宋慧慧，張振東，石楠楠

（上海理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，上海 200093）

全液壓制動系統(tǒng)相比于氣液制動系統(tǒng)由于具有結(jié)構(gòu)緊湊、污染小、制動響應(yīng)迅速的特點(diǎn)，在國內(nèi)外工程機(jī)械中得到了廣泛的研究和應(yīng)用?？刂崎y作為全液壓制動系統(tǒng)中控制充液壓力上、下限的主要元件，與蓄能器中壓力系統(tǒng)相互作用，控制著反饋給主閥的壓力大小?？刂崎y的結(jié)構(gòu)參數(shù)對整個(gè)系統(tǒng)的充液性能有著直接的影響。

由于控制閥結(jié)構(gòu)復(fù)雜，加工難度大而且性能要求高，目前其核心技術(shù)主要由美國MICO、瓦格納、德國WABCO、REXROTH等公司所壟斷[1-4]。國內(nèi)對于控制閥的研究尚處于起步階段，尚未全面掌握其工作機(jī)理以及不同參數(shù)對工作性能的影響規(guī)律，因此有必要開展深入細(xì)致的研究工作。本文借助Fluent軟件對控制閥進(jìn)行變參數(shù)仿真研究，總結(jié)各參數(shù)對充液壓力的影響規(guī)律，為優(yōu)化全液壓制動系統(tǒng)提供理論依據(jù)。

1 控制閥工作原理

控制閥的主要作用是通過與蓄能器中的壓力協(xié)同作用，控制充液閥的充液壓力上、下限，其內(nèi)部結(jié)構(gòu)如圖1所示，其中：β為閥芯套筒錐角；D為鋼球直徑。蓄能器內(nèi)的壓力通過反饋油孔作用在控制閥閥芯右端面，控制閥調(diào)壓彈簧的預(yù)緊力作用在控制閥閥芯的左端，回位彈簧的預(yù)緊力作用在閥芯的右端，因此控制閥閥芯的受力平衡方程為

式中：Ft為控制閥調(diào)壓彈簧的預(yù)緊力，N；Fh為控制閥回位彈簧的預(yù)緊力，N；Fp為蓄能器壓力，N。

當(dāng)充液閥充液壓力P達(dá)到充液壓力上限PH時(shí)，控制閥閥芯受左端Ft、右端Fh和蓄能器內(nèi)油液作用在閥芯右端面的Fp共同作用，閥芯左移，從而控制閥右端球閥被壓緊在閥套上，左端球閥打開，油液回油箱。此時(shí)，控制閥反饋給主閥的壓力為0.1 MPa，主閥打開進(jìn)油口與下游動力系統(tǒng)回路，油液流向下游動力系統(tǒng)，停止為蓄能器充液[5-6]。控制閥閥芯的受力平衡方程為

式中：Kt為控制閥調(diào)壓彈簧剛度，N·mm?1；Kh為控制閥回位彈簧剛度，N·mm?1；X10為調(diào)壓彈簧初始變形量，mm；X20為回位彈簧初始變形量，mm；△X為控制閥閥芯左移位移量，mm。

圖1 控制閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)示意圖Fig. 1 Internal structure of the control valve

由式（2）可知，充液閥充液壓力上限

從式（3）可以看出，決定充液閥充液壓力上限的參數(shù)包括控制閥調(diào)壓彈簧剛度Kt，回位彈簧剛度Kh，變形量X10、X20，鋼球直徑D以及左右兩端的閥芯套筒錐角β[7]。但因?yàn)榛匚粡椈蓜偠菿h，變形量X10、X20均較小，三個(gè)系數(shù)對充液壓力影響較小，從閥芯套筒錐角β、控制閥鋼球直徑D以及調(diào)壓彈簧剛度Kt三方面考慮對充液壓力上限的影響更符合生產(chǎn)設(shè)計(jì)中對于加工裝配難度的要求[8]。下面將閥芯套筒錐角β、鋼球直徑D作為可變結(jié)構(gòu)參數(shù)，再結(jié)合進(jìn)口流速u的變化，利用Fluent軟件研究這些參數(shù)對充液壓力的影響。

