宋子龍,張曉俊,梁義維,張 杰

(太原理工大學 機械與運載工程學院,山西 太原 030024)

0 引 言

滑閥是液壓控制系統(tǒng)中的重要組成部分,而其中的閥芯位移改變流體的流向及閥口的開度,其性能對整個液壓系統(tǒng)關(guān)系重大。

液動力是影響滑閥性能的重要因素之一[1]。當流體流經(jīng)液壓閥的閥口時,其流速和方向會發(fā)生變化,從而導致流體的動量發(fā)生變化,進而對閥芯產(chǎn)生一個軸向力(即液動力),過大的液動力會影響液壓閥的操縱力及穩(wěn)定性,從而對整個液壓系統(tǒng)的性能產(chǎn)生影響[2]。

許多學者采用計算流體力學(CFD)對滑閥內(nèi)部流場的特性及其液動力進行了研究[3-5]。張曉俊[6]采用對滑閥閥芯壁面壓力分布的表面積進行積分的方式,研究了滑閥的穩(wěn)態(tài)液動力。AMIRANTE R等人[9]提出了一種減小比例閥的液動力,并保證其所需閥口開啟力不變的方法。AMIRANTE R等人[10]分析了流量對滑閥液動力的影響,并對此進行了試驗,以驗證仿真分析的結(jié)果。廖瑤瑤等人[11]建立了液壓支架用換向閥流道模型,并提出了解決換向閥復雜流道液動力的方法。湯志勇等人[12]提出了一種滑閥的閥芯固定,而其閥套運動的方法,并將其用于對滑閥的穩(wěn)態(tài)液動力進行補償。白瓊[13]對型槽、V型槽、K型槽和全周開口的水液壓滑閥穩(wěn)態(tài)液動力進行了計算,得出了全周開口液動力最小,V型槽液動力最大的結(jié)論。袁俊等人[14]利用動網(wǎng)格分析了電液伺服閥二維模型在不同時刻的受力情況,為滑閥的設(shè)計提供了參考。BURECEK A等人[15]通過試驗測量和數(shù)學模擬的方式,對比例閥的液動力、壓力和閥芯位置的關(guān)系進行了研究。

上述研究人員對滑閥[16]所進行的研究多數(shù)著眼于穩(wěn)態(tài)液動力。然而在大流量、小開口、閥芯高速運動時,滑閥的瞬態(tài)液動力也會較大。因此,在上述研究中,研究人員普遍都忽略了閥口氣穴現(xiàn)象對滑閥液動力的影響,導致在滑閥開口度較小時,其壓力值與實際壓力不符。

以非全周開口滑閥為研究對象,筆者采用兩相流模型對其內(nèi)部流場進行分析,通過仿真計算得出滑閥穩(wěn)態(tài)液動力和瞬態(tài)液動力,進行具體分析,并通過液動力對閥套結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化,為液壓閥的設(shè)計提供理論依據(jù)。

1 網(wǎng)格模型及其計算

1.1 幾何模型

非全周開口內(nèi)流式滑閥結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。

圖1 非全周開口內(nèi)流式滑閥結(jié)構(gòu)示意圖

圖1中,滑閥由閥體、閥套和閥芯組成,閥套入口處加工4個方形孔進行節(jié)流,出口處為4個圓形孔,不產(chǎn)生節(jié)流作用。

x為閥芯運動過程中所研究的閥的開口值,其主要尺寸為:a=18 mm,b=10 mm,c=d=6.5 mm,e=3 mm,f=6.5 mm,D=12 mm,m=18 mm。

1.2 網(wǎng)格劃分

由于滑閥內(nèi)部流道比較復雜,筆者采用SolidWorks軟件和Geometry軟件建立滑閥流體域三維模型,如圖2所示。

圖2 滑閥流體域三維模型

由于滑閥三維模型的結(jié)構(gòu)具有對稱性,為了減小計算量和提高計算精度,可取其半剖模型進行研究。

筆者使用前處理軟件ICEM CFD進行網(wǎng)格劃分。為了便于計算收斂,大部分區(qū)域采用六面體網(wǎng)格,部分區(qū)域采用四面體網(wǎng)格;考慮到閥口附近壓力和速度梯度較大,故進行細化處理。

同時,筆者對不同數(shù)量的網(wǎng)格進行無關(guān)化檢驗,即分別選取38 128、62 452和106 575的網(wǎng)格數(shù)量進行檢驗,結(jié)果發(fā)現(xiàn)其對計算的結(jié)果沒有影響。

