白 俊,趙 斌,郝云曉,王 波,劉 赫

(太原理工大學(xué) 新型傳感器與智能控制教育部與山西省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,山西 太原 030024)

0 引 言

直動(dòng)式比例閥是比例控制技術(shù)的核心元件。在直動(dòng)式比例閥的工作過程中,由閥內(nèi)比例電磁鐵輸入電信號(hào),使比例閥的閥芯產(chǎn)生相應(yīng)的動(dòng)作。在這一過程中,閥芯主要受到驅(qū)動(dòng)力、慣性力、摩擦力、彈簧力和液動(dòng)力共5個(gè)力的共同作用。

在閥芯受到的所有力中,最難準(zhǔn)確計(jì)算的就是液動(dòng)力。由于比例電磁鐵提供的驅(qū)動(dòng)力有限,過大的液動(dòng)力會(huì)導(dǎo)致閥芯產(chǎn)生卡滯現(xiàn)象。所以,研究閥芯所受液動(dòng)力的規(guī)律和補(bǔ)償方法,對(duì)提高直動(dòng)式比例閥工作性能有著重要作用。

在針對(duì)閥內(nèi)流場(chǎng)及液動(dòng)力的研究方面目前已有很多的成果。金偉等人[1]采用FLUENT對(duì)旋轉(zhuǎn)閥進(jìn)行了仿真分析,得到了旋轉(zhuǎn)閥不同旋轉(zhuǎn)角度下的速度、壓力及基曲線圖,可為旋轉(zhuǎn)閥的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供理論參考。張?chǎng)蔚热薣2]利用FLUENT軟件,得到了多路閥動(dòng)臂聯(lián)穩(wěn)態(tài)流場(chǎng)的內(nèi)部流動(dòng)規(guī)律和穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的變化規(guī)律,該結(jié)果可為多路閥的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。趙蕾等人[3,4]利用動(dòng)網(wǎng)格技術(shù),分析了全周開口滑閥所受的液動(dòng)力及其徑向不平衡力。揚(yáng)科等人[5]采用FLUENT中的動(dòng)網(wǎng)格技術(shù),針對(duì)0.5 mm小開口滑閥的流動(dòng)狀態(tài)進(jìn)行了靜、動(dòng)態(tài)仿真,研究了小開口滑閥的流量及其液動(dòng)力特性。楊慶俊等人[6-8]針對(duì)不同的節(jié)流槽及流道結(jié)構(gòu)進(jìn)行了仿真研究,分析比對(duì)了不同類型的節(jié)流槽及不同尺寸的流道結(jié)構(gòu)對(duì)穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的影響。鄭長松等人[9]應(yīng)用FLUENT仿真軟件,在考慮了軸頸對(duì)液動(dòng)力影響的基礎(chǔ)上,分析了滑閥在不同開度下的流場(chǎng)與穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的變化規(guī)律。

由于以上的研究工作缺少相關(guān)實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)作為參照,張宏等人[10]采用了實(shí)驗(yàn)與仿真相結(jié)合的方法,對(duì)滑閥的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力進(jìn)行了仿真,結(jié)果發(fā)現(xiàn),在滑閥的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力仿真中,采用k-ε模型能夠更好地?cái)M合試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

目前,針對(duì)滑閥的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的補(bǔ)償方法主要有:改變流道布置法[11]、閥套斜孔法[12]及非全周開口法[13]。同時(shí),國外學(xué)者RICCARDO A等人[14-18]通過優(yōu)化閥芯結(jié)構(gòu),有效地降低了滑閥的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力。

以上研究大多只針對(duì)比例閥的進(jìn)油口,而在實(shí)際工程中,比例閥的進(jìn)油口和回油口是同時(shí)工作的。

結(jié)合上述關(guān)于滑閥液動(dòng)力的研究方法,筆者探討開度在0～1.0 mm閥套上開矩形通孔的滑閥,在不同開度及壓差時(shí)的液動(dòng)力大小,并分別對(duì)滑閥進(jìn)油口和回油口的閥芯結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化;同時(shí),分析全流域工況下,閥芯結(jié)構(gòu)優(yōu)化對(duì)其液動(dòng)力補(bǔ)償?shù)男Ч?/p>

