內(nèi)縮型平衡閥氣穴與噪聲數(shù)值仿真研究

劉兆領(lǐng)， 胡益菲， 崔 路， 朱文鋒

(1.國網(wǎng)天津市電力公司， 天津 300010； 2.許繼集團有限公司， 河南 許昌 461000；3.長安大學(xué) 公路養(yǎng)護裝備國家工程實驗室， 陜西 西安 710064)

引言

平衡閥產(chǎn)生噪聲的原因是高壓液壓油高速流過閥口時，液壓油內(nèi)壓力會降低，當(dāng)流速過高時，溶解的空氣析出，當(dāng)流速進一步增大，油壓急速降低，達到飽和蒸氣壓時，液壓油內(nèi)部形成大量氣泡，發(fā)生氣穴現(xiàn)象。液壓油通過閥口后，流速降低，油壓升高，氣泡被擠壓發(fā)生潰滅，釋放能力，從而形成局部高溫、振動、噪聲等現(xiàn)象。從氣穴和噪聲形成的過程可知， 平衡閥內(nèi)部的液壓油經(jīng)過了液相-氣相的相互轉(zhuǎn)變，因此在Fluent數(shù)值仿真過程中，需要利用多相流模型。

1 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀

近年來國內(nèi)外很多學(xué)者對閥的氣穴和噪聲進行了研究。KUDZMA Z等[1]對液壓錐閥進行流量和空化的研究，對3種不同形狀的錐閥閥芯與流量系數(shù)之間的關(guān)系進行研究，通過聲學(xué)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。ZWART J P等[2]提出了一個預(yù)測三維流場空化現(xiàn)象的魯棒CFD算法，該方法基于多相流方程，考慮液相和氣相間的質(zhì)量轉(zhuǎn)移。該算法還能控制體積有限元離散化和解決連續(xù)性方程和動量方程耦合的問題。ULANICKI B等[3]提出了一種評估減壓閥在配水系統(tǒng)中工作時是否產(chǎn)生了空化的方法，并介紹了其實際應(yīng)用。該方法利用水力空化指數(shù)、閥產(chǎn)生的噪聲、聲空化指數(shù)及噪聲譜4項指標診斷減壓閥是否發(fā)生空化。AMIRANTE R等[4]通過試驗及數(shù)值計算研究了空化對液壓比例方向閥的影響。評估了不同閥芯位置的空化對流速及流量系數(shù)的影響。此外，還開發(fā)了閥內(nèi)部流場的三維混合模型以精確估計不同閥芯位置流道內(nèi)的空化現(xiàn)象。BERNAD S I等[5]選取直角閥座錐閥的二維軸對稱模型和三維實體模型，分別采用了單相流和液-氣雙相流2種流場形式進行了數(shù)值模擬研究，獲得了內(nèi)流場流線圖和壓力分布云圖，通過分析和比較仿真結(jié)果，指出了流場內(nèi)明顯地漩渦的位置及發(fā)生氣穴區(qū)域。高殿榮等[6]用Galerkin有限元法對液壓控制錐閥內(nèi)流場展開了深入具體的研究工作，針對不同錐閥開口度、不同閥座尺寸、不同閥芯結(jié)構(gòu)，利用有限元法對液壓控制錐閥的內(nèi)流場進行了數(shù)值計算，并用DPIV技術(shù)對錐閥內(nèi)流場進行可視化試驗研究。劉曉紅[7]通過二維數(shù)值解析和試驗分析了液壓錐閥產(chǎn)生空蝕噪聲的機理，找出了液壓錐閥的壓力分布、漩渦脫離與噪聲之間的關(guān)系，提出了一種基于節(jié)流口處壓力和速度方向分布的空蝕噪聲評價指數(shù)，用于評價液壓錐閥的空蝕噪聲特性。鄭淑娟等[8]應(yīng)用Fluent CFD分析軟件對插裝型錐閥閥芯開啟、關(guān)閉過程進行了仿真分析計算及可視化實驗研究，得到了錐閥閥腔內(nèi)的速度場和壓力場分布，同時借助UDF函數(shù)進行編程，利用動網(wǎng)格技術(shù)對閥芯運動過程進行了流場仿真。呂少恒[9]針對漸開式閥口和漸縮式閥口在溫度變化的情況下，空化區(qū)域的變化趨勢進行了研究。漸縮式閥口的空化情況對于溫度的變化趨于有利的方向，溫度變化引起的空化面積比例小，即漸縮式閥口對于溫度的敏感性比漸開式閥口小。陸亮[10]結(jié)合理論分析、流場仿真和可視化、噪聲振動及頻譜分析等手段，針對U形和V形2種典型節(jié)流閥口的空化流動和噪聲進行了系統(tǒng)和深入的研究。解釋了空化噪聲實驗值普遍小于理論值的原因是理論推測中未考慮介質(zhì)黏度的影響，液壓油的黏度大大延緩了空泡潰滅時間，降低了噪聲主頻的降低。研究還發(fā)現(xiàn)U形節(jié)流閥口能夠形成大尺度空化結(jié)構(gòu)，V形節(jié)流閥口會導(dǎo)致流體自激振蕩現(xiàn)象，誘發(fā)單頻噪聲。傅新等[11]利用高速攝像機和噪聲頻譜分析等手段對典型閥口孔隙節(jié)流處的流動現(xiàn)象進行了分析，研究了高速流動中的漩渦空化機理及其與噪聲特性的關(guān)系，研究表明，氣穴型態(tài)和尺度是影響噪聲的最重要因素之一。張健等[12-13]對液壓系統(tǒng)中節(jié)流閥口的氣穴現(xiàn)象和發(fā)光現(xiàn)象進行了研究，通過試驗方法檢測閥口前后壓差的改變對氣穴發(fā)光的影響。此外高紅等[14]、李惟祥等[15]、權(quán)龍等[16]和陸倩倩等[17]均在液壓閥的氣穴、空化和噪聲等領(lǐng)域展開了研究。