流體域半剖網(wǎng)格模型如圖3所示。

圖3 流體域半剖網(wǎng)格模型

1.3 計算條件

筆者采用速度入口和壓力出口進行仿真計算,并且通過給定進口速度來控制流量的大小。半剖截面設(shè)為對稱面,其余與流體接觸壁面為靜止壁面;流體設(shè)為牛頓流體,不可壓縮,流動狀態(tài)為紊流,采用標準k-ε模型;流體介質(zhì)選為液壓油,密度為850 kg/m3,運動黏度為0.02 kg/m·s,出口壓力為0.12 MPa。計算模型和計算條件與實際工況相對應。仿真過程中選擇適當?shù)那匪沙谝蜃?保證計算收斂,從而得到準確合理的解。

考慮到實際情況中的氣穴現(xiàn)象,筆者在Fluent中的多相流模型里選擇氣穴模型,采用氣穴模型進行計算可以模擬流場里的氣泡在壓降下形成氣穴。研究中運用Fluent中的動網(wǎng)格技術(shù)來模擬閥芯移動的過程,采用動態(tài)層技術(shù)計算,運動區(qū)域設(shè)置為剛體運動。

當閥芯的運動速度為0.5 m/s時,閥芯運動不同位置的網(wǎng)格示意圖如圖4所示。

圖4 閥芯運動不同位置網(wǎng)格示意圖

2 仿真計算及分析

2.1 壓力場和速度場

閥芯運動使閥口打開時,不同流量和閥口開度的滑閥穩(wěn)態(tài)流場壓力云圖和速度云圖,如圖5所示。

當閥芯的運動速度為0.1 m/s時,滑閥的瞬態(tài)流場壓力云圖和速度云圖如圖6所示。

圖5 滑閥穩(wěn)態(tài)流場壓力云圖和速度云圖

圖6 滑閥瞬態(tài)流場壓力云圖和速度云圖

由圖5和圖6可知:

油液流經(jīng)閥口時會產(chǎn)生壓降,這種現(xiàn)象在低壓區(qū)域也比較明顯;當油液剛進入閥內(nèi)時,其速度基本穩(wěn)定;當油液經(jīng)過閥口時,由于過流面積突然減小,其流速增大,由伯努利方程可知,閥口處的壓力減小;相同開口和流量情況下,瞬態(tài)流場的壓降和射流速度明顯小于穩(wěn)態(tài)流場;

隨著閥口開度的增大,閥口處的低壓區(qū)域明顯減小,閥口處前后壓差變小,壓力損失減少,最大壓力減小,最小壓力升高,閥內(nèi)整體壓力分布改變,因此閥口開度可以改變閥內(nèi)壓力分布情況。隨著開口度的增大,油液流經(jīng)閥口的通流面積增大,閥口的節(jié)流作用減弱,壓力升高,閥口處的射流速度減小,入口射流角減小;

當閥口的開度一定時,流量越大,滑閥流場的最大壓力和閥口處的壓力差都會變大,壓力損失也會增加。因為壓力變大,所以液流經(jīng)過閥口時的射流速度明顯增大,同時射流角變小。

2.2 兩相流仿真分析

由于油液流經(jīng)閥口時的射流速度較大,會產(chǎn)生油液和壁面分離的現(xiàn)象,主流的油液會帶動壁面附近的油液以一定的能量流動,然后回流。主流的油液動能很大,回流的油液會因回流不充分使流場產(chǎn)生低壓區(qū)域,區(qū)域內(nèi)的絕對壓力比油液和空氣的分離壓力小,因此,油液中有氣泡產(chǎn)生,也即出現(xiàn)氣穴現(xiàn)象。

流量為60 L/min,閥口開度為0.5 mm時的氣相體積分數(shù)云圖如圖7所示。

圖7 氣相體積分數(shù)云圖

2.3 液動力

液動力是因為油液流經(jīng)閥口時流速和方向發(fā)生變化,引起油液的動量發(fā)生變化,從而使閥芯受到的一種附加作用力。通常,液動力可以采用動量定理來計算。

根據(jù)動量定理,可得滑閥的穩(wěn)態(tài)液動力為:

FS=ρqv1cosθ1-ρqv2cosθ2

(1)

通常認為流體出口射流角θ2為90°,因此,此處的液動力公式可寫為:

FS=ρqv1cosθ1=2CqCvSΔpcosθ1

(2)

式中:Cq—流量系數(shù);Cv—流速系數(shù);Δp—進出口壓差;S—節(jié)流口過流面積;θ1—入口射流角,最理想為69°。

滑閥的瞬態(tài)液動力動量公式為:

(3)

采用CFD仿真計算得到的穩(wěn)態(tài)液動力,實際就是在閥芯靜止時,對閥芯兩壁面壓力的面積進行積分得到的差值。而瞬態(tài)液動力則是在閥芯運動狀態(tài)下,對閥芯兩壁面壓力的面積進行積分得到的差值。

