程莊，張君，徐士彪，王偉，王超

(1.重慶理工大學(xué)機械工程學(xué)院，重慶 400054；2.貴州楓陽液壓有限責(zé)任公司，貴州貴陽550055)

0 前言

小型化的液壓閥廣泛應(yīng)用于飛機、飛行器等行業(yè)，它可以滿足較大功率質(zhì)量比的要求[1]。減壓閥屬于液壓閥中的壓力控制閥，在航空等領(lǐng)域應(yīng)用廣泛，其功能是將輸出壓力降低到系統(tǒng)所要求的水平，并且不管輸入壓力以及出口流量如何變化，輸出壓力始終能夠保持基本穩(wěn)定。目前已有采用建模仿真的方法分析減壓閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)對其工作性能的影響，如針對減壓閥出口壓力波動大的問題，國內(nèi)學(xué)者對其進行了理論建模和仿真分析工作[2-5]。孫曉[6]對水壓三通減壓閥進行了理論分析與實驗研究。吳智洲[7]研究了不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對減壓閥動態(tài)特性的影響，并開展了試驗驗證。隨著計算流體動力學(xué)(CFD)方法的不斷進步，數(shù)值模擬在減壓閥流場特性和性能建模方面同樣發(fā)揮了較大作用[8-10]。國內(nèi)外學(xué)者從理論計算、仿真分析以及試驗驗證等方面開展了減壓閥的研究工作，但減壓閥的種類過多，結(jié)構(gòu)存在較大差異，研究結(jié)論不具備通用性[11]。

本文作者采用建模仿真的方法設(shè)計了一種直接作用式波紋管減壓閥，該減壓閥設(shè)計進口壓力為0.25～4.2 MPa，出口壓力為0.25～0.7 MPa。由于現(xiàn)有減壓閥的節(jié)流口行程小，在減壓的過程中存在壓力波動較大的問題，因此對其動態(tài)特性要求較高。本文作者通過建立某型號發(fā)動機上減壓閥的數(shù)學(xué)模型，基于AMESim仿真平臺對其建模并進行仿真分析，同時還研究主彈簧剛度等結(jié)構(gòu)參數(shù)對其動態(tài)特性的影響，為相關(guān)減壓閥的設(shè)計與改進提供了參考。

1 減壓閥結(jié)構(gòu)及流場分析

1.1 減壓閥結(jié)構(gòu)及工作原理

減壓閥的結(jié)構(gòu)如圖1所示，該減壓閥主要由殼體、閥芯、主彈簧、波紋管組件、彈簧腔、反饋腔、固定阻尼孔、調(diào)節(jié)螺母等部件組成。該減壓閥為定值減壓閥，閥芯采用滑閥式結(jié)構(gòu)，表面開有矩形進油窗口與不規(guī)則形狀出油窗口。當(dāng)閥芯與殼體發(fā)生軸向相對移動時，通過不規(guī)則形狀出油窗口控制油液的節(jié)流面積。殼體內(nèi)部有定位設(shè)計用以限制閥芯的最大位移，從而使閥芯的位移控制在零到節(jié)流口最大行程范圍內(nèi)。

圖1 減壓閥結(jié)構(gòu)

減壓閥作為一個閉環(huán)自動控制元件，工作原理如下：減壓閥未工作時，進口無壓力，閥芯上的節(jié)流口在調(diào)節(jié)彈簧和波紋管組件的作用下，處于完全打開的狀態(tài)；當(dāng)通入低壓燃油時，由于減壓閥內(nèi)部燃油壓力小于調(diào)節(jié)彈簧和波紋管彈力的合力，此時減壓閥不起減壓作用，但需滿足流阻不大于0.05 MPa的要求；當(dāng)燃油壓力逐漸增大時，閥芯開始向右移動，高壓燃油從入口進入到閥芯內(nèi)部的高壓腔，燃油經(jīng)過閥芯的不規(guī)則節(jié)流口形成壓降，然后進入到低壓腔；低壓腔的燃油分為3路：一路從出口流向負載，一路通過閥芯表面的凹槽流向彈簧腔，一路通過殼體上的阻尼孔進入到反饋腔；在反饋腔液壓力、彈簧腔液壓力、調(diào)節(jié)彈簧力、波紋管彈力以及液動力等共同作用下，閥芯左右移動，節(jié)流面積發(fā)生改變，從而對出口壓力進行調(diào)節(jié)；通過調(diào)節(jié)螺母，可以改變減壓閥的出口壓力。