1 直動(dòng)式比例閥工作原理

直動(dòng)式比例閥是一種常見的、應(yīng)用范圍廣泛的液壓控制裝置。通過比例電磁鐵,直動(dòng)式比例閥可以按輸出電信號(hào)連續(xù)、按比例地對(duì)油液的壓力、流量和方向進(jìn)行控制。

直動(dòng)式比例閥的結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 直動(dòng)式比例閥結(jié)構(gòu)圖1—線圈;2—銜鐵;3—推桿;4—彈簧;5—滑閥閥芯;6—閥套

圖1中,當(dāng)線圈1接通電信號(hào)時(shí),線圈內(nèi)產(chǎn)生磁場(chǎng),對(duì)銜鐵產(chǎn)生作用力,銜鐵2在磁場(chǎng)中按信號(hào)電流的大小和方向成正比例、連續(xù)地運(yùn)動(dòng),再通過推桿3控制滑閥的閥芯運(yùn)動(dòng)。

在閥芯的運(yùn)動(dòng)過程中,閥芯的受力公式為:

(1)

式中:Fact—電磁鐵所提供的驅(qū)動(dòng)力;m—直動(dòng)式比例閥閥芯、電磁鐵銜鐵及彈簧的質(zhì)量之和;b—閥芯運(yùn)動(dòng)時(shí)的等效粘性阻尼系數(shù);Fpk—彈簧作用力;F1—直動(dòng)式比例閥閥芯所受液動(dòng)力;Fpf—直動(dòng)式比例閥所受的摩擦力。

由式(1)可知:

(1)在比例閥的工作過程中,電磁鐵的輸出力需克服彈簧力、液動(dòng)力和摩擦力等阻力。在這些阻力中,摩擦力較小,其對(duì)比例閥的動(dòng)、靜態(tài)特性影響也較小;

(2)彈簧輸出力與其自身剛度和閥芯位移有關(guān),基本不受閥口壓差和流量變化的影響,因此,其對(duì)比例閥的動(dòng)、靜態(tài)特性影響基本不變。

在比例閥的工作過程中,閥芯液動(dòng)力隨閥口壓差和流量的增大而增大。由于比例電磁鐵自身驅(qū)動(dòng)能力有限,當(dāng)比例閥在高壓、大流量工況下工作時(shí),閥芯所受液動(dòng)力較大,閥芯響應(yīng)速度過慢,比例電磁鐵輸出力不足以推動(dòng)閥芯運(yùn)動(dòng)。

而閥芯所受到的液動(dòng)力是限制直動(dòng)式比例閥工作壓差、通流能力,及影響比例閥動(dòng)態(tài)特性的關(guān)鍵因素。因此,研究如何減小閥芯所受到的液動(dòng)力,對(duì)提升直動(dòng)式比例閥的性能具有重要意義。

2 計(jì)算模型處理

2.1 分析模型處理

此處以某型號(hào)6通徑直動(dòng)式比例閥作為研究對(duì)象,其結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 比例閥整體結(jié)構(gòu)示意圖

在直動(dòng)式比例閥中,為了獲得良好的性能,通常采用閥套與閥芯組合的形式,同時(shí)便于閥套上節(jié)流槽的加工。圖2中,閥套上就加工有矩形節(jié)流槽。

同時(shí),在圖2中,油液由P口經(jīng)節(jié)流槽流向A口,油液由B口經(jīng)節(jié)流槽流向T口。

設(shè)定額定壓差為3.5 MPa、額定流量為24 L,筆者對(duì)閥套節(jié)流槽進(jìn)行設(shè)計(jì);初步計(jì)算得到閥套矩形節(jié)流槽的通流面積為7.5 mm2;設(shè)計(jì)比例閥閥芯行程為1 mm,在閥套上設(shè)計(jì)2個(gè)對(duì)稱的矩形節(jié)流槽,節(jié)流槽面積梯度為3.125 mm。