雖然液壓閥氣穴和噪聲的研究較多，但是大部分是針對錐閥和滑閥的閥口氣穴和噪聲進行的研究，且大部分是在試驗臺上進行低壓可視化的研究，對于流道突變處和流道壁面的氣穴和噪聲研究較少。本研究針對內(nèi)縮型平衡閥進行研究，該型號平衡閥應(yīng)用于某型高空絕緣作業(yè)平臺中，液壓系統(tǒng)壓力較高，可達15 MPa 以上。在控制壓力較低時，平衡閥容易出現(xiàn)嘯叫噪聲，本研究針對該問題，對平衡閥內(nèi)流場的氣穴和噪聲進行分析，為液壓系統(tǒng)降噪提供理論指導(dǎo)。

如圖1所示為某型號高空作業(yè)平臺液壓系統(tǒng)的平衡閥結(jié)構(gòu)簡圖。其工作原理是：當(dāng)臂起升時，液壓油頂開單向閥進入執(zhí)行油缸，當(dāng)臂下降時，控制油打開平衡閥芯，執(zhí)行油缸的液壓油由平衡閥口流回多路主閥，然后流回油箱。

1.平衡閥芯 2.平衡閥座 3.單向閥圖1 內(nèi)縮型平衡閥結(jié)構(gòu)簡圖

2 數(shù)學(xué)模型

平衡閥內(nèi)流場的流動是連續(xù)過程，必須滿足流體力學(xué)的基本方程，包括質(zhì)量守恒方程(連續(xù)性方程)、動量守恒方程和能量守恒方程。為了簡化研究，假設(shè)液壓油不可壓縮，熱交換很小，忽略溫度的影響。平衡閥內(nèi)流場的數(shù)學(xué)模型可以用連續(xù)性方程和動量守恒方程表示，設(shè)取流場中某點M(x,y,z)，速度為u，則根據(jù)質(zhì)量守恒可得流場的連續(xù)性方程，根據(jù)牛頓第二定律和牛頓流體的本構(gòu)方程可得黏性流場的運動微分方程(動量方程)

2.1 連續(xù)性方程

(1)

其中，ρ為流體密度；ux，uy，uz分別為流體沿著x,y和z方向的速度；t為時間。

2.2 動量方程

(2)

其中，X,Y和Z分別為x,y和z方向的單位質(zhì)量力；p為流體壓力；μ為流體動力黏度；▽2為拉普拉斯算子。

由于平衡閥內(nèi)流場是一種不規(guī)則、非定常的復(fù)雜湍流狀態(tài)，直接求解連續(xù)性方程和動量方程非常困難，因此目前常用的方法是利用雷諾平均(RANS)的方法對湍流脈動項進行時間平均處理，降低計算量。其中RNGk-e模型就是應(yīng)用最廣泛的RANS模型之一。

