左文昊，陳奎生，2，湛從昌，2，涂福泉，2，吳凜，2

(1.武漢科技大學(xué)機(jī)械自動(dòng)化學(xué)院，湖北武漢 430081；2.武漢科技大學(xué)冶金裝備及其控制教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖北武漢 430081)

0 前言

多路閥廣泛應(yīng)用于起重機(jī)等重型機(jī)械的液壓控制系統(tǒng)中，其中三位六通型多路閥常作為液壓系統(tǒng)的主換向閥使用，但作為一種滑閥，在實(shí)際工作過程中，閥芯常常會(huì)發(fā)生卡滯現(xiàn)象。而在閥口復(fù)位關(guān)閉的過程中，閥口開度逐漸減小，流體對閥芯造成的沖擊增大，使得滑閥所受的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力尤為突出。因此，降低閥口小開度情況下的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力對提升多路閥的安全性和操控性有重大意義[1]。鄧斌等人[2]研究了多路閥閥芯上的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力對閥芯操縱力的影響，認(rèn)為穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力在很大程度上破壞了閥芯操縱力和閥芯行程之間的線性關(guān)系。張宏等人[3]分析了大流量情況下多路閥的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力，指出多路閥在閥口小開度開啟時(shí)會(huì)產(chǎn)生較大的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力。喬治等人[4]對一種新型多路換向閥的節(jié)流槽進(jìn)行了流場分析，指出在小開度時(shí)多路閥最大射流速度過大，導(dǎo)致閥體內(nèi)部流場紊動(dòng)嚴(yán)重。關(guān)天元[5]研究了多路閥的流場特性和穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力，對不同尺寸的U形節(jié)流槽的優(yōu)化設(shè)計(jì)規(guī)律進(jìn)行了總結(jié)。鄭長松等[6]探究了液壓滑閥的流場特性和穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力，指出隨著閥口的開度增大，軸向穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力會(huì)由正值逐漸減小為負(fù)值，然后又逐漸增大為正值。QIAN等[7]研究了球閥內(nèi)復(fù)位彈簧剛度對流量和閥芯運(yùn)動(dòng)的影響，并總結(jié)了復(fù)位彈簧的設(shè)計(jì)方法。左嘉韻[8]研究了多路閥在不同工況下的內(nèi)部流場，以閥內(nèi)阻力最小為優(yōu)化目標(biāo)，對結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

本文作者以回轉(zhuǎn)緩沖閥主換向多路閥為研究對象，針對滑閥復(fù)位過程中穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力過大導(dǎo)致的卡滯現(xiàn)象，在閥芯上增加擋流凸臺(tái)阻擋閥口小開度時(shí)產(chǎn)生的高速射流，并采用AMESim與Fluent軟件進(jìn)行聯(lián)合仿真，探究具有不同參數(shù)的凸臺(tái)對穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的影響，從而為提高多路換向閥操控性的設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供參考。

1 多路閥液壓系統(tǒng)仿真

1.1 多路閥結(jié)構(gòu)

參照回轉(zhuǎn)緩沖閥上使用的主換向閥，其結(jié)構(gòu)原理如圖1所示。

圖1 多路閥結(jié)構(gòu)

如圖1所示，多路換向閥閥芯處于中位，補(bǔ)油回路P→C閥口全開，壓力油進(jìn)入壓力回路后全部以最低壓力卸荷返回油箱。當(dāng)閥芯在外界操縱力的控制下向右移動(dòng)，P→C閥口逐漸關(guān)閉，閥芯位移超過閥口遮蓋量后P1→A閥口逐漸打開，壓力油開始進(jìn)入液壓馬達(dá)做功。閥芯向左移動(dòng)10 mm后，達(dá)到左端極限位置，若撤銷外部操縱力，閥芯會(huì)在復(fù)位彈簧的作用下回到中位。閥芯自左側(cè)極限位置回到中位的過程中會(huì)經(jīng)歷3個(gè)階段：P1→A閥口全開、P→C閥口全閉，到P1→A與P→C并聯(lián)運(yùn)行，再到P1→A閥口全閉、P→C閥口全開。