首先,筆者采用UG軟件,對(duì)該直動(dòng)式比例閥結(jié)構(gòu)進(jìn)行三維建模。

比例閥的滑閥三維模型如圖3所示。

圖3 比例閥的滑閥三維模型圖

2.2 網(wǎng)格劃分

筆者將建立的三維模型導(dǎo)入ANSYS/DM中,抽取其流道。

在對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí),為了控制網(wǎng)格數(shù)量,提高計(jì)算的效率,此處只對(duì)閥套節(jié)流口處進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化,并保證在閥口尺寸最小的地方有5個(gè)網(wǎng)格(比如開口度為0.2 mm時(shí),閥口處網(wǎng)格大小為0.04 mm)。

P-A進(jìn)油口流體域三維網(wǎng)格模型如圖4所示。

圖4 直動(dòng)式比例閥三維網(wǎng)格模型

2.3 邊界條件和計(jì)算條件

此處,將邊界條件設(shè)置為:

油口P為壓力入口,油口A為壓力出口;其余壁面設(shè)置為靜止壁面,整個(gè)實(shí)體區(qū)域設(shè)置為流體區(qū)域。

計(jì)算條件設(shè)置為:

(1)流體為牛頓流體,且不可壓縮;

(2)假設(shè)閥芯與閥套之間無配合間隙;

(3)液體介質(zhì)選用46號(hào)液壓油,其密度為ρ=890 kg/m3,動(dòng)力黏度為μ=0.046 kg/(m·s);

(4)流動(dòng)狀態(tài)為湍流,采用k-ε湍流模型。

3 比例閥CFD仿真分析

3.1 直動(dòng)式比例閥流場(chǎng)分析

此處取閥口壓差為12 MPa,此時(shí),筆者通過FLUENT軟件對(duì)不同閥口開度進(jìn)行仿真計(jì)算,得到閥口及流道的壓力和速度流線分布結(jié)果。

這里以閥口開度1.0 mm為例,經(jīng)過仿真得到常規(guī)滑閥流場(chǎng)分布圖,如圖5所示。

圖5 常規(guī)滑閥流場(chǎng)分布圖

從圖5中可以看出:

(1)當(dāng)油液流經(jīng)閥口時(shí),由于閥口起一定的節(jié)流作用,導(dǎo)致流經(jīng)閥口的流速增大,此時(shí),在閥口處形成高速射流區(qū);

(2)最高流速出現(xiàn)在高速射流的中心區(qū)域,此處油液壓力迅速降低,并出現(xiàn)局部負(fù)壓區(qū),導(dǎo)致流體空化現(xiàn)象的發(fā)生。

3.2 穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力

當(dāng)閥口的開度一定時(shí),油液流經(jīng)滑閥時(shí)其流速的大小和方向均發(fā)生變化,對(duì)滑閥產(chǎn)生一個(gè)反作用力,該力作用在閥芯上,其軸向分量即為穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力。

滑閥穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的理論表達(dá)式為:

F=2CVCdAaΔpcosθ

(2)

式中:CV—流速系數(shù),一般取值為0.95～0.98;Cd—流量系數(shù);Aa—閥口通流面積;Δp—閥口前后壓差;θ—滑閥節(jié)流口處的射流角,對(duì)于理想滑閥,一般取θ=69°。

筆者采用FLUENT軟件,對(duì)比例閥不同閥口開度及壓差下閥芯所受的液動(dòng)力進(jìn)行仿真計(jì)算,得到穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的仿真值,并將其與通過式(2)計(jì)算得到的液動(dòng)力理論值做對(duì)比。

不同壓差與閥芯位移時(shí),比例閥穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的變化曲線,如圖6所示。

圖6 不同壓差與閥芯位移時(shí)比例閥穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力變化曲線

對(duì)圖6所示的理論與仿真曲線進(jìn)行分析可知:

(1)閥芯所受液動(dòng)力都是隨閥口開度和閥口壓差的增大而增大,當(dāng)閥口開度大于一定值時(shí),仿真獲得的閥芯穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力變化速率明顯減小;

(2)在理論計(jì)算過程中,將射流角、流量系數(shù)和流速系數(shù)等取為定值,閥口壓差固定;閥套采用矩形節(jié)流通孔設(shè)計(jì),通流面積和閥口開度成正比;理論計(jì)算獲得的比例閥液動(dòng)力與閥口開度成比例關(guān)系。

