noise test data recording

5 结论

(1)按照实际溢流阀的结构和参数，建立了阀内部流场的三维流道模型，采用动网格技术计算得出阀动态特性曲线;

(2)理论分析与数值计算相结合的办法分析引发流体振动噪声的原因;

(3)数值计算了4种不同环缝尺寸情况下溢流阀的动态特性.结果表明，配合间隙尺寸0.1 mm时溢流阀运动更加平缓，流量脉动降低，结构为最优;

(4)经过试验验证改进后加油泵噪声降至许可范围。

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