不同流量下,隨著閥口開度變化的穩(wěn)態(tài)液動力的仿真曲線如圖8所示。

圖8 穩(wěn)態(tài)液動力仿真曲線正值—液動力指向閥口關(guān)閉方向;負值—液動力指向閥口打開方向

由圖8可知:在閥口開度一定時,穩(wěn)態(tài)液動力隨著流量的增大而變大。因為流量增大會使進口處液流流速和進出口壓差增大,所以由式(2)可知,其穩(wěn)態(tài)液動力也隨之增大;

在流量一定時,閥口開度增大會導致進出口壓差減小,進而穩(wěn)態(tài)液動力也減小。閥口開度在0～1 mm時,穩(wěn)態(tài)液動力較大,減小的幅度也較為明顯。因此,在閥口開度微小的時候,穩(wěn)態(tài)液動力的變化比較大;在閥口開度為1 mm～2.5 mm時,穩(wěn)態(tài)液動力較小,減小幅度比較緩慢;

在閥口開度不斷增大的過程中:當開口在0～2 mm內(nèi)時,穩(wěn)態(tài)液動力雖然一直在減小,但始終為正值,即液動力方向為趨于閥口關(guān)閉方向;當閥口開度在2 mm～2.5 mm時,穩(wěn)態(tài)液動力繼續(xù)減小,直到其值變?yōu)樨撝?即液動力方向為趨于閥口打開方向。這是因為隨著閥口開度的增大,閥口處的前后壓差減小,入口處的射流速度和射流角減小,當其開口達到一定程度時,射流角接近90°,因此,由式(1)可知,液動力會出現(xiàn)負值。

隨著閥口開度的變化,不同的流量和閥芯運動速度的瞬態(tài)液動力仿真曲線,如圖9所示。

圖9 瞬態(tài)液動力仿真曲線

從圖9中可知:

影響滑閥瞬態(tài)液動力的主要因素有閥口開度、閥芯速度以及流量;和穩(wěn)態(tài)液動力一樣,瞬態(tài)液動力與滑閥的閥口開度成反比(即隨著開口度的增大,瞬態(tài)液動力減小);在閥口開度和閥芯移動速度不變時,瞬態(tài)液動力隨著流量的增大而變大;當流量一定時,閥芯運動速度越快,瞬態(tài)液動力就越大。

對比瞬態(tài)液動力和穩(wěn)態(tài)液動力的仿真曲線圖可知:

在相同條件下,滑閥穩(wěn)態(tài)液動力比瞬態(tài)液動力大很多;由式(1,2)可知,穩(wěn)態(tài)液動力和瞬態(tài)液動力都與閥口處的壓差有關(guān);

由圖(8,9)可看出:瞬態(tài)流場閥口處的壓差明顯小于穩(wěn)態(tài)流場,因此瞬態(tài)液動力比穩(wěn)態(tài)液動力小。但是,在閥芯運動速度很快、流量較大,并且閥口開度很小時,其瞬態(tài)液動力也會比較大,不可以忽略不計。因此,在對滑閥進行研究和設(shè)計時,瞬態(tài)液動力也要加以重視。

3 閥套結(jié)構(gòu)優(yōu)化及分析

液動力是影響液壓閥性能的因素之一,它不僅影響閥的驅(qū)動力,也會使閥產(chǎn)生自激振動,降低閥的操縱穩(wěn)定性,對整個液壓系統(tǒng)的穩(wěn)定性造成影響,甚至會降低閥的使用壽命。因此,對滑閥的液動力進行優(yōu)化補償研究具有重要的意義。

筆者提出一種針對滑閥閥套結(jié)構(gòu)的液動力優(yōu)化方案,即將閥套進油孔處的4個方孔設(shè)計為斜孔,油液進入閥套的方向為傾向于閥口打開的方向,傾斜角為θ。

θ=20°時的閥套半剖模型,如圖10所示。

圖10 θ=20°閥套半剖模型

當傾斜角為θ=10°、θ=20°和θ=30°時,筆者分別建立滑閥的三維模型,并在同等條件(優(yōu)化前)下,對其進行仿真計算。

θ=20°和θ=0°(優(yōu)化前),閥芯開啟時的液動力仿真曲線,如圖11所示。

圖11 優(yōu)化前后液動力仿真曲線

由圖11可知:

(1)將閥套進油孔設(shè)計為斜孔后,可以有效降低滑閥的液動力,且流量越大,優(yōu)化效果越明顯;

