基于多物理场耦合的线性压缩机吸排气阀组气动噪声分析

刘 昊, 刘 佳, 赵红菊, 姜 宇, 黄鑫宇

(1.中煤科工集团沈阳研究院有限公司煤矿安全技术国家重点实验室, 辽宁抚顺 113122;2.辽宁工程技术大学机械工程学院, 辽宁阜新 123000)

引言

线性压缩机在工作过程中,其噪声主要来源于气动噪声与机械噪声。对于线性压缩机而言,机械噪声主要由于阀片在开启和闭合时与阀座和限位器之间的撞击产生;气动噪声主要是由于高速压缩的流体工质在吸排气腔中流动所致。吸排气产生的气流脉动、紊流等现象严重影响压缩机的使用品质[1-6]。因此,国内外许多专家学者对压缩机的气动噪声进行了相关研究,袁军等[7]针对压缩机中低频段噪声难以抵消的问题,提出了基于自适应IIR噪声控制系统,并取得了良好的效果;李天宇等[8]利用CFD软件计算了压缩机排气过程的压力脉动情况,并结合声学有限元分析了压力脉动声源频率分布规律;胡安斌等[9]采用Virtual.Lab软件对大功率往复式压缩机进行声学仿真,确定了气动噪声为主要声源,噪声的中心频率为125 Hz;周加明[10]采用理论与试验相结合的方法,研究线性压缩机的机械噪声、电磁噪声以及气动噪声,并设计出最优消声器结构降低噪声;魏国[11]基于喷射噪声理论对压缩机内质量流造成的单极子声源、壁面偶极子声源以及湍流四极子声源进行了研究;HE Z等[12]为降低压缩机的噪声,在压缩机内安装多腔串联消声器,相比传统噪声控制方案噪声下降了9.1 dB(A);JIANG G H等[13]利用FLUENT6.3模拟了涡轮增压器压气机总成的三维黏性定常流动特性,分析了不同工况下压气机内部流场,然后在此基础上,对涡轮增压器压缩机进行了噪声分析; LIU C等[14]结合计算流体力学和声学边界元法预测压缩机BPF噪声,并与试验数据进行对比,验证了仿真精度;CHOI Y S等[15]为了准确预测吸入阀和排出阀系统在两种状态下的行为,采用ADINA软件对阀门系统的稳态行为进行了数值分析。

本研究依据吸排气阀组结构特点,分别建立吸排气阀组的结构域、流体域和声学模型,利用ANSYS Workbench中Transient Structural,Fluent和Acoustics 3个模块进行耦合仿真,分析不同压缩机工作频率下、不同阀片开启状态下吸排气阀组的气动噪声,并得出随着活塞运行频率的增大,吸排阀组的气动噪声随之增强,但运行频率达到100 Hz之后增幅变缓,研究结果可为合理选取压缩机工作频率提供依据。

1 吸排气阀组几何模型及结构参数

线性压缩机活塞、气缸上分别装有吸、排气阀,将突变流动的气体运动状态转变为直流状态。作为压缩机吸排气循环过程中的关键部件,吸排气阀组的结构和性能对线性压缩机能效与寿命起到关键作用。

吸气阀组包括吸气阀片、紧固螺丝、活塞和壳体,其结构如图1所示,吸气阀组主要参与完成压缩机吸气过程,即压缩机完成膨胀阶段后,活塞继续向远离压缩机端面方向运动,活塞腔内的压力持续减小,当活塞腔内的压力小于吸气阀片开启压力时,吸气阀片开启,冷媒流入活塞腔内,压缩机进入吸气过程。

图1 吸气阀组结构

排气阀组包括排气阀片、阀座、升程限位器及壳体,如图2所示。排气阀组主要参与完成压缩机排气过程,即压缩机完成压缩阶段后,活塞继续朝向压缩机端面方向运动,活塞腔内的压力持续增大,当活塞腔内的压力大于排气阀片开启压力时,排气阀片开启,压缩机进入排气过程。

