趙國超 王 慧 孫遠敬 張長帥

遼寧工程技術(shù)大學機械工程學院，阜新，123000

0 引言

電液激振設備在進行振動工作時，主要依靠配流閥對振動的幅度、方向、頻率進行調(diào)節(jié)，配流閥的結(jié)構(gòu)形狀、基本參數(shù)、動態(tài)特性對振動的輸出效果勢必會產(chǎn)生一定的影響[1-2]。

配流閥在結(jié)構(gòu)上可分為滑動式、旋轉(zhuǎn)式及2D數(shù)字式[3]。旋轉(zhuǎn)式配流控制閥在電液交流激振技術(shù)方面具有激振難度小、工作頻率高等獨特優(yōu)勢，已逐漸成為研究的一大熱點[4-5]。旋轉(zhuǎn)式配流控制閥依靠閥芯、閥套的相對旋轉(zhuǎn)運動完成油液的流通和輸送，因此，閥芯的基本特征直接影響旋轉(zhuǎn)式配流控制閥的輸出特性。針對旋轉(zhuǎn)式配流控制閥及其組成結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性，人們開展了大量研究。WANG等[6]、王鶴等[7]通過對不同閥芯形狀的旋轉(zhuǎn)式激振控制閥所受穩(wěn)態(tài)液動力矩進行CFD模擬，分析了閥芯形狀對穩(wěn)態(tài)液動力的影響規(guī)律并給出了優(yōu)化和力矩補償方法。王鶴等[8]、LIU等[9]、韓冬等[10]基于旋轉(zhuǎn)式激振控制閥構(gòu)建了電液激振系統(tǒng)，利用數(shù)值解析和試驗驗證討論了閥口形狀對電液激振系統(tǒng)振動波形的影響程度和主要趨勢。韓冬等[11]設計了一種板狀旋轉(zhuǎn)式激振控制閥，通過對其閥口特征進行靜態(tài)、動態(tài)建模解析，證明了板狀旋轉(zhuǎn)式激振控制閥具有穩(wěn)定性高、頻響特性優(yōu)越等特點。陳烜等[12]將先導級伺服閥和功率級伺服閥進行集成，提出了一種快速、高功率密度的2D螺旋伺服閥，分析了先導級結(jié)構(gòu)主要參數(shù)對2D螺旋伺服閥響應特性的影響。左希慶等[13]基于飛機剎車系統(tǒng)，利用仿真和試驗研究了2D壓力伺服閥的階躍響應特性和壓力控制特性。張啟暉等[14]針對傳統(tǒng)車輛換擋緩沖閥的局限性，將2D數(shù)字緩沖閥應用于車輛的換擋-離合控制油路上，通過數(shù)值模擬、對比試驗證明了2D數(shù)字緩沖閥應用于車輛換擋緩沖領(lǐng)域的可行性和有效性。劉國文等[15]、白繼平等[16]為研究2D數(shù)字閥閥芯的卡緊力和氣穴問題，利用CFD模擬手段對2D數(shù)字閥閥芯的流場進行仿真，分析了閥芯流場的流速矢量和壓力分布情況。

上述文獻通過數(shù)值解析、Fluent模擬及試驗驗證等手段對旋轉(zhuǎn)式配流控制閥展開研究，證明了旋轉(zhuǎn)式配流控制閥結(jié)構(gòu)的可行性和相關(guān)研究方法的有效性，但在旋轉(zhuǎn)式配流控制閥結(jié)構(gòu)特征的研究中，針對閥芯開槽參數(shù)對閥輸出特性的影響暫無相關(guān)報道。筆者初次設計旋轉(zhuǎn)式配流控制閥時，只在可行性的基礎(chǔ)上對閥芯的開槽參數(shù)進行確定，導致開槽參數(shù)的設計仍具有一定的盲目性和試探性。本文以自主設計的旋轉(zhuǎn)配流激振控制閥為研究對象，基于Fluent多參考系滑移網(wǎng)格方法、試驗驗證、二次回歸正交試驗法等技術(shù)手段，研究閥芯開槽參數(shù)及其交互作用對激振控制閥輸出壓力的影響，為旋轉(zhuǎn)配流激振控制閥的性能優(yōu)化及工業(yè)推廣提供基礎(chǔ)數(shù)據(jù)支撐。

1 旋轉(zhuǎn)配流激振控制閥結(jié)構(gòu)