然而,閥芯穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力為作用于臺(tái)肩壁面的壓力合力,而臺(tái)肩壁面所受壓力與閥腔尺寸等因素相關(guān),它們之間沒有線性關(guān)系,所以仿真獲得的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力與閥口開度的變化關(guān)系曲線并不是一條直線。

3.3 閥芯結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

3.3.1 改進(jìn)結(jié)構(gòu)原理

由于本質(zhì)上閥芯液動(dòng)力是由流過閥口的流體動(dòng)量變化引起的,此處可采用閥腔控制體的動(dòng)量變化來表示閥芯的液動(dòng)力。

P-A原結(jié)構(gòu)和改進(jìn)結(jié)構(gòu)示意圖如圖7所示。

圖7 P-A口示意圖

根據(jù)動(dòng)量定理,液動(dòng)力的計(jì)算公式為:

F=ρQ(v1cosθ1-v2cosθ2)

(3)

式中:v1，v2—流體流入和流出閥口的平均速度;θ1，θ2—流體流入和流出閥口的角度。

由于閥口處無倒角、圓角,且無配合間隙,此時(shí)的出射角θ2=69°,入射角θ1=90°。

由式(3)可知:要想減小液動(dòng)力可以采用減小入射角的方法,這里通過在閥桿中間增設(shè)錐形凸臺(tái)的方法,來改變流入閥口的速度方向,以減小入射角的大小;并且在閥芯臺(tái)肩根部增加圓角,以獲得更好的導(dǎo)流效果,減小對(duì)閥芯臺(tái)肩根部造成沖擊(圖7)。

圖7(b)中,錐形凸臺(tái)的高度與閥芯臺(tái)肩平齊,由于出射角θ2=69°,這里將凸臺(tái)斜角α設(shè)為21°,倒角R=1 mm。

3.3.2 結(jié)構(gòu)改進(jìn)后對(duì)液動(dòng)力及流量的影響

在不同壓差下,筆者對(duì)優(yōu)化后的滑閥結(jié)構(gòu)在不同開口度下的液動(dòng)力進(jìn)行三維流場(chǎng)仿真分析,以得到滑閥閥芯所受的液動(dòng)力和進(jìn)出口流量。

優(yōu)化前后，不同滑閥結(jié)構(gòu)的液動(dòng)力曲線如圖8所示。

圖8 不同結(jié)構(gòu)液動(dòng)力曲線

優(yōu)化前后，不同滑閥結(jié)構(gòu)的流量曲線如圖9所示。

圖9 不同結(jié)構(gòu)的流量曲線

由圖9可以看出:

(1)閥口流量隨閥口開度和壓差的增大而增大,流量與閥口開度近似成線性關(guān)系,該結(jié)果表明,閥套開矩形節(jié)流口這種結(jié)構(gòu)使其具有良好的線性特性;

(2)改進(jìn)結(jié)構(gòu)后閥口的流量曲線近似與原結(jié)構(gòu)閥口流量曲線重合,這表明優(yōu)化的錐形凸臺(tái)對(duì)流量造成的影響很小。

由圖8、圖9可以看出:當(dāng)閥口開度較小及流量較小時(shí),改進(jìn)結(jié)構(gòu)對(duì)滑閥液動(dòng)力的補(bǔ)償效果并不明顯;但隨著閥口開度、流量和壓差的不斷增大,結(jié)構(gòu)優(yōu)化對(duì)閥芯液動(dòng)力的補(bǔ)償效果則越來越明顯。

3.3.3 錐角α對(duì)液動(dòng)力的影響

由式(3)可以看出:理論上,當(dāng)入射角θ1越小,即錐形凸臺(tái)的傾斜角α越大時(shí),式中液動(dòng)力F值越小。

根據(jù)前述分析可知,液動(dòng)力隨閥口開度和壓差的增大而增大,這里選取壓差為12 MPa,開口1.0 mm的工況下,不同錐臺(tái)斜角α(α分別取11°、21°、31°、41°、51°、61°)進(jìn)行仿真分析。

在不同凸臺(tái)傾斜角下,穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的變化結(jié)果如圖10所示。

圖10 穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力在不同凸臺(tái)傾斜角下的變化

圖10中,隨著凸臺(tái)傾斜角的不斷增大,穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的值不斷減小,由此可見,仿真結(jié)果與理論公式分析的結(jié)果相符。