2 變參數(shù)數(shù)值仿真

2.1 建立模型及劃分網(wǎng)格

本文以充液閥三維實(shí)體結(jié)構(gòu)為基礎(chǔ)，簡化得出控制閥內(nèi)主要的研究區(qū)域，其中控制閥幾何模型的進(jìn)口通道是蓄能器中油液流入充液閥的流道，該入口的壓力和流量與蓄能器中的壓力和流量一致，而幾何模型中的出口通道為球閥打開后進(jìn)入控制閥腔體內(nèi)的通道，其壓力與充液閥反饋給主閥的壓力一致，設(shè)定出口壓力為最小壓力11.4 MPa。為研究充液閥的充液性能，設(shè)定控制閥的升程為2 mm，即充液閥即將達(dá)到充液壓力上限時(shí)，入口的壓力即為充液閥充液壓力上限壓力。基于上述分析，借助Proe軟件構(gòu)建的控制閥流動通道幾何模型如圖2所示?？刂崎y尺寸參數(shù)如表1所示。

圖2 控制閥內(nèi)部流動區(qū)域的仿真模型Fig. 2 Simulation model of the internal flow domain in the control valve

表1 控制閥結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab. 1 Dimension parameters of the control valve

本文中對涉及的固體部分與流動區(qū)域分別劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格單元體采用四面體，對固液交界壁面的網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化。網(wǎng)格劃分完成后的節(jié)點(diǎn)數(shù)為29 104，網(wǎng)格數(shù)為102 319。網(wǎng)格模型如圖3所示。

圖3 網(wǎng)格模型Fig. 3 Mesh model

2.2 內(nèi)部流場計(jì)算模型設(shè)定

控制閥內(nèi)部流動的湍流模型選擇標(biāo)準(zhǔn)的k–ε模型，它能夠較好地模擬通道內(nèi)的流動情況，采用美孚10 W液壓油液，其密度ρ為880 kg·m–3，40 ℃ 時(shí)運(yùn)動黏度v= 3.92 × 10–5m2·s–1，換算成動力黏度為μ= 0.034 5 Pa·s[9]。設(shè)置進(jìn)口邊界條件為速度入口，其速度u= 8.08 m·s–1。出口邊界條件為壓力出口，壓力p= 11.4 MPa，流體與壁面的接觸邊界設(shè)定為無滑移絕熱壁面[10]。

2.3 進(jìn)口速度對閥內(nèi)流場的影響

保持控制閥的結(jié)構(gòu)尺寸及開口度不變，改變進(jìn)口速度得到的閥內(nèi)壓力、速度分布如圖4、5所示，圖中圓圈所示部位為局部A。不同進(jìn)口速度下的進(jìn)口壓力、局部A處壓力如圖6(a)所示。通過對錐形閥套與球閥之間油液流體速度進(jìn)行積分，得到的不同進(jìn)口速度下局部A處流量Q如圖6(b)所示。

由圖4、5中可以看出，閥內(nèi)油液最大速度出現(xiàn)在油液進(jìn)口附近，而閥體內(nèi)油液速度從入口到出口逐漸減小。但當(dāng)u= 10.0 m·s–1時(shí)，局部A處速度發(fā)生了明顯變化，單位面積的流量可達(dá)61 L·min–1。對于液壓元件而言，局部過大的充液流量易產(chǎn)生汽蝕現(xiàn)象，加快零件表面的損壞。這在設(shè)計(jì)開發(fā)過程中應(yīng)當(dāng)避免。

圖4 u = 6.0 m·s?1 時(shí)閥內(nèi)壓力、速度分布Fig. 4 Pressure and velocity distribution in the valve at u = 6.0 m·s?1

圖5 u = 10.0 m·s?1 時(shí)閥內(nèi)壓力、速度分布Fig. 5 Pressure and velocity distribution in the valve at u = 10.0 m·s?1

圖6 不同進(jìn)口速度下的進(jìn)口壓力、局部A處壓力和局部A處流量Fig. 6 Inlet pressure, part A pressure and part A flow rate under different inlet velocities