图2 排气阀组结构

吸排气阀片结构如图3所示,吸气阀片的直径为18 mm,厚度为0.2 mm,材料为弹簧钢;排气阀片的直径为32 mm,厚度为0.2 mm,材料为弹簧钢。

图3 阀片结构参数图

本研究的某型线性压缩机工作频率为120 Hz,冷媒工质R134a(1,1,1,2-四氟乙烷),排气压力0.45～1.5 MPa,排量为0.36 L/min,工作电压为110 V,重量为8.3 kg。

2 吸排气阀组多物理场耦合

对于压缩机吸排气阀组气动噪声产生的原因为线性压缩机活塞在电磁力的作用下往复运动,活塞腔内压力随往复运动发生变化,进而腔内产生气流脉动、湍流现象,诱发气动噪声。

2.1 结构域模型

吸排气阀组的结构域中关键特征为压缩机活塞往复运动,使活塞腔、吸排气阀组腔内容积和压力发生变化,对于压缩机活塞的振动可表示为:

式中, Me—— 等效动子质量,kg

Ke—— 等效刚度,N/m

Ce—— 活塞运动过程中等效阻尼,N·s/m

Fm—— 电磁力,N

f —— 激振频率(压缩机工作频率),Hz

x(t) —— 活塞的位移

2.2 流体域模型

吸排气阀组的流体域模型由压缩腔、排气腔两部分组成。线性压缩机中的三维流体流遵守质量守恒定律、动量守恒定律和能量守恒定律。流体的控制方程如下:

(4)

式中, ρ —— 密度

t —— 时间

u—— 速度矢量

fB—— 流体介质的体力矢量

τ—— 应力张量

E—— 总比能量

q—— 热通量

qB—— 特定的发热量

2.3 声学模型

吸排气阀组的气动噪声没有明显的频段,声波能量在一个宽频段范围内按频率连续分布。基于Lighthill声比拟方法,先对获取吸排阀组腔内压力、流量、密度等流场信息,再由结构流场信息确定每个节点处的声功率,确定吸排气结构主要气动噪声源,其表达式为:

式中, ρ —— 流体密度,kg/m3

ρ0—— 初始流体密度,kg/m3

a0—— 均匀介质的声速,m/s

Tij—— Lighthill张量

(6)

对式(6)这类偏微分方程,可采用变分思想处理,与此同时还要满足质量守恒方程,在变分时需要用到格林函数。当壁面为刚性时,可得到其变分后的方程为:

(7)

2.4 仿真模型

对吸排气阀组的气动噪声仿真如图4所示,包含结构域、流体域和声学3个部分,在ANSYSWorkbench中使用TransientStructural,Fluent和Acoustics3个模块耦合仿真。在结构域中建立吸气装置和排气装置的几何模型,设置活塞平动副,运动频率为压缩机工作频率;流体域为对称结构,为加快计算速度,选取1/4流体域进行分析,由于活塞往复运动,设置压缩腔为动网格,在吸气装置设置2个接触对,分别为吸气阀片中心与活塞间绑定接触、阀片外圈与活塞间无摩擦接触,在排气装置设置5个接触对,分别为阀座与壳体之间绑定接触对、阀片固定部分与壳体的绑定接触对,限位器与壳体间的绑定接触对、阀片与限位器间的无摩擦接触对和阀片与阀座间的无摩擦接触对;声学部分主要由声源域、固体壁面、声传播区域以及无限元等四部分组成,其中体声源、面声源分别是从流体域采用声类比方法提取出来的,固体壁面为外部壳体,声传播区域为吸排气阀组外部空气域,而声学无限元区域为传播的无穷远处,声学边界。

图4 仿真流程

吸排阀片的材料均选用弹簧钢,泊松比0.3,弹性模量2.1×1011Pa,密度为7700kg/m3,流体域采用光顺方法(Smoothing)和网格重构(Remeshing)方法,要求划分成四面体网格。对局部区域(排气腔对应的表面部分)网格进行加密,流体域网格总数为2471518,ElementQuality指标为0.9。

