張志豪，蘇 琦，李海賓，方梓帆，陳冬冬，魏遠(yuǎn)恒

(1.浙江大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院·杭州·310057；2.上海衡拓液壓控制技術(shù)有限公司·上?！?01612；3.內(nèi)蒙古北方重工業(yè)集團(tuán)有限公司·包頭·014033)

0 引 言

液壓傳動比電氣傳動、機(jī)械傳動等驅(qū)動力更大、穩(wěn)定性更好、體積緊湊。液壓閥是液壓系統(tǒng)的核心控制元件，用于控制液流的流動方向、壓力和流量等，特別在高性能比例伺服閥液壓控制系統(tǒng)中，比例伺服閥的控制性能直接影響著液壓系統(tǒng)的性能。流體的流態(tài)在經(jīng)過閥口后會發(fā)生改變，對閥芯產(chǎn)生液動力，液動力屬于干擾力，具有很強(qiáng)的隨機(jī)性和不穩(wěn)定性，其作為比例伺服閥閥芯控制系統(tǒng)中最大的干擾力，限制了比例伺服閥的靜動態(tài)控制性能。對閥芯處的液動力進(jìn)行研究可以有效減少其對液壓閥性能的不利影響，進(jìn)而指導(dǎo)比例伺服閥產(chǎn)品設(shè)計(jì)和工程實(shí)踐應(yīng)用。

目前，國內(nèi)外眾多學(xué)者已針對液壓閥的液動力開展了大量研究，計(jì)算流體力學(xué)(Computational Fluid Dynamics，CFD)方法的發(fā)展使得這項(xiàng)研究更加深入。浙江大學(xué)謝海波等基于CFD仿真方法研究了不同的閥口形態(tài)對錐閥液動力的影響規(guī)律，分析了閥座上有無倒角時(shí)閥芯所受液動力的情況，對液動力補(bǔ)償優(yōu)化設(shè)計(jì)具有重要的指導(dǎo)意義；王迪等提出了帶孔阻尼套結(jié)構(gòu)，通過改變閥芯表面壓力分布和油液射流角，以降低開關(guān)閥的閥芯液動力；楊慶俊等針對入口節(jié)流型滑閥開展了仿真試驗(yàn)，計(jì)算了不同結(jié)構(gòu)參數(shù)和工作條件下液動力的變化規(guī)律，并分析了其內(nèi)在機(jī)理；大連理工大學(xué)張宏等對多路閥不同開度和流量下的閥芯受力情況進(jìn)行了數(shù)值模擬分析,并通過試驗(yàn)驗(yàn)證了仿真的正確性。

比例伺服閥在現(xiàn)代工業(yè)中應(yīng)用廣泛，其執(zhí)行元件主要為滑閥式結(jié)構(gòu)，即閥芯、閥套、閥體結(jié)構(gòu)?；y通過閥芯與閥套間的相對運(yùn)動，改變節(jié)流口面積，控制流量大小。在比例伺服閥中，液動力是最主要的外部干擾力，會因閥口開度的大小和閥芯結(jié)構(gòu)的不同發(fā)生變化。對伺服閥滑閥內(nèi)部進(jìn)行流場分析有助于深入了解其工作機(jī)理，對液壓閥結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)和提升控制性能具有重要意義。J.R.Valdes等基于動量定理和流體不可壓縮理論體系，針對比例閥的穩(wěn)態(tài)液動力和流量建立了可估算的數(shù)學(xué)模型；楊科等采用Fluent中的動網(wǎng)格技術(shù)，研究了伺服閥滑閥在小開度范圍內(nèi)的流量和液動力特性；陸倩倩等則對出口節(jié)流型換向閥的徑向液動力開展了系列研究，但多數(shù)學(xué)者認(rèn)為液壓閥結(jié)構(gòu)對稱時(shí)，徑向液動力是自相平衡的。

本文針對一種比例伺服閥，開展閥芯導(dǎo)流結(jié)構(gòu)創(chuàng)新設(shè)計(jì)，提出優(yōu)化設(shè)計(jì)方案，采用CFD技術(shù)對閥口處的流體域進(jìn)行數(shù)值模擬分析，以研究不同的閥芯導(dǎo)流結(jié)構(gòu)下的液動力特性。

1 方案設(shè)計(jì)

1.1 計(jì)算理論

穩(wěn)態(tài)液動力又稱伯努利力，是液流進(jìn)出閥腔后改變方向給閥芯的反作用力，直接影響滑閥的工作性能和控制性能。

穩(wěn)態(tài)液動力的基本計(jì)算公式為

=cos

(1)