旋轉(zhuǎn)配流激振控制閥主要由端蓋、閥芯、旋轉(zhuǎn)軸、軸承、閥體、格萊圈等部分組成，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。旋轉(zhuǎn)配流激振控制閥的主要功能是通過閥芯、閥體的相對旋轉(zhuǎn)運動對一定壓差的油液進行分配并輸送至激振液壓缸。閥芯和閥體的結(jié)構(gòu)如圖2所示，在閥體的OXZ平面內(nèi)對稱分布4個油口，其中2個油口通過管路與供油泵相連，實現(xiàn)高壓油液向閥體的內(nèi)部輸入；另2個油口與油箱相連，使得低壓油液通過閥體的內(nèi)部返回油箱；在OXY平面內(nèi)的兩個油口A、B分別與激振液壓缸的高壓腔和低壓腔連通。閥芯臺肩的兩端交錯開設有2N個油槽，其中有N個油槽位于外接供油泵油口的高壓區(qū)，另外N個油槽位于外接油箱油口的低壓區(qū)，電動機帶動激振控制閥的旋轉(zhuǎn)軸不斷轉(zhuǎn)動，驅(qū)動閥芯油槽與激振液壓缸交替接通，實現(xiàn)液壓缸活塞桿的激振。

圖1 旋轉(zhuǎn)配流激振控制閥Fig.1 Rotary distributing excitation control valve

圖2 閥芯和閥體結(jié)構(gòu)Fig.2 Spool and valve body structure

2 油槽內(nèi)液體流動的數(shù)學模型

根據(jù)激振控制閥的結(jié)構(gòu)和配流原理，油槽內(nèi)油液的流動特點與流經(jīng)固定平行板間縫隙的液體相同。流經(jīng)閥芯油槽時，油液的流動情況如圖3所示。

圖3 油槽內(nèi)油液的流動Fig.3 Oil flow in slot

設X軸與油槽的長邊平行且與油液的流速方向一致，在長、寬、深分別為l、b、h的油槽內(nèi)，任取與坐標軸平行的長dx、寬dy、高dz的油液微元體，油液微元體在油槽內(nèi)流動時，左右兩端面分別受靜壓力p1、p2，上下兩端面分別受黏性切應力τ和τ+dτ，油液沿X正向流動時p1>p2。根據(jù)油液微元體的力平衡方程∑Fx=0，可得

p1dydz-p2dydz-τdxdz+(τ+dτ)dxdz=0

(1)

由式(1)可得，黏性切應力τ為

(2)

對于具有一定黏性的油液，單位面積上的黏性切應力τ為

(3)

式中，μ為油液動力黏度；v為流速。

根據(jù)油槽內(nèi)油液微元體的約束條件：油液的高度y=±h時，流速v=0，將式(2)、式(3)合并可得油液的流速

(4)

則油槽內(nèi)油液的流量qV可表示為

(5)

根據(jù)式(5)，油槽內(nèi)油液的流動特點及壓力-流量特性受閥芯油槽長度、寬度和深度的影響。

3 壓力特性仿真與試驗驗證

3.1 仿真分析

為分析旋轉(zhuǎn)配流激振控制閥的輸出壓力特性，利用Fluent軟件對其進行流場分析。由于研究的旋轉(zhuǎn)配流激振控制閥的運動類型為旋轉(zhuǎn)運動，進行有限元分析計算時不涉及網(wǎng)格畸變問題，可利用多參考系滑移網(wǎng)格方法進行仿真[17-18]。

圖4 邊界條件Fig.4 Boundary conditions

對激振控制閥進行實體建模并提取其內(nèi)部流道。根據(jù)閥芯結(jié)構(gòu)、功能的對稱性，以對稱面為界進行簡化。劃分網(wǎng)格后根據(jù)實際情況設定3個油口為固定域的壓力邊界，油槽為滑移域的壁面邊界，如圖4所示。仿真工況如下：油液密度為890 kg/m3，油液黏度為0.0046 Pa·s，轉(zhuǎn)速為500 r/min，入口壓力15 MPa，出口壓力10 MPa。當網(wǎng)格尺寸為0.5 mm時，網(wǎng)格數(shù)量為11×105，滿足網(wǎng)格無關(guān)性的精度驗證。利用滑移網(wǎng)格仿真方法得到激振控制閥某一時刻的流場矢量模型，如圖5所示。

圖5 流場矢量模型Fig.5 Flow field vector model

由旋轉(zhuǎn)配流激振控制閥的流場矢量模型可以看出：設定工況下，在遠離出液口的下半部分流道內(nèi)，液體分布較少、流速較低，流動方式接近層流；而在接近出液口的上半部分流道內(nèi)，液體分布較多，受旋轉(zhuǎn)方向的影響，其流速較下半部分大，流動方式也近似于層流；在出液口及交界面處的流道內(nèi)，液體分布較多、流速較大，流動形式為湍流。

