孫 霖，廖金軍，吳正江，于 俊

(1.海軍駐研究所軍事代表室，湖北 武漢 430064;2.華中科技大學(xué)FESTO氣動(dòng)技術(shù)中心，湖北 武漢 430074;3.武漢第二船舶設(shè)計(jì)研究所，湖北 武漢 430064)

0 引言

隨著我國(guó)船舶工業(yè)技術(shù)的迅速發(fā)展，提高船用液壓系統(tǒng)的效率以及節(jié)能降耗技術(shù)的應(yīng)用，已成為船舶液壓技術(shù)發(fā)展的主要方向之一［1］。

船用液壓集成塊是船舶集成式液壓系統(tǒng)中的關(guān)鍵部件。外部元件通過(guò)液壓集成塊的內(nèi)部孔道連接，形成完整的液壓回路，集成部件的使用有利于形成緊湊、高效的液壓系統(tǒng)［2］。

液壓集成塊作為液壓元件的承裝載體，目前大多數(shù)設(shè)計(jì)過(guò)程主要圍繞外部元件的布局設(shè)計(jì)和內(nèi)部孔道的連通設(shè)計(jì)［3］，文獻(xiàn)［4］采用智能技術(shù)解決集成塊的布局和流道的設(shè)計(jì)問(wèn)題;文獻(xiàn)［5－6］運(yùn)用遺傳、模擬退火算法及人機(jī)交互的智能設(shè)計(jì)模式進(jìn)行集成塊的優(yōu)化設(shè)計(jì)，完成了外部布局和內(nèi)部布孔集成方案的優(yōu)化和內(nèi)部孔道的連通設(shè)計(jì)。為了減低集成塊工作過(guò)程中的機(jī)械沖擊和流體噪聲問(wèn)題，本文運(yùn)用CFD和CAE的方法對(duì)液壓集成塊進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

1 液壓集成塊的結(jié)構(gòu)原理

該液壓集成塊閥體設(shè)有與兩位四通液動(dòng)換向閥、手操電磁換向閥、兩位三通液動(dòng)換向閥、溢流閥以及單向閥等連接的外部接口;集成塊閥體內(nèi)部有主換向閥，實(shí)現(xiàn)各外部功能閥的不同連接。

圖1 液壓集成塊的結(jié)構(gòu)原理圖Fig.1 Sketch of hydraulic manifold block

2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

船用低噪聲液壓集成塊的設(shè)計(jì)和運(yùn)用將有助于降低系統(tǒng)工作噪聲，提高能源利用率和工作舒適性等。如何有效地減小液壓集成塊中主換向閥的換向機(jī)械沖擊以及改善內(nèi)流道流體流態(tài)是低噪聲液壓集成設(shè)計(jì)的關(guān)鍵。以下將對(duì)液壓集成塊的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行分析和優(yōu)化。

2.1 主要結(jié)構(gòu)參數(shù)分析

由液壓集成塊的設(shè)計(jì)要素可知，主通徑d0的計(jì)算公式為:

式中:qs為閥的額定流量，m3/s;v0為閥進(jìn)、出口的允許流速，一般取v0=2～6 m/s。

改進(jìn)前，液壓集成塊的設(shè)計(jì)流速為v0=6 m/s，系統(tǒng)流量為120 L/min，因此，根據(jù)式(1)可得液壓集成塊主通徑d0=20 mm。

由于改進(jìn)前閥進(jìn)、出口流速設(shè)計(jì)為允許流速的上限值，且流速的增大容易導(dǎo)致因流體運(yùn)動(dòng)不穩(wěn)定(流態(tài)突變)造成的流致噪聲的產(chǎn)生。同時(shí)，由于集成塊空間的有限，設(shè)計(jì)流速不可能無(wú)限低，在保持現(xiàn)有結(jié)構(gòu)和安裝接口的前提下，設(shè)計(jì)閥進(jìn)、出口流速為4 m/s，并得到改進(jìn)后的集成塊主通徑d0=25 mm。

2.2 優(yōu)化分析

在主通徑加大的情況下，改變了主換向閥閥套上開(kāi)孔的結(jié)構(gòu)，從改進(jìn)前的8個(gè)圓形孔改為4個(gè)腰圓形孔，并沿腰圓形孔邊緣進(jìn)行倒角處理。經(jīng)過(guò)改進(jìn)后，集成塊內(nèi)流體流速下降了56%，在閥套孔處的流體流動(dòng)更加平緩。