2.5 网格无关性分析

为了减小网格尺寸对仿真结果的影响,现进行网格无关性分析,主要研究吸排气组的噪声问题,吸排气阀组内流场的气动噪声为声源项,流体域网格对仿真结果有一定影响,而声学网格是从声源处到声学边界面逐次变疏,对仿真结果影响较小。因此将着重研究流体域网格变化对仿真结果影响。选取活塞运动频率为120Hz, 吸气阀组和排气阀组在阀片完全开启时的最大声源强度Lp随流体网格数量N变化曲线如图5所示。

图5 最大声源强度随流体网格数量变化曲线

对图5分析可知,流体网格节点从50万增加到400万,吸气阀组完全开启时的最大声源强度由118 dB变化到126 dB,排气阀组完全开启时的最大声源强度由127 dB变化到162 dB,说明流体网格数量对仿真结果具有一定影响, 但对于吸气阀组来说, 网格数量增加到117万之后,再增大网格对仿真结果几乎不产生影响;对排气阀组来说,将格数量增加到210万之后,再增大网格对仿真结果也不会产生影响,因此,仿真时只要流体网格大于210万即可,本研究流体域划分的网格数量为247万,满足上述条件。

3 吸排气阀组噪声特性仿真分析

3.1 定频下吸气阀组噪声特性分析

在Fluent中设置冷媒介质为R134a,入口温度为300 K,压力为0.25 MPa,湍流模型选用RNGk-ε模型,计算时间步设为0.0125 s,仿真时长为0.2 s,活塞运动频率为120 Hz,Acoustics中采用Lighthill声类比方法进行仿真,定义吸气阀片与阀座接触的一侧为正压侧,另一侧为背压侧,得到吸气阀片不同开启状态下流速以及偶极子声源分布,如图6、图7所示。

图6 吸气阀片不同开启状态下流速分布

图7 吸气阀片不同开启状态下偶极子声源分布

通过对图6、图7分析可知,在开启瞬间,阀片仅在纵向方向上有较小的开口量,流体工质主要经开口处流出,由于阀片的开口量较小,流体腔内的流体工质恒定,阀片开口处流体流速较大,因此整个流场中的高声源强度主要分布于纵向方向的阀片内侧, 最大声源强度为113 dB, 阀片上与阀口形状对应区域的噪声强度呈现由阀口中心向外逐渐增加的趋势。

当阀片完全开启后,阀片背压侧要高于正压侧的声源强度,正压侧声源强度减小的原因是因为阀片开口量最大,流经阀片的工质流速减小导致声源强度降低。背压侧声源强度增加的原因是因为阀片开口量的增大,由吸气腔流入排气腔的质量流率增加,压缩腔内的滚流现象加剧,阀片表面的流体流速增加,从而背压侧阀片表面声源强度变大。

在阀片闭合瞬间,正压侧与背压侧的声源强度均增加,其中横向悬臂位置处的声源强度集中尤为明显,达到了126 dB,声源强度值要大于阀片开启瞬间时刻。正压侧阀片表面与阀口形状对应处声源强度较低,在背压侧阀片表面声源强度分布不均匀,这是由于阀片闭合瞬间引起吸气腔中流体流速骤减导致的。在吸气阀片工作的单个循环中,仅在阀片闭合瞬间,在阀片两侧同时出现声源高强度区域。

为了更详细了解压缩机工作时吸气阀组的噪声分布,对整个吸气阀组进行研究。图8为阀组流体区域的声源强度分布云图。

图8 阀组流域声源分布

从声源强度分布云图中可以得知,在阀片单次启闭的过程中,阀组中最大噪声主要集中在流体区域,吸气结构流场的高噪声区域在阀片整个启闭过程中时刻变化。阀片开启瞬间,高噪声区域主要集中在阀片下侧排除阀口区域;阀片开启途中,高噪声区域主要集中在压缩腔边缘以及流体中心区域;阀片完全开启与闭合途中时,噪声分布与开启途中时类似,但声源强度值相对减小;当阀片闭合瞬间,阀组流域高噪声区域范围最广,并且此时流域中心处的声源强度值最大,达到了126 dB。