1.2 減壓閥流場分析

(1)模型及網(wǎng)格

在建模過程中，由于減壓閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，在對結(jié)果影響不大的前提下，利用Fluent軟件提取減壓閥內(nèi)部主流道，并劃分網(wǎng)格，如圖2所示。流體域網(wǎng)格劃分整體采用四面體網(wǎng)格，對閥芯節(jié)流區(qū)域的網(wǎng)格進行加密處理，保證計算精度。網(wǎng)格平均單元質(zhì)量0.835，平均偏斜度0.233，質(zhì)量較好。

圖2 網(wǎng)格劃分

計算模型采用標(biāo)準κ-ε湍流模型，F(xiàn)luent求解器采用壓力耦合求解器，離散格式采用二階迎風(fēng)。根據(jù)已知條件，減壓閥的仿真邊界條件采用壓力入口和出口，具體的參數(shù)設(shè)置如下：入口壓力為4.2 MPa，出口壓力為0.7 MPa；閥芯開度為6.4 mm；流體介質(zhì)采用3號燃油，密度765 kg/m3，動力黏度0.001 kg/(m·s)，油液溫度413 K；采用Standrad Initialization初始化，仿真子步設(shè)為5 000步。

(2)流場分析

減壓閥的流場速度云圖如圖3所示?？梢钥闯觯涸陂y芯的節(jié)流口處，油液速度最大并出現(xiàn)了射流現(xiàn)象，最高速度為98.35 m/s。這是因為此處過流面積驟然減小，引起油液速度迅速增加。根據(jù)流體力學(xué)知識，節(jié)流口處的速度過大會導(dǎo)致該區(qū)域出現(xiàn)局部負壓，容易發(fā)生空化，不利于減壓閥正常工作。

圖3 速度云圖

圖4為流場湍流動能云圖，最大湍動能發(fā)生在減壓閥節(jié)流口區(qū)域，為456.1 m2/s2。由于該區(qū)域的湍流強度較大，會引起較大的能量損失，導(dǎo)致油液溫度略微升高，這是由減壓閥的內(nèi)部結(jié)構(gòu)環(huán)境所決定的。

圖4 湍流動能云圖

圖5為減壓閥流場壓力云圖，結(jié)合圖4湍流動能云圖可知，壓力損失主要發(fā)生在以下區(qū)域：一是油液從進口流入閥芯方形進油口；二是油液從閥芯內(nèi)部流出不規(guī)則形狀出油口，即閥芯的節(jié)流口處。另外油液從節(jié)流口流出后，對殼體產(chǎn)生了液壓沖擊，形成了局部高壓，同時也有局部負壓產(chǎn)生，即在速度云圖中，對應(yīng)速度較高的區(qū)域。當(dāng)該區(qū)域的壓力小于油液的飽和蒸氣壓，就會產(chǎn)生空化現(xiàn)象，油液中會析出很多微小的氣泡，一旦氣泡接觸到殼體內(nèi)流道壁面，會發(fā)生潰滅從而造成壓力沖擊、振動和噪聲，甚至侵蝕殼體內(nèi)壁，長期以往將嚴重影響減壓閥的工作性能[12]。

圖5 壓力云圖

通過對減壓閥內(nèi)部流場進行數(shù)值模擬分析，獲得了其壓力、速度等分布情況，為減壓閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)改進提供了依據(jù)。

2 減壓閥的數(shù)學(xué)模型

為了便于分析，現(xiàn)對模型做出以下假設(shè)：將介質(zhì)流動過程當(dāng)成準靜態(tài)過程，各容腔內(nèi)的物理場均勻分布；不考慮流動介質(zhì)由于密封原因而造成的泄漏；忽略油液重力的影響；忽略閥芯節(jié)流處產(chǎn)生的氣蝕對閥的工作穩(wěn)定性的影響。

2.1 閥芯動力學(xué)方程

圖6 閥芯受力圖

閥芯動力學(xué)方程如下：

(1)

式中：m為閥芯及波紋管組件質(zhì)量；x為閥芯位移；pr為反饋腔壓力；ps為彈簧腔壓力；Ar為反饋腔閥芯端面面積；As為彈簧腔有效作用面積；Ks為穩(wěn)態(tài)液動力剛度系數(shù)；Bt為瞬態(tài)液動力阻尼系數(shù)；Bv為黏性摩擦阻尼系數(shù)；K為閥芯等效彈簧剛度。

2.2 流量方程

減壓閥節(jié)流口采用的是薄壁小孔形式，則通過減壓閥的流量公式為

(2)

式中：Cq為流量系數(shù)；A(x)為通流面積；p1為進口壓力；p2為出口壓力；ρ為油液密度。

通過反饋腔和彈簧腔阻尼孔的流量公式分別為

(3)