利用Tecplot及Origin軟件對激振控制閥流場仿真結(jié)果進行后處理，獲得兩種入口壓力pin工況下激振控制閥的輸出壓力特性曲線，如圖6所示。

1.pin=16 MPa 2.pin=15 MPa圖6 激振控制閥的輸出壓力Fig.6 The output pressure of the excitationcontrol valve

由圖6可知，t取3～9 ms時，激振控制閥閥芯上的一個油槽隨著旋轉(zhuǎn)經(jīng)歷開啟-全開-閉合過程，激振控制閥的輸出壓力呈先上升后下降趨勢，并在閥芯全開時到達峰值；t取9～15 ms時，當前油槽隨轉(zhuǎn)動遠離出液口，下一油槽進入工作區(qū)間并重復上一過程。出口壓力不變，入口壓力pin由15 MPa增至16 MPa時，激振控制閥輸出壓力pout的最低值由10.64 MPa上升至10.69 MPa，增幅約0.45%；pout的最高值由11.33 MPa上升至11.42 MPa，增幅約0.79%。兩種工況的對比結(jié)果說明，激振控制閥的輸出壓力與油口壓差成正比。

3.2 試驗驗證

為檢驗仿真方法和所得結(jié)果的準確性，試制旋轉(zhuǎn)配流激振控制閥樣機，利用電液激振試驗臺及相關(guān)設備對旋轉(zhuǎn)配流激振控制閥的輸出壓力進行試驗測試，試驗臺及測試現(xiàn)場如圖7所示。電液激振試驗臺包含由旋轉(zhuǎn)配流激振控制閥組成的激振系統(tǒng)、壓力控制系統(tǒng)、電氣控制柜、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)、液體壓力變送器及三聯(lián)油泵動力源等。本次試驗的基本參數(shù)及環(huán)境條件見表1。

圖7 電液激振試驗臺Fig.7 Electro-hydraulic excitation test bench

表1 試驗參數(shù)

試驗測試時為降低試驗誤差對測定結(jié)果的影響，同一工況試驗重復進行3次采集和測定，并以多組數(shù)據(jù)的均值作為數(shù)據(jù)處理及分析的樣本。圖8為兩種不同壓力工況下激振控制閥輸出壓力的實測曲線。

1.pin=16 MPa 2.pin=15 MPa圖8 激振控制閥實測壓力Fig.8 Measured pressure of excitation control valve

由圖8可知，試驗結(jié)果和仿真結(jié)果整體趨勢相同，受泄漏問題及傳感器精度限制，激振控制閥輸出壓力的試驗值比仿真值略低。另外，圖8中試驗曲線的Ⅰ、Ⅱ兩處出現(xiàn)了較大的波動現(xiàn)象，這是由于轉(zhuǎn)動過程中閥芯油槽開口狀態(tài)發(fā)生變化導致油槽內(nèi)部液體流動方向突變產(chǎn)生液壓沖擊，且導致輸出壓力出現(xiàn)波動。以激振控制閥輸出壓力的最高值和最低值作為統(tǒng)計對象，得到仿真、試驗對比結(jié)果，見表2。數(shù)據(jù)對比結(jié)果顯示：激振控制閥的輸出壓力基本一致，最高值誤差小于5%，最低值誤差小于1%。仿真和試驗可以相互驗證，證明仿真方法可行。

表2 仿真、試驗對比結(jié)果

4 開槽參數(shù)的交互作用研究

4.1 二次回歸正交試驗

激振控制閥依靠閥芯油槽和閥體油口相對運動時產(chǎn)生的通流面積輸送油液，根據(jù)激振控制閥的結(jié)構(gòu)和運轉(zhuǎn)原理，通流面積不僅與閥體油口有關(guān)而且與閥芯的開槽參數(shù)有關(guān)，而閥體油口的基本參數(shù)又是在考慮激振控制閥兩個油口工作時的獨立性來確定的，因此，閥芯的開槽參數(shù)會對激振控制閥的輸出特性產(chǎn)生一定影響，閥芯的開槽參數(shù)包含開槽長度、寬度及深度[19-20]，如圖9所示。

圖9 開槽參數(shù)Fig.9 Slotted parameters

基于二次回歸正交試驗，利用中心復合試驗設計方法安排仿真方案，得到開槽參數(shù)的三因素三水平編碼設計表，見表3。

表3 因素水平編碼

利用Design-Export軟件設計以激振控制閥輸出壓力最高值為響應指標的試驗方案[21]，通過型線參數(shù)化建模及滑移網(wǎng)格仿真方法得到壓力工況為15MPa時試驗的響應結(jié)果，見表4。