2.3 RNG k-e湍流模型

假設(shè)液壓油不可壓縮，且湍動能k和耗散率e為無源項，則湍流模型可簡化[18]為：

(3)

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。流體噪聲的數(shù)學(xué)模型較復(fù)雜，以Fluent自帶的寬頻噪聲模塊進行數(shù)值計算。

2.4 空化數(shù)

產(chǎn)生氣泡必須具備2個條件，除了滿足壓力低于飽和蒸汽壓外，還必須滿足流體中含有氣核。氣核的形成涉及較多因素，最主要是流體速度、壓強和邊界條件等。根據(jù)流體速度和壓強2個主要因素，衡量氣穴特性，空化數(shù)的表達式[19]為：

(4)

其中，p∞為未受擾動(無窮遠)流體的流體壓力；pv為流體飽和蒸氣壓；V∞為未受擾動流體的流速。

2.5 氣穴模型

氣穴是流體中氣泡產(chǎn)生、發(fā)展和潰滅的過程。描述氣穴的模型較多，采用Zwart-Gerben-Belamri模型，其表達式[20]為：

(5)

其中，Re和Rc分別為蒸發(fā)速率和凝結(jié)速率；Fvap和Fcond為蒸發(fā)和凝結(jié)過程中的經(jīng)驗系數(shù)；αnuc為氣核初始體積分數(shù)；αv為氣相體積分數(shù)；RB為氣泡半徑；ρg為蒸氣密度。

根據(jù)流場數(shù)學(xué)模型可知，平衡閥內(nèi)流場計算非常復(fù)雜，只能根據(jù)各參數(shù)的意義，選取適當(dāng)?shù)闹担脭?shù)值模擬的方式進行計算。

3 數(shù)值計算

首先利用ProE軟件建立平衡閥的流場三維模型，整個流場是對稱結(jié)構(gòu)，因此建立了半流場模型。將流場模型導(dǎo)入ICEM-CFD中劃分網(wǎng)格，由于流場模型較復(fù)雜，采用非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，閥口處進行局部加密處理，網(wǎng)格模型如圖2所示。然后利用Fluent軟件進行數(shù)值計算，考慮到平衡閥內(nèi)流場存在氣泡，流場存在液相和氣相，因此流場是液-氣兩相的混合流動，應(yīng)采用混合物多相流模型。

湍流模型選擇RNGk-e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，動力黏度為0.0391 Pa·s，氣相密度為1.225 kg/m3，動力黏度為1.26×10-6Pa·s。氣穴模型采用Zwart-Gerben-Belamri模型。

圖2 流場網(wǎng)格

根據(jù)高空作業(yè)平臺的工況，分別選取3, 6, 9, 12, 15 MPa為入口壓力pin進行仿真，出口壓力為背壓0.3 MPa。平衡閥芯的開口度x0選擇1, 2, 3, 4 mm。

下面以閥口開度2 mm，入口壓力15 MPa為例進行說明。如圖3所示為流場內(nèi)部存在的漩渦分布圖，由圖可以看出，平衡閥內(nèi)部的流場存在大量的漩渦，流動復(fù)雜。

圖3 流場漩渦區(qū)域分布圖

如圖4所示為閥口開度為2 mm時的流場對稱面壓力云圖和流速云圖。從圖4a中可以看出，在閥口的部位壓力梯度很大，在閥口出形成了一個明顯的低壓區(qū)，甚至產(chǎn)生了負壓。由圖4b可以發(fā)現(xiàn)，閥口處的流速非?？欤_到了約180 m/s，此時不僅會產(chǎn)生氣穴噪聲，流體本身的流動噪聲也很大。

圖5a所示為平衡閥內(nèi)流場氣相的體積分數(shù)，從云圖上可以看出，在閥口處氣相體積分數(shù)很大，說明閥口產(chǎn)生了氣化現(xiàn)象。同時注意到，除了閥口外，在流場出口過渡部分也出現(xiàn)了明顯的氣化，且氣化區(qū)域較長，原因可能是流道結(jié)構(gòu)影響，此處周圍流體速度很大，湍流劇烈，產(chǎn)生了很大的壓力梯度，從而產(chǎn)生了氣化。