式中，為油液密度；為流量；為流速；為流束射流角。

本文研究的滑閥主閥芯徑向存在對稱的4組節(jié)流口，每組節(jié)流口周向均勻分布4個(gè)相同的閥口，因此閥芯徑向力處于平衡狀態(tài)，穩(wěn)態(tài)液動力作用于閥芯軸線方向的壁面上。繪制滑閥閥口處的結(jié)構(gòu)簡圖，受力面包括閥芯軸向壁面、左右壁面、閥套內(nèi)壁面以及節(jié)流口壁面，如圖1所示。根據(jù)動量定理，對閥芯液動力進(jìn)行理論計(jì)算，其動量公式為

圖1 滑閥的穩(wěn)態(tài)液動力分析模型Fig.1 Steady-state hydrodynamic analysis model of slide valve

=-(cos-cos)

(2)

式中，、分別為流入、流出速度；、分別為進(jìn)出口的射流角?？芍?，閥芯所受液動力受進(jìn)出口射流角的影響。

1.2 液動力補(bǔ)償方案

為減小液動力對液壓閥性能的影響，現(xiàn)有多種液動力補(bǔ)償方案，經(jīng)典的方法如閥套運(yùn)動法、射流導(dǎo)向法以及壓降補(bǔ)償法等。射流導(dǎo)向法通過優(yōu)化進(jìn)口角度、閥套長度等參數(shù)，降低液動力；壓降補(bǔ)償法通過增加節(jié)流孔處的壓降，使之作用在閥芯上以補(bǔ)償穩(wěn)態(tài)液動力，但只適用于大流量系統(tǒng)。由于比例伺服閥種類繁多，其液動力補(bǔ)償方案也因工況的復(fù)雜性和閥口形狀的特殊性而制定。

閥芯和閥套的結(jié)構(gòu)會直接影響射流角的大小，因此，理論上適量改變閥芯導(dǎo)流內(nèi)壁的弧度，可調(diào)整閥芯所受液動力的大小。根據(jù)1.1節(jié)的理論分析，本研究主要針對閥口導(dǎo)流壁面提出創(chuàng)新設(shè)計(jì)方案。

圖2所示分別為閥芯導(dǎo)流內(nèi)壁的傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)和創(chuàng)新后的結(jié)構(gòu)圖。由圖2可見，傳統(tǒng)方案中進(jìn)油口處的閥芯縱向內(nèi)壁與軸向內(nèi)壁垂直，僅有較小的圓角；而創(chuàng)新方案中改變了縱向內(nèi)壁的方向，整體的導(dǎo)流內(nèi)壁呈圓弧過渡狀。從圖2可觀測到，創(chuàng)新設(shè)計(jì)后的射流角比傳統(tǒng)方案的射流角數(shù)值要小，代入式(2)可得出，在小開度范圍內(nèi)創(chuàng)新設(shè)計(jì)方案的液動力理論值小于傳統(tǒng)方案。

(a)傳統(tǒng)方案

1.3 方案設(shè)計(jì)與模型建立

基于上述創(chuàng)新方案對本研究的比例伺服閥閥芯導(dǎo)流內(nèi)壁進(jìn)行創(chuàng)新設(shè)計(jì)。

首先運(yùn)用SolidWorks軟件建立滑閥主閥芯、閥套、閥體的三維幾何模型，如圖3所示，主閥芯從左到右沿軸向分布4組節(jié)流口，分別對應(yīng)A-T、P-A、P-B、B-T節(jié)流口，每組節(jié)流口又包含周向分布的4個(gè)閥口?；y模型建好后，內(nèi)部生成流體域，直觀展示油液的流動情況，如圖4所示。

圖3 閥腔三維模型Fig.3 Three-dimensional model of valve chamber

圖4 流體域模型Fig.4 Fluid domain model

該滑閥結(jié)構(gòu)上存在較好的對稱性，即無論主閥處于左位還是右位，都有2個(gè)閥口處于節(jié)流狀態(tài)，如左位狀態(tài)時(shí)油液流向?yàn)椋篜→A、B→T，每個(gè)閥口處實(shí)際上由上下前后4個(gè)相同的閥口組成，且所有閥口的尺寸都一致。為減小計(jì)算量，縮短運(yùn)算時(shí)間，初步選擇左位狀態(tài)下單個(gè)閥口及其連通容腔中的油液為分析對象，將單閥口的流量和液動力數(shù)值乘以閥口數(shù)量作為總流量和總液動力。