表4 二次回歸正交試驗方案及響應結(jié)果

根據(jù)最小二乘法建立三因素三水平的二次回歸方程：

(6)

式中，b0為常數(shù)項的系數(shù)；bi為一次項的系數(shù)；bii二次項的系數(shù)；bij為交互項的系數(shù)；xi為影響因素；i、j為因素的水平。

對二次項的編碼進行中心化處理：

(7)

則二次回歸方程中常數(shù)項的系數(shù)可表示為

(8)

其他各項系數(shù)可表示為

(9)

利用表3中數(shù)據(jù)對二次回歸方程進行多元擬合分析，得到激振控制閥輸出壓力的回歸預測模型：

(10)

試驗選用R2檢驗來評估模型的顯著程度并對回歸模型執(zhí)行方差分析，所得結(jié)果見表5。

表5 回歸模型方差分析結(jié)果

參考文獻[21]對表4數(shù)據(jù)進行解析，可知二次回歸模型的F值為302.89，P值小于0.0001，證明該擬合模型顯著性水平較高；模型的失擬項P=0.3815>0.05，說明失擬項不顯著，模型和試驗的擬合程度較高。分別以激振控制閥輸出壓力的試驗樣本數(shù)據(jù)和回歸模型預測所得結(jié)果為坐標，得到圖10所示的(X，Y)散點圖，各散點近似分布于Y=X附近，表明回歸模型的預測結(jié)果準確。

圖10 預測值與實際值對比Fig.10 Comparison of predicted values withactual values

4.2 交互作用分析

為分析開槽參數(shù)交互作用對激振控制閥輸出壓力的影響，通過Design-Expert軟件分別得到開槽參數(shù)交互作用的響應曲面，如圖11所示。

由圖11可知，開槽參數(shù)的變化對激振控制閥輸出壓力存在一定的影響。由圖11a可知，在整個試驗空間內(nèi)，開槽寬度和開槽深度的增大均使輸出壓力呈近似直線上升，升幅分別為25.1%、10.8%，當開槽長度相同時，開槽寬度的增大使輸出壓力上升更為顯著，表明開槽寬度對激振控制閥輸出壓力的敏感性強于開槽深度。由圖11b可知，開槽寬度和開槽長度的增大也會使輸出壓力呈近似直線上升，升幅分別為22.3%、9.6%，開槽寬度對激振控制閥輸出壓力的敏感性強于開槽長度，曲面上的等高線的弧度高于圖11a曲面，因此，兩者的交互作用顯著性低一些。由圖11c可知，開槽長度和開槽深度的增大使壓力呈非線性上升的趨勢，升幅分別為8.3%、9.1%，表明開槽深度對激振控制閥輸出壓力的敏感性強于開槽長度，曲面上的等高線的弧度最大，兩者交互作用的顯著性最低。

根據(jù)響應面分析，開槽寬度是影響激振控制閥輸出壓力的關(guān)鍵因素，在它與開槽深度及開槽長度的交互作用中，激振控制閥輸出壓力的變化最為顯著。

5 結(jié)論

(1)利用Fluent滑移網(wǎng)格方法對旋轉(zhuǎn)配流激振控制閥進行仿真，結(jié)果表明，激振控制閥流場的分布情況受旋轉(zhuǎn)方向影響，距離出液口越近流線分布越密集；在出液口處，液體流速較大，流動形式為湍流流動；激振控制閥的輸出壓力隨油口壓差的增加呈上升趨勢。

(a)開槽參數(shù)x2、x3的響應曲面

(b)開槽參數(shù)x1、x2的響應曲面

(c)開槽參數(shù)x1、x3的響應曲面圖11 開槽參數(shù)交互作用的響應曲面Fig.11 Response surface of slotted parameter interaction

(2)對旋轉(zhuǎn)配流激振控制閥的輸出壓力進行試驗測定，相同工況下，仿真值與試驗值最大誤差小于5%，驗證了仿真方法的可行性。

(3)基于二次回歸正交試驗和中心復合試驗法，得到旋轉(zhuǎn)配流激振控制閥輸出壓力和開槽參數(shù)的預測模型，由方差分析可知，該模型失擬項P=0.3815(>0.05)，失擬項不顯著，預測方法和試驗結(jié)果無顯著性差別。

(4)開槽參數(shù)對旋轉(zhuǎn)配流激振控制閥輸出壓力影響的顯著性順序由大到小依次為：開槽寬度、開槽深度、開槽長度。響應面結(jié)果顯示：開槽寬度與開槽長度、深度的交互作用對激振控制閥輸出壓力的影響最顯著。