(2)優(yōu)化前后液動力仿真曲線的斜率很相似,都是在閥口開度達到1 mm之前,液動力減小較快,在1 mm之后變得緩慢。

不同之處在于,優(yōu)化前的液動力隨著開口增大而減小,方向為趨于閥口關(guān)閉方向,在開口2.2 mm時接近零點,液動力變?yōu)樨撝?方向趨于閥口打開,且隨著開度的增大而變大;在開度達到1 mm時,優(yōu)化后的穩(wěn)態(tài)液動力接近于0;在閥口開度0.8 mm時,瞬態(tài)液動力接近于0。這是因為優(yōu)化后閥套的傾斜方向為閥口打開方向,因此進油方向也傾向于閥口打開方向,相較于優(yōu)化前,壁面1受到的力更大,優(yōu)化后的瞬態(tài)液動力和穩(wěn)態(tài)液動力絕對值明顯減小。

當流量為60 L/min,閥芯以0.1 m/s的速度打開閥口時,不同傾斜角的滑閥液動力仿真曲線如圖12所示。

圖12 不同傾斜角的液動力仿真曲線

由圖12可知,不同傾斜角對滑閥液動力的優(yōu)化效果各有差異[17，18]:

當傾斜角為θ=10°時和θ=0°時,在閥口開度小于0.5 mm時,優(yōu)化前后滑閥液動力非常接近。這是因為在小開度時,開度變化對壁面1壓力分布的影響不是很明顯;

θ=20°時,滑閥瞬態(tài)液動力和穩(wěn)態(tài)液動力的絕對值最小;

θ=30°時,在閥口開度較小時,滑閥液動力很小;且在開口為0.5 mm左右時,滑閥穩(wěn)態(tài)液動力就改變了方向;開口在0.3 mm左右時,隨著閥口開度的增大,滑閥瞬態(tài)液動力幾乎呈線性增大,在開口為2.5 mm時,其值接近10 N。

當流量為60 L/min,閥芯以0.1 m/s的速度打開閥口時,隨著傾斜角的變化,不同閥口開度的的液動力仿真曲線,如圖13所示。

圖13 不同閥口開度的液動力仿真曲線

由圖13可知:

不同閥口開度下,隨著傾斜角的增大,滑閥穩(wěn)態(tài)液動力和瞬態(tài)液動力的絕對值都先減小而后再增大;當傾斜角在15°～20°時,在各閥口開度下,穩(wěn)態(tài)液動力和瞬態(tài)液動力的絕對值最小,表明其優(yōu)化效果最好(其中,當穩(wěn)態(tài)液動力最大值為7 N時,滑閥的瞬態(tài)液動力最大值為4 N);

優(yōu)化后的滑閥液動力降低了很多,但隨著閥口開度的增大,液動力方向變?yōu)橼呌陂y口打開方向的時間比優(yōu)化前早,且改變方向的液動力也比優(yōu)化前大。

產(chǎn)生以上情況的原因在于:(1)優(yōu)化后的滑閥液動力最大值小于優(yōu)化前;(2)當閥芯運動打開閥口時,趨于閥口打開方向的液動力會有助于閥芯的開啟,減小閥芯運動的阻力(但是液動力也不可過大,否則會產(chǎn)生自激振動,影響閥的操縱穩(wěn)定性)。

4 結(jié)束語

筆者利用Fluent軟件對非全周開口內(nèi)流式滑閥內(nèi)部的瞬態(tài)流場和穩(wěn)態(tài)流場進行了研究,計算了閥芯運動狀態(tài)下的瞬態(tài)流場,以及閥芯靜止時的穩(wěn)態(tài)流場,并對其液動力進行了分析,提出了一種閥套結(jié)構(gòu)的優(yōu)化方法。

研究結(jié)果表明:

(1)液動力與閥口開度和流量大小有關(guān),瞬態(tài)液動力還受到閥芯速度的影響;相比于穩(wěn)態(tài)液動力,瞬態(tài)液動力較小;閥芯高速運動、大流量、小開口時,滑閥瞬態(tài)液動力也較大,所以其影響不可忽略;

(2)當閥口開度增大到一定程度時,液動力會出現(xiàn)負值,即傾向于閥口開啟的方向;

(3)在對滑閥閥套進行優(yōu)化時,將閥套4個進油孔的方孔設(shè)計為斜孔,對不同傾斜角的液動力進行對比可知,當傾斜角在15°～20°時,其液動力的優(yōu)化效果最好。

因為滑閥的閥腔不對稱,所以閥芯在運動過程中,閥桿會因受力不均而產(chǎn)生徑向不平衡的卡緊力。因此,在后續(xù)的工作中,筆者將對因閥桿受力不均產(chǎn)生的卡緊力進行深入研究。