圖5b所示為平衡閥內(nèi)流場噪聲云圖，由圖可知，在閥口部分，噪聲最大，達到了132 dB左右。另外需要注意到，雖然出口過渡部分產(chǎn)生了氣化現(xiàn)象，但是卻并未出現(xiàn)嚴重的氣穴噪聲，可能存在兩方面原因，一是氣穴現(xiàn)象與出口壓力有關(guān)，當(dāng)壓力降低到一定程度時，氣泡不會出現(xiàn)明顯潰滅；二是發(fā)生在殼體附近的氣穴才會引起機械振動，流場內(nèi)部的氣泡潰滅被黏性流體消耗，因此氣穴噪聲很小。

圖4 流場對稱面壓力與流速云圖(閥口開度2 mm，入口壓力15 MPa)

圖5 流場對稱面氣相體積分數(shù)和噪聲云圖(閥口開度2 mm，入口壓力15 MPa)

4 入口壓力對氣穴與噪聲的影響

下面考慮入口壓力對氣穴噪聲的影響。閥口開度x0為2 mm時，不同入口壓力pin工況下流場各參數(shù)如表1所示。將下表用曲線描述如圖6所示。

表1 不同入口壓力工況下流場參數(shù)表(閥口開度2 mm)

圖6 不同入口壓力工況下流場參數(shù)變化趨勢(閥口開度2 mm)

由表1和圖6可知，隨著入口壓力的升高，流體最大流速、最大氣相體積分數(shù)和最大噪聲均不斷升高，最大流速達到了180 m/s，最大氣相體積分數(shù)的極值為96%，最大噪聲達到了133 dB。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)化程度越高，氣穴產(chǎn)生的噪聲越高。與此同時，流體流速越快，湍流本身的噪聲也越大，因此湍流噪聲和氣穴噪聲的耦合噪聲也越大，這與實際情況相符。

5 閥口開度對氣穴與噪聲的影響

該型平衡閥的最大閥口開度約為4 mm，為了研究不同閥口開度下的氣穴噪聲，在15 MPa入口壓力的工況下，分別取閥芯開口x0為1, 2, 3, 4 mm進行數(shù)值計算，流場各參數(shù)結(jié)果如表2和圖7所示。

表2 不同閥口開度工況下流場參數(shù)表(入口壓力15 MPa)

圖7 不同閥口開度工況下流場參數(shù)變化趨勢(入口壓力15 MPa)

根據(jù)數(shù)值計算結(jié)果可知，在入口壓力一定的前提下，閥口最大流速隨著閥口開度增大先增大后減小，在2 mm開口時達到最大值約180 m/s。最大噪聲與最大流速的變化趨勢一致，同樣在2 mm開口時達到最大值133 dB，可見流場總噪聲與流速的關(guān)系非常密切，因為氣穴噪聲和湍流噪聲隨著流速的加快均增大。另外，最大氣相體積分數(shù)隨著閥口開度的增大而增大，這與前面的分析有一定的出入，下面分析原因。

在閥口開度為4 mm時，氣相體積分數(shù)云圖如圖8所示，可見最大氣相體積分數(shù)并不是出現(xiàn)在閥口處，而是出現(xiàn)在出口過渡處，由于閥口開度較大，在入口壓力不變的情況下，出口過渡處產(chǎn)生更大的壓力梯度，從而產(chǎn)生嚴重的附著氣泡。但此處的噪聲并不是最大的，原因是氣穴噪聲與回油壓力和氣泡潰滅位置有關(guān)，同時湍流噪聲比閥口處更低。因此可以得到，氣穴噪聲雖然是流體氣化造成的，但是并不是產(chǎn)生更多氣泡就一定會產(chǎn)生更大量級的噪聲。關(guān)于流場氣穴噪聲與回油壓力的關(guān)系需要進一步研究。

6 閥體流道噪聲分布

液壓閥等元件產(chǎn)生的噪聲需通過閥體傳遞， 然后傳入人耳中，因此有必要研究閥體流道的噪聲分布情況。如圖9所示為閥口開度2 mm，入口壓力為15 MPa時，流道表面的噪聲分布情況。從圖中可以看出，流道表面的最大噪聲分布在閥口處，最大噪聲達到了176 dB，可見閥口處的流動和氣穴在壁面上產(chǎn)生的噪聲遠大于流場內(nèi)部的噪聲。這也說明對于液壓元件的噪聲研究需要重點關(guān)注流道壁面的噪聲。

圖8 流場對稱面氣相體積分數(shù)云圖(閥口開度4 mm，入口壓力15 MPa)