對P-A、B-T這4個(gè)閥口的閥芯導(dǎo)流內(nèi)壁分別進(jìn)行創(chuàng)新設(shè)計(jì)，傳統(tǒng)方案為兩垂直壁面，拐角處設(shè)置較小的圓角；創(chuàng)新方案則設(shè)計(jì)為圓弧狀導(dǎo)流壁面，圓弧均與閥芯軸向壁面相切，設(shè)計(jì)參數(shù)如表1所示。繪制各個(gè)閥口的傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)和創(chuàng)新結(jié)構(gòu)對比圖，如圖5所示，其中4個(gè)閥口的傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)分別用P、A、B、T表示，創(chuàng)新結(jié)構(gòu)分別用P、A、B、T表示。

圖5 傳統(tǒng)方案與創(chuàng)新方案的結(jié)構(gòu)參數(shù)對比圖Fig.5 Structure comparison chart of traditional and innovative schemes

表1 閥芯導(dǎo)流壁面設(shè)計(jì)參數(shù)Tab.1 Design parameters of valve guide wall

對每個(gè)閥口均做結(jié)構(gòu)創(chuàng)新設(shè)計(jì)，則P-A閥口有PA、PA、PA、PA四種結(jié)合方案，同理B-T閥口有BT、BT、BT、BT四種結(jié)合方案，再將閥口兩兩結(jié)合最終形成共十六種總方案。接下來進(jìn)行仿真實(shí)驗(yàn)，探究各個(gè)方案對流場狀態(tài)及閥芯所受液動力的影響規(guī)律。

2 仿真設(shè)置

2.1 網(wǎng)格劃分與Fluent仿真設(shè)置

本研究中主要探討最大開度小于1mm的開口滑閥在不同開度下的閥芯液動力特性和液流狀態(tài)。使用傳統(tǒng)的仿真分析方法只能不斷改變模型的開度尺寸，效率低下；而運(yùn)用CFD滑移網(wǎng)格法則更加高效便捷。其原理是采用瞬態(tài)分析思路，設(shè)置閥芯移動速度，在每個(gè)時(shí)間步長內(nèi)，將閥芯油腔移動一小段距離進(jìn)行計(jì)算，可得到從0開度到最大開度下的流量和液動力數(shù)據(jù)。在Fluent中對閥口的特殊形狀作網(wǎng)格細(xì)化處理，建立的仿真模型更加精確，更貼合實(shí)際工況。

利用ANSYS Fluent軟件進(jìn)行仿真分析，假設(shè)流體域介質(zhì)為不可壓縮的牛頓流體，忽略重力和閥腔內(nèi)部的傳熱影響。采用Mesh工具對流體域進(jìn)行網(wǎng)格劃分，模型如圖6所示，該模型節(jié)點(diǎn)數(shù)為31萬，網(wǎng)格數(shù)為53萬，網(wǎng)格比較精細(xì)，仿真分析精度較高。

圖6 單個(gè)節(jié)流口(P-A)網(wǎng)格模型Fig.6 Single orifice (P-A)grid model

仿真參數(shù)設(shè)置主要包括邊界條件、介質(zhì)參數(shù)以及求解原理等，如表2所示。

表2 流場仿真主要參數(shù)設(shè)置Tab.2 Main parameter settings of flow field simulation

2.2 網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證

網(wǎng)格無關(guān)性即網(wǎng)格的疏密程度及數(shù)量不影響數(shù)值計(jì)算的結(jié)果。由于滑閥閥口處的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，在Fluent仿真過程中,網(wǎng)格劃分質(zhì)量會直接影響仿真結(jié)果，因此需要驗(yàn)證仿真試驗(yàn)的網(wǎng)格無關(guān)性。取P-A模型進(jìn)行網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證，得到驗(yàn)證曲線如圖7所示。可見網(wǎng)格數(shù)量為53萬和86萬時(shí)的仿真結(jié)果差異較小，故而判斷53萬網(wǎng)格數(shù)量的仿真模型和結(jié)果具有普適性和可靠性。

圖7 模型(T-B)網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證曲線Fig.7 Model (T-B)grid independence verification curve

3 仿真結(jié)果分析

3.1 流態(tài)分析

最終獲得不同結(jié)構(gòu)方案的仿真結(jié)果，如圖8所示，其中前4組圖片分別為P-A閥口的壓力和流速對比云圖，后4組圖片分別為B-T閥口的壓力和流速對比云圖。

整體上可以明顯觀察到，有圓弧導(dǎo)流壁面時(shí)的壓力場分布情況比垂直壁面的均勻，沒有明顯的壓力集中區(qū)域；而傳統(tǒng)方案的壓力場中存在局部高壓和局部低壓區(qū)。受閥芯壁面的導(dǎo)流作用，優(yōu)化方案的流速分布更加平滑，過渡自然；而傳統(tǒng)方案的速度場則相對紊亂，過渡不連續(xù)，對壁面的急速沖擊現(xiàn)象較明顯。