(4)

式中：dr為反饋腔阻尼孔直徑；lr為反饋腔阻尼孔長度；ds為彈簧腔阻尼孔直徑；ls為彈簧腔阻尼孔長度；μ為油液黏度。

2.3 連續(xù)性方程

考慮到反饋腔和彈簧腔中油液的壓縮性，兩容腔內(nèi)流量的連續(xù)性方程分別為

(5)

(6)

式中：Vr為反饋腔體積；Vs為彈簧腔體積；E為油液彈性模量。

減壓閥進出口連續(xù)性方程為

(7)

式中：Q4為減壓閥出口流量；V0為壓力控制腔體積。

綜合運用以上動力學(xué)方程、流量方程和連續(xù)性方程，為后續(xù)AMESim建模和仿真分析提供理論基礎(chǔ)。

3 減壓閥仿真建模分析與試驗驗證

3.1 模型建立

根據(jù)減壓閥的產(chǎn)品結(jié)構(gòu)以及工作原理，借助AMESim軟件[13]應(yīng)用庫中的液壓元件庫、機械庫、信號庫，選擇合適的元件及其子模型，搭建的減壓閥AMESim模型如圖7所示。

圖7 減壓閥仿真模型

圖中油源1模擬壓力輸入，流量可以由可變節(jié)流孔14確定；固定節(jié)流口2模擬進口油壓到閥芯組件的大矩形窗；主閥芯內(nèi)部左、右端面受力抵消；元件4為減壓閥出口至主閥芯外部左側(cè)的節(jié)流流道；主閥芯外部左側(cè)端面5受到向右減壓出口力，與右側(cè)階梯端面8受力抵消；主閥芯和波紋管等集中質(zhì)量9帶有摩擦；元件13為減壓出口流到波紋管節(jié)流通道。

3.2 參數(shù)設(shè)置

減壓閥主要參數(shù)仿真設(shè)置如表1所示。

表1 仿真參數(shù)設(shè)置

3.3 試驗驗證

(1)試驗原理

根據(jù)減壓閥的結(jié)構(gòu)及其工作原理，并對國標(biāo)中的試驗原理圖進行簡化，減壓閥試驗原理如圖8所示。

圖8 減壓閥試驗原理

油液在定量泵的運作下從油箱中排出，在油箱與定量泵之間安裝有過濾器，以保證燃油的純度。通過手動旋轉(zhuǎn)溢流閥開關(guān)調(diào)節(jié)減壓閥的進口壓力，同時在減壓閥的油液進、出口端各安裝壓力表，觀察減壓閥的進、出口壓力值。截止閥用來調(diào)節(jié)燃油通過減壓閥的流量，并通過流量計進行觀測。

(2)試驗平臺搭建

減壓閥的實物以及試驗現(xiàn)場分別如圖9和圖10所示。

圖9 減壓閥實物展示

圖10 試驗現(xiàn)場

(3)結(jié)果對比分析

減壓閥靜態(tài)特性包括壓力特性和流量特性。壓力特性是指當(dāng)出口流量一定時，進口壓力的變化引起的出口壓力變化的特性。流量特性是指進口壓力一定時，隨著通過減壓閥的流量逐漸增加，從而引起出口壓力變化的特性。設(shè)置相應(yīng)仿真參數(shù)，得到如圖11所示的減壓閥靜態(tài)特性曲線。

圖11 減壓閥靜態(tài)特性仿真曲線

由圖11(a)可知，當(dāng)進口壓力從0～0.45 MPa變化時，減壓閥不起減壓作用，此時減壓閥的出口壓力始終小于進口壓力。這是因為油液在流動過程中產(chǎn)生了壓力損失，不過仿真結(jié)果滿足壓差不超過0.05 MPa的設(shè)計要求。當(dāng)進口壓力再次從0.45 MPa增長到4.2 MPa，出口壓力迅速增大，后逐漸穩(wěn)定在0.7 MPa附近。由圖11(b)可知，隨著減壓閥出口流量的增加，出口壓力呈逐漸下降的趨勢，從0.7 MPa逐漸下降至0.52 MPa，滿足出口壓力范圍0.4～0.7 MPa的要求，波動較小，說明該減壓閥具有較好的負載能力。