圖9 閥體流道壁面噪聲云圖(閥口開度2 mm，入口壓力15 MPa)

與對稱面分析一樣，可以作出不同入口壓力和閥口開度工況下流道壁面最大噪聲曲線，如圖10和圖11所示。由圖可知，流道壁面最大噪聲雖然數(shù)值上比內(nèi)流場大，但是變化趨勢完全一致，這是因為流道壁面的噪聲同樣是由于內(nèi)流場產(chǎn)生的，變化趨勢一致符合實際情況。

7 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。選取某一閥口開度，在不同負載壓力工況下進行噪聲測試。如圖12～圖14所示為平衡閥小開口時，負載壓力分別為11， 13， 15 MPa時的噪聲曲線和快速傅里葉變換(FFT)后的頻譜圖。采樣頻率為48 kHz，采樣時間2～3 s左右。

圖10 不同入口壓力工況下流道壁面最大噪聲變化趨勢(閥口開度2 mm)

圖11 不同閥口開度工況下流道壁面最大噪聲變化趨勢(入口壓力15 MPa)

圖12 噪聲曲線和頻譜(負載壓力11 MPa)

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，噪聲均有5個以上的強度較高的頻率分量。負載壓力為11 MPa時強度最高的5個頻率分量的幅度為(23.96 kHz，3819 V)，(19.76 kHz，2302 V)，(15.49 kHz，890.5 V)，(11.28 kHz，611.3 V)，(7 kHz，218.9 V)。負載壓力為13 MPa時強度最高的5個頻率分量的幅度為(23.96 kHz，2628 V)，(19.76 kHz，3828 V)， (15.51 kHz，758.5 V)，(11.22 kHz，615.7 V)，(7.2 kHz，220.7 V)。負載壓力為15 MPa時強度最高的5個頻率分量的幅度為(23.96 kHz，2419 V)，(19.74 kHz，7819 V)，(15.47 kHz，1662 V)，(11.21 kHz，631.1 V)，(6.93 kHz，348.8 V)。將其用曲線表示如圖15所示，隨著負載壓力的增大，主要噪聲的頻率幾乎沒有變化，或者變化較小，但是幅值變化較大，尤其是19.76 kHz頻率下，隨著負載壓力的增大，噪聲幅度快速增大，在23.96 kHz頻率時，隨著負載壓力增大，噪聲幅度逐漸減小。根據(jù)實驗結(jié)果可知，最大噪聲隨著負載壓力的增大而增大，與仿真分析的結(jié)果相同。

圖13 噪聲曲線和頻譜(負載壓力13 MPa)

圖14 噪聲曲線和頻譜(負載壓力15 MPa)

8 結(jié)論

針對某一內(nèi)縮型平衡閥，通過理論和數(shù)值仿真分析，研究了閥內(nèi)流場的氣穴現(xiàn)象和噪聲，并研究了不同入口壓力和不同閥口開度對流場氣穴和噪聲的影響，同時研究了閥體流道的噪聲分布情況，最后通過實驗驗證了噪聲隨著負載的變化情況。得到如下結(jié)論：

圖15 不同負載壓力時主要噪聲頻率的幅度變化

(1) 通過對平衡閥流場的數(shù)值仿真分析可知，流場氣化不僅發(fā)生在閥口處，還發(fā)生在出口過渡的局部區(qū)域，因此在優(yōu)化設(shè)計閥體流道時，不僅要關(guān)注閥口處的結(jié)構(gòu)，還要關(guān)注回油流道的設(shè)計；

(2) 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，氣穴現(xiàn)象越劇烈，產(chǎn)生的噪聲越高，實驗結(jié)果驗證了這一點；

(3) 在入口壓力保持不變時，隨著閥口開度的增大，閥口的最大流速先增大后減小，并不是線性增大的過程。最大噪聲的變化趨勢與最大流速的變化趨勢一致，說明噪聲與流速存在密切的關(guān)系；

(4) 氣穴不一定會產(chǎn)生強烈噪聲，氣穴噪聲與氣穴產(chǎn)生的區(qū)域大小沒有必然聯(lián)系，即噪聲等級與氣化區(qū)域大小不是正相關(guān)；

(5) 閥體流道壁面的噪聲高于內(nèi)流場的噪聲，但變化趨勢一致。因此在研究液壓閥的噪聲時，不應(yīng)只研究對稱面流場的噪聲情況，這會影響結(jié)果的準確性。