1.2 AMESim仿真建模

參照圖1所示的多路閥結(jié)構(gòu)，使用AMESim軟件搭建回轉(zhuǎn)緩沖閥液壓系統(tǒng)的仿真模型，如圖2所示。由于閥芯上存在多組節(jié)流槽，其通流面積隨閥芯的位移呈非線性變化，需要將對應(yīng)閥口的通流面積的變化曲線以列表文本的方式導(dǎo)入軟件以獲得準(zhǔn)確的閥口流量。仿真使用直接輸入閥芯位移信號(hào)的方式代替彈簧與操控力對閥芯的控制，從而獲取閥芯位移與換向閥輸出流量之間的關(guān)系。

圖2 AMESim液壓系統(tǒng)模型

系統(tǒng)主要仿真參數(shù)見表1。

表1 系統(tǒng)主要仿真參數(shù)

通過AMESim仿真，得到滑閥復(fù)位過程中P1→A口與P→C口分流的流量曲線，如圖3所示。

圖3 安全溢流閥口、P1→A口與P→C口流量曲線

2 穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的計(jì)算與分析

理論計(jì)算穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力時(shí)，主要使用的方法是基于計(jì)算進(jìn)出口處油液動(dòng)量差的方式，得到穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力大小。但是如果考慮油液在閥腔內(nèi)的實(shí)際運(yùn)動(dòng)過程，滑閥穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力可以理解為閥芯壁面受到不同流速油液的沖擊，改變了閥芯各壁面原有的壓力狀態(tài)，使得閥芯受到了一個(gè)軸向附加力[5]。

本文作者采用Fluent仿真分析多路閥進(jìn)油腔進(jìn)口節(jié)流時(shí)閥芯上的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力大小，研究穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力對閥芯操縱力的影響。

2.1 模型建立與網(wǎng)格劃分

多路閥進(jìn)油腔流道模型與其尺寸如圖4所示。閥芯上有2組節(jié)流槽，一組為雙U形節(jié)流槽，另一組為三角形節(jié)流槽，槽深2.5 mm，均對稱設(shè)置。圖4中閥芯處于右端極限位置，若要回到中位閥芯需要向左移動(dòng)10 mm。

圖4 閥芯結(jié)構(gòu)簡圖

為了便于仿真計(jì)算，仿真模型進(jìn)行了部分簡化，去除了閥芯和閥體上的圓角，且假設(shè)閥體與閥芯的配合無間隙。由于閥芯的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，故采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格對幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。另外，節(jié)流邊處的壓力和速度梯度變化很大，存在渦流等其他復(fù)雜流態(tài)[9]，需要對節(jié)流槽及周邊區(qū)域進(jìn)行局部網(wǎng)格細(xì)化。對于入口和出口等壓力和速度變化不大的區(qū)域，采用粗網(wǎng)格處理。

如圖5所示，為閥口開度2 mm時(shí)的網(wǎng)格劃分模型，一共有962 720個(gè)網(wǎng)格，195 291個(gè)節(jié)點(diǎn)，最小網(wǎng)格體積為0.008 mm3，網(wǎng)格質(zhì)量均大于0.3。

圖5 進(jìn)油腔計(jì)算網(wǎng)格

2.2 仿真設(shè)置與分析

換向閥閥芯總行程10 mm，有效節(jié)流長度8.5 mm，將8.5 mm有效行程分為1.5～10 mm的18個(gè)閥口開度，對其建立流場模型，設(shè)置入口形式為流量入口，將圖3中的P1-A口的流量曲線離散化后作為各閥口開度下的入口邊界條件；出口形式為壓力出口，出口壓力為0.5 MPa，湍流強(qiáng)度為5%，計(jì)算殘差小于0.001。流體為不可壓縮的理想流體，采用Realizableκ-ε湍流模型，流場計(jì)算方法選用Simple方法。流體為液壓油，密度為860 kg/m3，動(dòng)力黏度為0.04 Pa·s。