由圖6（a） 中可以發(fā)現(xiàn)，隨著進(jìn)口速度從6.0 m·s–1增加到 10.0 m·s–1，閥體內(nèi)部流場壓力也相應(yīng)增加，這表明充液閥的充液壓力上限會隨著充液閥進(jìn)口速度的增加而增加。從全液壓制動系統(tǒng)的角度出發(fā)，如果油泵泵出油液的速度較大，將會直接影響充液閥的充液壓力上限。

2.4 考慮閥芯套筒錐角對閥內(nèi)流場的影響

在了解進(jìn)口速度對閥內(nèi)流場的影響規(guī)律后，選擇充液壓力上限最接近額定充液壓力上限13.8 MPa時(shí)的進(jìn)口速度，設(shè)定控制閥的進(jìn)口速度為 8.5 m·s–1，右端鋼球直徑D= 6.35 mm，開口度h= 2 mm，通過改變右端閥芯套筒錐角得到閥內(nèi)壓力、速度分布如圖7、8所示。不同閥芯套筒錐角下進(jìn)口壓力、局部A處壓力和局部A處流量如圖9所示。

圖7 β = 18.75°時(shí)閥內(nèi)壓力、速度分布Fig. 7 Pressure and velocity distribution in the valve at β = 18.75°

圖8 β = 23.75°時(shí)閥內(nèi)壓力、速度分布Fig. 8 Pressure and velocity distribution in the valve at β = 23.75°

圖9 不同閥芯套筒錐角下進(jìn)口壓力、局部A處壓力和局部A處流量Fig. 9 Inlet pressure, part A pressure and part A flow rate under different sleeve cone angles

由圖 7(a)、8(a)中可以看出：當(dāng) β =18.75°時(shí)，入口壓力最大為12.8 MPa，流道內(nèi)壓力呈減小趨勢；當(dāng)β = 23.75°時(shí)，入口壓力最大為14.4 MPa，閥體流道內(nèi)壓力衰減較快。由圖7(b)、8(b) 中可以觀察到，閥體內(nèi)油液的最大速度出現(xiàn)在進(jìn)口處，可達(dá)到16.6 m·s–1，流道內(nèi)速度大體呈減小趨勢。圖9顯示，當(dāng) β =18.75°時(shí)局部A處速度變大，單位面積流量約為 55 L·min–1，易產(chǎn)生汽蝕現(xiàn)象；當(dāng) β =23.75°時(shí)，區(qū)域A內(nèi)未出現(xiàn)較大速度，速度為3.8 m·s–1左右，換算成流量約為 8.4 L·min–1，滿足設(shè)計(jì)所要求的充液流量。

由以上分析可知，隨著閥芯套筒錐角增大，充液閥的充液壓力上限增加，充液流量逐漸減小。由于控制閥的結(jié)構(gòu)受空間的限制，在設(shè)計(jì)開發(fā)過程中應(yīng)綜合考慮，在滿足充液壓力上限的同時(shí)保證液壓元件的安全性。

2.5 鋼球直徑對閥內(nèi)流場的影響

保持控制閥的進(jìn)口速度為8.5 m·s–1，開口度h = 2 mm，閥芯套筒錐角β = 21.25°不變，改變右端鋼球直徑得到的閥內(nèi)壓力、速度分布如圖 10、11 所示。由圖 10（a）、11（a） 中可以看出，鋼球直徑D對閥體內(nèi)部流體壓力的分布影響很大：當(dāng)鋼球直徑D = 5.7 mm時(shí)，閥體最大壓力可達(dá)15.3 MPa；當(dāng)鋼球直徑 D增加到6.7 mm時(shí)，閥體最大壓力為12.3 MPa。

圖10 D = 5.7 mm 時(shí)閥內(nèi)壓力、速度分布Fig. 10 Pressure and velocity distribution in the valve at D = 5.7 mm

圖11 D = 6.7 mm 時(shí)閥內(nèi)壓力、速度分布Fig. 11 Pressure and velocity distribution in the valve at D = 6.7 mm