圖2和圖3為改進(jìn)前、后液壓集成塊主換向閥內(nèi)流道的結(jié)構(gòu)和網(wǎng)格劃分圖。

就改進(jìn)前、后的液壓集成塊主換向閥流道結(jié)構(gòu)進(jìn)行CFD仿真分析。根據(jù)圖4和圖5的比較可以看出，改進(jìn)前，主換向閥進(jìn)、出口壓力分別為2.28 MPa和1.99 MPa，流經(jīng)閥的總壓降為0.29 MPa，在閥套環(huán)向孔處出現(xiàn)局部低壓為1.86 MPa;改進(jìn)后，主換向閥進(jìn)、出口壓力分別為2.05 MPa和2.0 MPa，流經(jīng)閥的總壓降為0.05 MPa。

圖4 改進(jìn)前閥內(nèi)壓力分布圖Fig.4 Stress distribution inside the initial valve

改進(jìn)前，液壓集成塊主換向閥閥內(nèi)噪聲集中在流速突變的閥套環(huán)向孔部位，最大噪聲聲功率為89.6 dB(圖6所示);改進(jìn)后，閥內(nèi)整體噪聲降低的情況下，閥套環(huán)向孔部位的噪聲聲功率降為58 dB(圖7所示)，較大程度地改善了閥內(nèi)流體的流動(dòng)狀態(tài)。

根據(jù)噪聲聲功率級(jí)與聲壓級(jí)的轉(zhuǎn)換公式，在距離液壓集成塊主換向閥1 m處的最大聲壓級(jí)為:

式中:LW為噪聲聲功率級(jí)，dB;Lp為噪聲聲壓級(jí)，dB;S為噪聲輻射的球面積，m2;ρ0為空氣密度，kg/m3;c0為空氣中聲速，m/s。

假設(shè)主換向閥噪聲輻射為半球面，于是得到距離主換向閥1 m處的聲壓級(jí)為:1)改進(jìn)前:Lp=77.3 dB;2)改進(jìn)后:Lp=70.4 dB。

3 換向動(dòng)力學(xué)優(yōu)化分析

液壓集成塊主換向閥閥芯在控制油路壓力油的作用下實(shí)現(xiàn)快速地?fù)Q向，由于原有集成塊沒(méi)有緩沖裝置，閥芯的快速運(yùn)動(dòng)使得閥芯以較高速度撞擊端蓋，同時(shí)，由于油路的快速切換，還引起瞬間的流量和壓力沖擊。

圖8 改進(jìn)前液壓集成塊系統(tǒng)原理圖Fig.8 System sketch of the initial hydraulic manifold block

改進(jìn)后，在液壓集成塊的Ki控制口端設(shè)計(jì)了換向緩沖裝置(圖8和圖9所示)，采用間隙緩沖原理，當(dāng)控制口K通入壓力油，閥芯運(yùn)動(dòng)10 mm后開(kāi)始，閥芯在間隙緩沖的作用下開(kāi)始減速。

圖9 改進(jìn)后液壓集成塊系統(tǒng)原理圖Fig.9 System sketch of the optimized hydraulic manifold block

在計(jì)算的基礎(chǔ)上，為了驗(yàn)證改進(jìn)后液壓集成換向閥主閥芯的換向動(dòng)力學(xué)性能，采用CAE軟件對(duì)系統(tǒng)建模和分析。

圖10和圖11分別為控制口Ki和K的壓力信號(hào)，系統(tǒng)仿真時(shí)間為20 s，在5～10 s控制口Ki壓力油接通，在10～20 s控制口K壓力油接通，液壓集成塊主換向閥閥芯在10 s的時(shí)候開(kāi)始換向動(dòng)作。

圖10 控制口Ki壓力曲線(xiàn)Fig.10 Pressure curve of control interface Ki

通過(guò)對(duì)比分析液壓集成塊主換向閥閥芯的換向動(dòng)力學(xué)特性，從圖12和圖13可以得出:改進(jìn)前，閥芯的換向加速度為1800 m/s2;改進(jìn)后，閥芯的換向加速度為1100 m/s2，實(shí)現(xiàn)了以較小的速度靠近端蓋，減小了在液壓換向的過(guò)程中主換向閥閥芯對(duì)端蓋的撞擊程度。

4 結(jié)語(yǔ)

本文采用CFD和CAE的方法對(duì)船用液壓集成塊優(yōu)化設(shè)計(jì)前后進(jìn)行對(duì)比分析，驗(yàn)證了所采用的優(yōu)化設(shè)計(jì)方法的正確性和可行性，并對(duì)液壓集成塊的設(shè)計(jì)得出以下結(jié)論:

1)液壓集成塊內(nèi)部換向閥閥套孔處是流體噪聲較嚴(yán)重的部位，在對(duì)其進(jìn)行流量匹配設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)適當(dāng)加大閥套孔的通流面積;

2)液壓換向的緩沖行程與換向時(shí)間互相影響，具體設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)綜合系統(tǒng)性能加以權(quán)衡和選擇。

［1］杜經(jīng)民，蔡保全，李寶仁.某系統(tǒng)液壓集成塊流道液流特性分析［J］.機(jī)床與液壓，2010，38(13):143 －146.

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