18個(gè)閥口開度的閥芯穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力仿真結(jié)果如圖6所示，穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力方向趨于使閥口關(guān)閉，且隨著閥口開度的減小，穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力逐漸增大。在這個(gè)過程中，影響穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的主要因素是節(jié)流槽兩側(cè)的壓差變化。在入口流量恒定的情況下，閥芯開度越大，節(jié)流槽作用越小，兩側(cè)壓差減小，穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力也減小。

圖6 穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力仿真結(jié)果

2.3 穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力對多路換向閥操縱力的影響

多路閥閥芯在移動(dòng)過程中會(huì)受到操縱力、彈簧力、穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力、瞬態(tài)液動(dòng)力、黏性阻力和慣性力等多種力的作用。文中多路閥主換向閥采用的復(fù)位彈簧，彈簧系數(shù)36 N/mm，安裝預(yù)緊力54 N。閥芯在穩(wěn)態(tài)時(shí)主要受到操縱力、彈簧力和穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力[10]。在閥芯復(fù)位的過程中，對比考慮穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力和忽略穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力對閥芯操縱力的影響，結(jié)果如圖7所示。若是忽略穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力，簡單地按照彈簧系數(shù)計(jì)算操縱力會(huì)造成較大的誤差，圖7中在閥芯行程2 mm時(shí)閥芯最大穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力為42.33 N，此時(shí)復(fù)位彈簧力為126 N，相對誤差為33.6%。而操縱力為兩者之和，等于168.33 N。此時(shí)，穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力在操縱力中占比25.15%。

圖7 操縱力計(jì)算

通過仿真計(jì)算得到的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力與復(fù)位彈簧力方向相同，都是趨于閥口關(guān)閉的方向，這導(dǎo)致在同樣的閥芯開度下閥芯會(huì)獲得過大的操縱力，破壞了閥芯行程與復(fù)位彈簧力本身具有的線性關(guān)系，使得多路換向閥的操縱性下降。因此，需要對閥芯進(jìn)行優(yōu)化，使最大穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力盡量減小，降低對閥芯操縱力的影響。

3 閥芯的結(jié)構(gòu)改進(jìn)

在多路換向閥閥芯復(fù)位這個(gè)過程中，閥芯需要依靠復(fù)位彈簧力克服液動(dòng)力自行復(fù)位。因此，改進(jìn)滑閥的關(guān)鍵在于降低穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的最大值[11]。文中在閥芯臺(tái)肩之間的閥桿上設(shè)置擋流凸臺(tái)，可以一定程度閥口小開度時(shí)通過節(jié)流槽的高速射流，同時(shí)引導(dǎo)射流的角度和方向，減少射流對閥芯的沖擊，從而降低穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力。

3.1 改進(jìn)多路換向閥建模和仿真

如圖8所示，擋流凸臺(tái)設(shè)置于閥芯的兩個(gè)臺(tái)肩之間，其橫截面呈梯形，頂部W1寬1 mm，底部W2寬3 mm，凸臺(tái)寬度8 mm，D為凸臺(tái)直徑。凸臺(tái)直徑D分別取17、18、19、20、21 mm，閥口開度為1.5～10 mm，閥芯移動(dòng)步長為0.5 mm，進(jìn)行流場仿真和穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力計(jì)算，研究凸臺(tái)直徑D對閥芯穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的影響，以及選出凸臺(tái)直徑D的最優(yōu)尺寸。

圖8 改進(jìn)閥芯的結(jié)構(gòu)

3.2 通流面積的計(jì)算

如圖8所示，在閥桿上設(shè)置擋流凸臺(tái)，相當(dāng)于在P1-A閥口后串聯(lián)一個(gè)節(jié)流閥，若是其通流面積小于原閥口的通流面積，則擋流凸臺(tái)的設(shè)置可能會(huì)對原閥口的通流面積產(chǎn)生影響，從而改變閥口的流量。因此需要計(jì)算改進(jìn)后閥口的通流面積與水力直徑，驗(yàn)證改進(jìn)的可行性。