仿真云圖的分析結(jié)果直觀展示了滑閥工作時(shí)的內(nèi)部流場狀態(tài)。局部低壓區(qū)域易產(chǎn)生空化現(xiàn)象，從而解釋了液壓閥在小開度啟閉時(shí)產(chǎn)生振動的原因，致使液壓閥控制不平穩(wěn)。仿真結(jié)果證明了存在圓弧導(dǎo)流壁面時(shí),液壓閥內(nèi)部流態(tài)得到了明顯改善，為實(shí)現(xiàn)該比例伺服閥小開度精準(zhǔn)控制提供了可行的優(yōu)化思路。

(a)P-A閥口的四種組合方案

3.2 液動力分析

將P-A、B-T的模型分別兩兩結(jié)合的十六種方案相對比，并對所有模型的仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行匯總分析，得到各方案在0～1mm開度范圍內(nèi)的流量和液動力變化曲線。以BT方案為例，單閥口從零開度至1mm開度狀態(tài)時(shí)的流量及液動力變化曲線如圖9所示。

將單個(gè)閥口的液動力仿真數(shù)值與閥口數(shù)量相乘，再將P-A、B-T各方案兩兩相加，得到所有方案閥芯所受總液動力數(shù)值。在本研究中，以閥芯所受最大液動力作為評估標(biāo)準(zhǔn)，匯總不同方案在0～1mm開度內(nèi)的最大液動力值，結(jié)果如表3所示。

(a)流量變化曲線

表3 不同方案閥芯所受總液動力最大值(單位：牛)Tab.3 The maximum hydraulic power of different valve cores (unit：N)

根據(jù)表3數(shù)據(jù)，在兩組結(jié)構(gòu)方案中閥芯所受液動力情況受P-A閥口結(jié)構(gòu)影響較大，受B-T閥口的影響相對較小，B、T閥口采用圓弧導(dǎo)流壁面結(jié)構(gòu)對液動力的數(shù)值無明顯優(yōu)化作用。P-A閥口不同方案之間的液動力數(shù)值有明顯差異：當(dāng)采用PA方案，即P、A處均為傳統(tǒng)垂直壁面結(jié)構(gòu)時(shí)，最大液動力可達(dá)71.2N；而采用圓弧導(dǎo)流內(nèi)壁結(jié)構(gòu)的PA方案要比其他方案的液動力小很多，其液動力最大值僅為27.5N，比PA方案降低近60%。因此，在P-A閥口采用圓弧導(dǎo)流結(jié)構(gòu)可顯著提高比例伺服閥的力學(xué)性能，有效減輕液動力對閥芯的干擾。

以PA方案為基礎(chǔ)，針對B-T閥口的仿真結(jié)果繪制不同開度時(shí)各方案的液動力變化曲線，如圖10所示。可以觀察到，閥口開度在0～1mm區(qū)間內(nèi)，BT方案的液動力波動較小，其他方案的液動力數(shù)值波動較大。即當(dāng)B處采用圓弧導(dǎo)流結(jié)構(gòu)，P處采用垂直壁面結(jié)構(gòu)時(shí)，液壓閥整體所受液動力狀態(tài)相對穩(wěn)定，因此，采用BT方案時(shí)閥芯的控制性能相對較優(yōu)。

圖10 液動力隨開度變化的曲線Fig.10 Curve of hydrodynamic force versus opening

4 結(jié) 論

液動力是影響比例伺服閥控制性能的主要干擾因素，研究閥芯所受液動力對液壓閥性能提升具有指導(dǎo)性意義。本研究針對滑閥閥芯結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，提出了閥芯壁面導(dǎo)流的液動力補(bǔ)償方案，之后開展了液壓閥內(nèi)部流場的系列CFD仿真試驗(yàn)。通過仿真分析得到以下結(jié)論：

1)傳統(tǒng)閥芯無導(dǎo)流內(nèi)壁，其內(nèi)部壓力場中存在局部高壓和局部低壓區(qū)，且速度場紊亂，局部高速區(qū)域較明顯；而優(yōu)化結(jié)構(gòu)中,受閥芯壁面導(dǎo)流作用的影響，壓力和流線分布更加均勻，過渡自然，可有效減輕空化、振動等問題。

2)閥芯導(dǎo)流內(nèi)壁優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)可顯著減小閥芯所受穩(wěn)態(tài)液動力，與傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)方案相比降低近60%，因此優(yōu)化方案可明顯改善比例伺服閥的力學(xué)和控制性能。