利用圖10所示的液壓試驗臺，進行減壓閥的壓力及流量特性試驗，將得到的試驗結(jié)果與仿真結(jié)果進行對比，得到圖12。

試驗結(jié)果表明，減壓閥壓力特性試驗結(jié)果與仿真結(jié)果較為接近，當(dāng)進口壓力在0.25～0.45 MPa內(nèi)變化時，試驗值與仿真值無明顯的差異，試驗結(jié)果最大壓差為0.02 MPa；進口壓力在0.45～4.2 MPa內(nèi)變化時，減壓閥的出口壓力在0.43～0.7 MPa內(nèi)變化，且出口壓力最終穩(wěn)定為0.7 MPa。減壓閥流量特性試驗結(jié)果與仿真結(jié)果一樣呈線性變化，隨著出口流量增大，出口壓力保持在0.54～0.7 MPa內(nèi)。減壓閥壓力及流量特性均滿足要求，且仿真誤差均在5%以內(nèi)，可以表明仿真模型具有一定的準確性。

4 減壓閥動態(tài)特性分析

4.1 減壓閥動態(tài)特性

動態(tài)特性是評價減壓閥工作性能的重要因素，通過觀察動態(tài)特性仿真曲線的變化趨勢，可以獲得出口壓力超調(diào)量、穩(wěn)定響應(yīng)時間等指標(biāo)，并以此作為評價動態(tài)特性好壞的依據(jù)。

基于AMESim平臺建立的仿真模型，仿真方案設(shè)置為保持進口壓力4.2 MPa不變，通過減壓閥的流量為5 L/min，開始仿真直到出口壓力曲線達到平穩(wěn)狀態(tài)，得到如圖13所示的減壓閥動態(tài)特性曲線。減壓閥出口最大壓力達到0.88 MPa，壓力超調(diào)量為26.3%，穩(wěn)定響應(yīng)時間為0.16 s。

圖13 減壓閥動態(tài)特性曲線

4.2 結(jié)構(gòu)參數(shù)對動態(tài)特性的影響

影響減壓閥動態(tài)性能的因素很多，但主要的因素是由減壓閥的結(jié)構(gòu)造成的。結(jié)構(gòu)參數(shù)的合理取值，將直接影響減壓閥性能的好壞[14]。主要分析主彈簧剛度、閥芯直徑、彈簧腔及反饋腔阻尼孔直徑、閥芯及波紋管組件對其動態(tài)特性的影響。

(1)不同主彈簧剛度

主彈簧剛度越大則閥芯開啟困難，這將導(dǎo)致減壓閥出口穩(wěn)定壓力超過設(shè)定壓力范圍，而剛度越小則會導(dǎo)致出口壓力波動越大。將主彈簧剛度分別設(shè)置為6、8、10、12 N/mm，采用AMESim批處理仿真技術(shù)，動態(tài)特性曲線如圖14所示。

圖14 不同主彈簧剛度的動態(tài)特性曲線

由圖14可知，不同的主彈簧剛度會影響減壓閥出口穩(wěn)定壓力的大小。彈簧剛度為6 N/mm時出口穩(wěn)定壓力為0.65 MPa，彈簧剛度為12 N/mm時出口穩(wěn)定壓力為0.73 MPa。當(dāng)彈簧剛度增大時，出口穩(wěn)定壓力也逐漸增大，但壓力超調(diào)量呈逐漸降低的趨勢，從最高的29.5%降低到17.1%，并且穩(wěn)定時間有所減小。因此，減壓閥的動態(tài)特性受主彈簧剛度的影響較大，對于其取值，應(yīng)該從出口穩(wěn)定壓力和降低壓力超調(diào)量等兩方面入手。

(2)不同閥芯直徑

保持其他參數(shù)不變，改變減壓閥的閥芯直徑，將閥芯直徑分別設(shè)置為21.2、21.6、22、22.4 mm。

由圖15可知，當(dāng)閥芯直徑增大時，出口壓力超調(diào)量與穩(wěn)定時間的變化較小，但減壓閥的出口穩(wěn)定壓力卻在逐漸增大，壓力超調(diào)導(dǎo)致的最高壓力達到0.88 MPa，將會對減壓閥產(chǎn)生較大的壓力沖擊。另外，閥芯直徑較小達不到減壓閥出口穩(wěn)定壓力0.7 MPa的要求，而閥芯直徑較大會相應(yīng)影響減壓閥的整體尺寸以及質(zhì)量。因此，閥芯直徑的取值至關(guān)重要。

圖15 不同閥芯直徑的動態(tài)特性曲線

(3)不同彈簧腔及反饋腔阻尼孔直徑

保持其他參數(shù)不變，改變彈簧腔阻尼孔直徑，將阻尼孔直徑分別設(shè)置為0.8、1、1.2、1.4 mm。通過批處理仿真分析不同阻尼孔直徑對動態(tài)特性的影響規(guī)律，如圖16所示。