原閥芯的閥口通流面積A、水力直徑d隨閥芯行程x變化曲線如圖9所示。

圖9 原閥芯P1-A閥口通流面積(a)、 水力直徑(b)變化曲線

擋流凸臺(tái)部分的通流面積、水力直徑，見表2。

表2 擋流凸臺(tái)的通流面積、水力直徑

如表2所示：除凸臺(tái)直徑D=21 mm外，其余各凸臺(tái)直徑下的通流面積與水力直徑均大于原閥芯。因此當(dāng)凸臺(tái)直徑D小于20 mm時(shí)，設(shè)置擋流凸臺(tái)不會(huì)改變原閥口的通流面積與水力直徑。

3.3 改進(jìn)閥芯與原閥芯的仿真結(jié)果分析

通過仿真計(jì)算得到不同凸臺(tái)直徑下的改進(jìn)閥芯穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力變化曲線，如圖10所示。

圖10 不同凸臺(tái)直徑下的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力

比較改進(jìn)后與未改進(jìn)的閥芯穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力變化曲線可以看出，每條穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力變化曲線在整體趨勢上并沒有大的改變，隨著凸臺(tái)直徑D的增加，穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力曲線在Y軸正方向上整體平移，在閥口小開度1.5～4 mm之間形成了較為明顯的分層現(xiàn)象，有效減少了液動(dòng)力的峰值。這表明，隨著凸臺(tái)直徑D逐漸增加，各個(gè)閥口開度下閥芯穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力在逐漸向著趨于閥口打開的方向均勻增加。同時(shí)，閥口開度處于2.5～5.5 mm之間，原本趨于閥口關(guān)閉方向的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力，變?yōu)橼呌陂y口打開方向，這是出現(xiàn)了液動(dòng)力過補(bǔ)償?shù)默F(xiàn)象。由此可知，隨著閥口開度的變化，穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的大小、方向都會(huì)發(fā)生改變。原閥芯最大穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力為-42.33 N(負(fù)號(hào)代表液動(dòng)力方向趨于閥口關(guān)閉)，在改進(jìn)后，凸臺(tái)直徑為20 mm時(shí)，最大穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力下降為-14.74 N。

為了研究擋流凸臺(tái)降低穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的原理，選取在閥芯復(fù)位過程中液動(dòng)力達(dá)到峰值的閥口開度2 mm的情況下對原閥芯、凸臺(tái)直徑D=17～20 mm的改進(jìn)閥芯進(jìn)行比較分析。圖11為原閥芯、改進(jìn)后凸臺(tái)直徑D=17～20 mm的閥芯在閥口開度2 mm時(shí)內(nèi)部流場的速度云圖。

圖11 閥口開度2 mm時(shí)內(nèi)部流場的速度云圖

分析圖11(a)，在原滑閥流場中，高速射流由閥芯壁面Wall1到閥芯壁面Wall2速度逐漸減小，可以看出高速區(qū)域集中在Wall1側(cè)，而Wall2側(cè)為低速區(qū)，這種速度分布的不對稱使得大部分液動(dòng)力方向趨于閥口關(guān)閉；分析圖11(b)與11(c)，在改進(jìn)后的滑閥流場中，高速射流首先沖擊凸臺(tái)壁面Wall3，但是凸臺(tái)高度不夠，大部分射流越過凸臺(tái)，凸臺(tái)沒有起到引導(dǎo)射流方向的作用，射流速度的分布與原滑閥流場區(qū)別不大；分析圖11(d)與圖11(e)，此時(shí)凸臺(tái)高度足夠，高速射流大部分沖擊在Wall3處，在這個(gè)過程中，凸臺(tái)壁面Wall3代替閥芯壁面Wall2承受了大部分高速射流的垂直沖擊，其方向趨于閥口打開，中和了方向趨于閥口關(guān)閉的液動(dòng)力，使得整體液動(dòng)力下降。仿真計(jì)算結(jié)果也表明，改進(jìn)后的閥芯相較于原閥芯穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力由-42.33 N上升至-14.74 N，增加了27.59 N，有顯著效果。