由于受到閥芯尺寸的限制,在本研究中,凸臺(tái)傾斜角α設(shè)置為61°。此時(shí),閥芯的液動(dòng)力已經(jīng)很小。

3.4 全流域的液動(dòng)力分析

3.4.1 回油口結(jié)構(gòu)改進(jìn)

改進(jìn)前后的回油口B-T結(jié)構(gòu)對(duì)比圖,如圖11所示。

圖11 B-T口示意圖

圖11中,原結(jié)構(gòu)回油口結(jié)構(gòu)模型的閥口處無倒角、圓角,且無配合間隙,此時(shí)的入射角θ1=69°,出射角θ2=90°。由前文可以得出結(jié)論,要想減小液動(dòng)力,應(yīng)盡量減小出射角θ2。

因此,在改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)中,筆者將壁面4設(shè)計(jì)成錐面;錐面斜度應(yīng)取較大值,以滿足出射角θ2盡量小的條件;而且,更大的錐面斜度也有利于減小油液對(duì)原壁面4的沖擊。

3.4.2 全流域仿真模擬

優(yōu)化前后的閥芯模型如圖12所示。

筆者分別對(duì)原閥芯結(jié)構(gòu)和優(yōu)化后的閥芯結(jié)構(gòu)進(jìn)行了全流域的流場(chǎng)仿真,得到的全流域流體域計(jì)算模型如圖13所示。

圖13 全流域流體域計(jì)算模型

然后,筆者將油口A和B用管路相連,P口為進(jìn)油口,T口為出油口。

在仿真過程中,筆者取進(jìn)油口壓力值為12 MPa、18 MPa、24 MPa,取出油口壓力值為0 MPa分別進(jìn)行模擬。

模擬得到不同結(jié)構(gòu)全流域液動(dòng)力仿真曲線如圖14所示。

圖14 不同結(jié)構(gòu)全流域液動(dòng)力仿真曲線

由圖14可以看出:采用優(yōu)化后的閥芯,能夠明顯地減小閥芯的液動(dòng)力;在比例電磁鐵自身驅(qū)動(dòng)力有限的條件下,可以避免由于閥芯所受液動(dòng)力過大而造成閥芯響應(yīng)速度慢的問題;

同時(shí),與改進(jìn)結(jié)構(gòu)相比,原結(jié)構(gòu)在小開口處液動(dòng)力差異很小,且差異隨著閥芯開口度和壓差的增大而增大,液動(dòng)力最大補(bǔ)償效果可達(dá)45%。

以上仿真結(jié)果表明:通過對(duì)閥芯結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化[19,20],可在大開口、大流量、大壓差的工況下,很好地補(bǔ)償閥芯的液動(dòng)力。

4 結(jié)束語

筆者以開矩形閥套節(jié)流通孔的滑閥閥腔為研究對(duì)象,分析了滑閥閥芯所受的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力、隨閥芯的開口度以及壓差變化的規(guī)律,提出了一種閥芯結(jié)構(gòu)的優(yōu)化方法,實(shí)現(xiàn)了對(duì)滑閥閥芯所受穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的補(bǔ)償。

主要研究結(jié)論如下:

(1)通過理論分析與仿真研究,發(fā)現(xiàn)穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力理論計(jì)算結(jié)果與閥的開口度、壓差成線性關(guān)系(仿真獲得的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力與閥口開度關(guān)系并不成比例關(guān)系),并且隨著閥的開口度的增大,比例系數(shù)不斷減小;

(2)依據(jù)理論公式提出的閥芯結(jié)構(gòu)優(yōu)化方法,可有效地減小閥芯所受的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力,且不會(huì)對(duì)滑閥流量特性造成影響;優(yōu)化后的閥芯結(jié)構(gòu)錐面斜度越大,液動(dòng)力補(bǔ)償效果越好,并且在高壓、大流量的工況下,液動(dòng)力的補(bǔ)償效果更明顯。

在后續(xù)的研究工作中,筆者將研制出直動(dòng)式比例閥的樣機(jī),并通過對(duì)其特性的測(cè)試,來驗(yàn)證上述閥芯結(jié)構(gòu)優(yōu)化方法的可行性和效果。