不同鋼球直徑時(shí)閥體內(nèi)流體速度分布如圖10（b）、11（b） 所示。當(dāng)鋼球直徑 D = 5.7 mm時(shí)，閥體油液流動的最大速度出現(xiàn)在閥口處，局部A處速度約為18.2 m·s–1；當(dāng)鋼球直徑D =6.7 mm時(shí)，油液最大速度分別出現(xiàn)在閥口處和局部A處，約為20.3 m·s–1。

不同鋼球直徑D時(shí)進(jìn)口與局部A處的壓力以及局部A處流量如圖12所示。從圖中可以看出，隨著鋼球直徑由5.7 mm增加到6.7 mm，充液壓力上限減小了約2 MPa。對于局部A處流量而言，鋼球直徑的增加會導(dǎo)致局部A處流量減小。由于鋼球直徑是影響充液閥充液性能的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)，在對充液閥實(shí)際生產(chǎn)設(shè)計(jì)中應(yīng)考慮到其加工誤差的影響。

圖12 不同鋼球直徑時(shí)進(jìn)口壓力、局部A處壓力和局部A處流量Fig. 12 Inlet pressure, part A pressure and part A flow rate under different ball diameters

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

為了對以上仿真結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證，在全液壓制動系統(tǒng)試驗(yàn)臺架上進(jìn)行充液壓力上限測試試驗(yàn)。試驗(yàn)臺架硬件主體分成三部分：供油系統(tǒng)、充液系統(tǒng)、制動系統(tǒng)，其中：供油系統(tǒng)包括電機(jī)、液壓油泵、過濾組件以及溢流閥；充液系統(tǒng)包括充液管路、充液閥、蓄能器；制動系統(tǒng)包括踏板操縱式制動閥、制動管路以及制動器。全液壓制動系統(tǒng)試驗(yàn)臺架簡圖如圖13所示。

圖13 全液壓制動系統(tǒng)試驗(yàn)臺架簡圖Fig. 13 Test platform of fully hydraulic braking system

試驗(yàn)條件為：控制閥的進(jìn)口速度u =8.5 m·s–1，開口度h = 2 mm，閥芯套筒錐角β =21.25°，鋼球直徑D = 6.35 mm。踩動制動踏板，將蓄能器所儲存的油液全部泄回油箱，蓄能器壓力最低為1.1 MPa，然后對蓄能器進(jìn)行充液，待蓄能器壓力升至最大且基本保持不變時(shí)踩動制動踏板，將此過程重復(fù)三次，記錄數(shù)據(jù)變化如圖14所示。

圖14 試驗(yàn)結(jié)果Fig. 14 Experimental results

在三次充液和泄壓過程中蓄能器壓力峰值小范圍波動，最大壓力大致相同，均為（13.60 ±0.25） MPa，與相同條件下的充液壓力上限的仿真結(jié)果保持一致，表明以上仿真結(jié)果合理可靠。

4 結(jié) 論

通過改變進(jìn)口速度u、閥芯套筒錐角β、鋼球直徑D，分析了控制閥在不同結(jié)構(gòu)參數(shù)下內(nèi)部流場的變化以及充液閥充液壓力上限的變化規(guī)律。主要結(jié)論為：

（1）當(dāng)控制閥進(jìn)口速度增加時(shí)，充液閥充液壓力上限相應(yīng)增加，并在控制閥內(nèi)局部處產(chǎn)生巨大的流速沖擊。

（2）控制閥閥芯套筒錐角較小的時(shí)，閥芯套筒錐角與球閥形成的流動區(qū)域會出現(xiàn)局部流速過大的情況，易產(chǎn)生汽蝕現(xiàn)象。隨著閥芯套筒錐角的增加，充液閥充液壓力上限增加。在設(shè)計(jì)開發(fā)中，考慮到受空間布置的約束，應(yīng)當(dāng)綜合考慮壓力與流速，選擇合適的閥芯套筒錐角。

（3）隨著鋼球直徑的增加，充液壓力上限逐漸減小。當(dāng)鋼球直徑較大時(shí)，由閥芯套銅錐角與球閥形成的流動區(qū)域會出現(xiàn)流速過大的現(xiàn)象。考慮到實(shí)際生產(chǎn)中鋼球直徑的加工誤差，應(yīng)重視對鋼球直徑的選擇。