圖16 不同彈簧腔阻尼孔直徑的動態(tài)特性曲線

由圖16可知，不同彈簧腔阻尼孔直徑對減壓閥出口最終穩(wěn)定壓力基本沒有影響，但是對壓力超調(diào)量與穩(wěn)定時間的影響卻比較大。當(dāng)減小彈簧腔阻尼孔直徑時，減壓閥壓力超調(diào)量與穩(wěn)定時間均增大。阻尼孔直徑為0.8 mm時壓力超調(diào)量為32.4%，壓力振蕩明顯，出口壓力穩(wěn)定時間為0.18 s；阻尼孔直徑為1.4 mm時壓力超調(diào)量為21.1%，出口壓力穩(wěn)定時間為0.14 s。當(dāng)阻尼孔直徑逐漸增大時，壓力超調(diào)量減小的速度呈逐漸降低的趨勢。

其他結(jié)構(gòu)參數(shù)保持不變，改變反饋腔阻尼孔直徑，將反饋腔阻尼孔直徑分別設(shè)置為0.8、1、1.2、1.4 mm，通過批處理仿真得到的動態(tài)特性曲線如圖17所示。

圖17 不同反饋腔阻尼孔直徑的動態(tài)特性曲線

由圖17可知，反饋腔阻尼孔直徑同樣對減壓閥出口最終穩(wěn)定壓力基本沒有影響，但是其對出口壓力超調(diào)量和穩(wěn)定時間的影響比彈簧腔阻尼孔直徑要大。反饋腔阻尼孔直徑減小時，壓力超調(diào)量逐漸增大，出口壓力穩(wěn)定時間先減小再增大。當(dāng)阻尼孔直徑為0.8 mm時壓力超調(diào)量為35.9%，最大壓力達到了0.95 MPa，出口壓力穩(wěn)定時間為0.19 s；阻尼孔直徑為1.4 mm時壓力超調(diào)量僅為8%，且出口壓力迅速降低后，會有所上升，最終達到穩(wěn)定壓力，穩(wěn)定時間有所增加；阻尼孔直徑為1 mm時壓力超調(diào)量為21.3%，出口壓力穩(wěn)定時間最短，為0.15 s。因此，要想獲得良好的動態(tài)特性，反饋腔阻尼孔直徑的取值至關(guān)重要。

(4)不同閥芯及波紋管組件質(zhì)量

保持其他參數(shù)不變，改變閥芯及波紋管組件質(zhì)量，質(zhì)量分別設(shè)置為0.15、0.2、0.25、0.3 kg，通過AMESim批處理得到的動態(tài)特性曲線如圖18所示。

圖18 不同閥芯及波紋管組件質(zhì)量動態(tài)特性曲線

由圖18可知，4條曲線幾乎完全重合，可見閥芯及波紋管組件質(zhì)量這一參數(shù)對減壓閥的出口壓力并無影響，但仍面臨壓力超調(diào)量較大的問題，壓力超調(diào)量為21.8%。該減壓閥應(yīng)用在飛機上，其工作性質(zhì)及工況決定了其材質(zhì)應(yīng)選擇密度較小的金屬，所以質(zhì)量必須盡可能輕。

5 結(jié)論

設(shè)計一種直接作用式波紋管減壓閥，運用解析模型的方法建立了其數(shù)學(xué)模型，并利用AMESim軟件搭建了仿真模型，分別分析了減壓閥的靜動態(tài)特性，討論了不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對減壓閥動態(tài)特性的影響。得出如下結(jié)論：

(1)試驗結(jié)果表明，減壓閥具有良好的壓力及流量特性，將仿真結(jié)果與試驗結(jié)果對比，表明仿真模型的準確性。

(2)主彈簧剛度、彈簧腔及反饋腔阻尼孔直徑對減壓閥動態(tài)特性的影響較大。增大主彈簧剛度，出口壓力超調(diào)量會減小，但出口穩(wěn)定壓力會增大；增大彈簧腔阻尼孔直徑，出口壓力超調(diào)量與穩(wěn)定時間均會減??；增大反饋腔阻尼孔直徑，出口壓力超調(diào)量會減小，穩(wěn)定時間先減小再增大。

(3)閥芯直徑對減壓閥動態(tài)特性的影響較小。但閥芯直徑增大，會使得出口穩(wěn)定壓力增大，還會影響到減壓閥的整體尺寸和質(zhì)量，因此閥芯直徑取值應(yīng)謹慎選擇。

(4)閥芯及波紋管組件質(zhì)量對減壓閥動態(tài)特性幾乎沒有影響，因此，質(zhì)量應(yīng)盡可能輕。