3.2 定频下排气阀组噪声特性分析

设置定活塞运行频率为120 Hz,排气阀片不同开启状态下流速以及偶极子声源分布如图9、图10所示。

图9 排气阀片不同开启状态下流速分布

图10 排气阀片不同开启状态下偶极子声源分布

由图9、图10可知。阀片开启瞬间,阀片上最大声源强度区域位于阀口外侧边缘, 阀口内侧声源强度较小。这是因为阀片开启瞬间,阀隙的面积较小,流体工质经阀隙向排气腔内流入有较大的流速,此时阀口边缘外侧对应的区域将会产生较大的声源强度。由头部向根部区域内阀片声源强度逐渐减小,阀片根部区域的声源强度很小,是因为阀片开启的瞬间,根部区域的流体工质的流速较小。

阀片完全开启后,根部以及中间区域的声源强度变大,整体规律呈现头部向根部逐渐递减的趋势,但是阀片头部的声源强度相较于阀片开启瞬间时要小。活塞运行频率的增加引起阀片完全开启时其表面声源强度的变化并不明显,说明活塞运行频率主要影响阀片开启瞬间的声源强度。

阀片闭合瞬间,由于阀隙突然变小,阀片下表面的流体流速明显增大,从而导致阀片表面声源强度变大。阀片中间区域的最大噪声呈V形分布,原因是阀片闭合瞬间,由阀口排出的流体将会与阀片根部碰撞,因此限制了流体工质流向根部,流体流动方向与高噪声区域皆为V形。

3.3 不同活塞激励频率下吸排气阀组噪声分析

为了探究不同活塞运行频率下吸排气阀组的噪声分布,设计了5组模型,即活塞运行频率分别为60,80,100,120,140 Hz。

对于吸气阀组选取阀片第一次开启至关闭,单次颤振周期内开启瞬间(OM)、开启途中(OP)、完全开启(FO)、闭合途中(CP)、闭合瞬间(CM)的声源强度为研究采样点。不同活塞运行频率下阀组内噪声分布如图11所示。

图11 不同活塞运行频率下吸气阀组最大噪声

由图11可知,活塞的运行频率越大,产生的噪声越大,这是因为活塞运行速度大,排出流体工质的流速就越大,从而对阀片以及压缩腔壁面产生的压力脉动就越大。活塞运行频率的增大主要影响阀片在开启途中、完全开启以及闭合途中吸气阀组的声源强度。这是因为阀片在开启、闭合的瞬间,压缩腔与吸气腔之间的流体交换流量较小,流域内流体流动稳定,从而活塞运行频率对阀组在阀片开启、闭合瞬间的声源强度影响较小,对阀片在开启途中、完全开启以及闭合途中时的声源强度影响较大。

对于排阀组选取阀片,由于运动区较小,选取单次颤振周期内开启瞬间、完全开启、闭合瞬间的声源强度为研究采样点。不同活塞运行频率下排气阀组内噪声分布如图12所示。

图12 不同活塞运行频率下排气阀组最大噪声

由图12可知,随着活塞运行频率的增大,阀片表面的声源强度增加。在整个排气周期中,阀片完全开启时噪声强度最大,声源强度增加速率在活塞运行频率达到100 Hz后开始减缓。

4 结论

本研究依据吸排气阀组结构特点,分别建立吸排气阀组的结构域、流体域和声学模型,利用ANSYS Workbench中Transient Structural,Fluent和Acoustics 3个模块进行耦合仿真,分析不同压缩机工作频率下、不同阀片开启状态下吸排气阀组的气动噪声,并得出随着塞运行频率的增大,吸排阀组的气动噪声随之增强,但运行频率达到100 Hz之后增幅变缓,研究结果可为合理选取压缩机工作频率提供依据。