3.4 改進(jìn)前后多路換向閥進(jìn)出口壓差特性

通過設(shè)置擋流凸臺(tái)確實(shí)起到了降低閥芯穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的作用，但是這種結(jié)構(gòu)上的改進(jìn)，對多路換向閥的壓力特性會(huì)產(chǎn)生一些不可避免的改變，使得多路換向閥本身的流量特性也發(fā)生改變，對執(zhí)行機(jī)構(gòu)的控制特性產(chǎn)生直接影響。

通過仿真得到4組改進(jìn)多路換向閥與原多路換向閥的進(jìn)出口壓差特性，如圖12所示。

圖12 換向閥P1-A口進(jìn)出口壓差特性

可以看出，在閥口小開度時(shí)，4組改進(jìn)后閥芯進(jìn)出口壓差略小于原閥芯，且隨著凸臺(tái)直徑D的增加，壓差逐漸減小；隨著閥口開度逐漸增加，當(dāng)閥口開度x>4 mm時(shí)，凸臺(tái)直徑D=20 mm的改進(jìn)滑閥進(jìn)出口壓差與原滑閥基本一致。結(jié)合圖10可知，擋流凸臺(tái)的設(shè)置有效減小閥芯復(fù)位過程中液動(dòng)力的同時(shí)也基本保留了原閥芯的壓力流量特性。

3.5 改進(jìn)后多路換向閥操縱力分析

改進(jìn)后的多路閥閥芯降低了運(yùn)行過程中的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力大小，可以有效改善多路閥的操縱性。閥芯復(fù)位的過程中，閥芯操縱力等于復(fù)位彈簧力與閥芯穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力之和，而復(fù)位彈簧力遵循彈簧系數(shù)線性變化。因此，改進(jìn)閥芯的目標(biāo)不僅是減小穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的峰值，同時(shí)也要保證在復(fù)位過程中，防止穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力產(chǎn)生過補(bǔ)償，使穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力相對于復(fù)位彈簧力始終保持在一個(gè)盡量小的范圍內(nèi)。計(jì)算各個(gè)閥口開度下的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力大小與對應(yīng)彈簧力之間的比例，具體結(jié)果如圖13所示。

圖13 各個(gè)閥口開度下穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力與彈簧力之比α

由此可見：隨著凸臺(tái)直徑D的增大，在各個(gè)閥口開度下穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力與復(fù)位彈簧力之比也逐漸下降，由原閥芯中最大占比33.4%下降至D=20 mm中最大占比12.33%。擋流凸臺(tái)的設(shè)置雖然使得穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力產(chǎn)生了一定的過補(bǔ)償現(xiàn)象，但處于可接受范圍內(nèi)?？梢哉f擋流凸臺(tái)的設(shè)置大幅度降低穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力對滑閥操縱力的影響，提高了多路換向閥的操縱性。

4 結(jié)論

(1)穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力在閥口小開度時(shí)達(dá)到最大值，此時(shí)會(huì)對閥芯操縱力造成較大影響，文中研究的多路換向閥液動(dòng)力峰值為操縱力的25.15%。因此，在計(jì)算閥芯操縱力時(shí)，應(yīng)該將穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力考慮在內(nèi)。

(2)擋流凸臺(tái)的設(shè)置能夠阻擋液壓油通過節(jié)流槽所產(chǎn)生的高速射流，并引導(dǎo)射流沖擊閥體，在一定程度上補(bǔ)償了多路換向閥復(fù)位過程中的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力，使穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力峰值降低了65.18%。

(3)隨著凸臺(tái)直徑D逐漸增大，降低穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的效果也越明顯，但是過大的凸臺(tái)直徑D會(huì)產(chǎn)生一定的過補(bǔ)償現(xiàn)象，同時(shí)改變在小開度下多路換向閥的壓力流量特性。