張宇航, 楊明昆, 艾 超, 余 聰, 閆桂山, 姜文光
(1.燕山大學 機械工程學院, 河北 秦皇島 066004; 2.中山大學 智能工程學院, 廣東 深圳 518107)
多路換向閥(以下簡稱多路閥)是由兩個及以上的換向閥作為主體的組合式換向閥,具有結構緊湊、流量特性好、不易泄漏等特點,廣泛應用于工程機械液壓控制系統(tǒng)[1]、起重運輸機械[2]和其他要求操縱多個執(zhí)行元件的行走機械[3]。但由于多路閥閥體及閥芯結構復雜且集成度較高,存在高壓大流量工況下壓力損失嚴重[4]、氣蝕[5]、振動噪聲[6]等不良現(xiàn)象,嚴重影響多路閥的工作性能。
為滿足現(xiàn)階段我國高端液壓元件技術突破的緊迫需求,助力工程機械的電動化、智能化轉型升級,對多路閥可靠性的基礎研究具有重要意義。
多路閥閥芯上均布有多組結構尺寸各異的節(jié)流槽,通過調(diào)整閥體與閥芯的相對開度實現(xiàn)流量控制功能。目前對節(jié)流槽滑閥的研究主要集中在其內(nèi)部流場特性、阻力特性、流致現(xiàn)象及結構優(yōu)化等方面。YE Yi等[7]對球形、三角形和漸擴U形三種類型的滑閥節(jié)流槽的靜態(tài)特性進行了數(shù)值模擬研究,分析了它們在流量特性、穩(wěn)態(tài)液動力、節(jié)流剛度等靜態(tài)特性上的差異,為節(jié)流槽滑閥特性研究提供理論支撐。LU Liang等[8-9]采用實驗和數(shù)值模擬相結合的方法,對U形、V形節(jié)流槽滑閥內(nèi)的旋渦空化形態(tài)特征進行了綜合研究,并對空化耦合的阻塞流進行了建模和分析。王安麟等[10]提出了多路閥閥芯拓撲形態(tài)設計的流量數(shù)數(shù)學模型,建立閥芯節(jié)流槽結構參數(shù)與流量和壓降的映射關系,基于遺傳算法對閥芯拓撲形態(tài)進行優(yōu)化設計,兼顧流量控制特性的同時有效降低了壓降。在以往的研究中,一般采用傳統(tǒng)的壓降或局部阻力系數(shù)來評價流動阻力,但只能宏觀地評價總阻力,而不能評價流場內(nèi)各位置的阻力分布情況。
在對流傳熱領域中,往往通過場協(xié)同角來確定流場中的高、低阻區(qū)的分布。為了強化傳熱,GUO Zengyuan等[11]提出了對流傳熱的溫度場和流場之間的協(xié)同關系。場協(xié)同原理已通過各種實驗和模擬得到證實[12-13]。目前,場協(xié)同原理被廣泛用于強化傳熱領域,但較少用于降低流體阻力。LIU Wei等[14]基于熱能、機械能、組分質(zhì)量和流體動量守恒的協(xié)同方程,揭示了速度、壓力、溫度和組分濃度之間的多場協(xié)同關系。YIN Yifei等[15-16]利用速度場與壓力梯度場協(xié)同原理分析了彎管的減阻機理,并通過一系列導葉優(yōu)化過程,得到了一種新型低阻彎頭。吳施熠徽等[17]利用Fluent對兩種不同型號的軸流式止回閥內(nèi)流場進行數(shù)值模擬和流動場協(xié)同分析,并給出了減阻優(yōu)化的設計思路。白云飛等[18-19]基于速度場與速度梯度場協(xié)同原理研究了V、U形節(jié)流槽滑閥流場內(nèi)的流阻和機械能耗散情況,分析了流體流向、節(jié)流槽結構參數(shù)等對場協(xié)同角的影響規(guī)律,但是只分析了x方向上速度場與速度梯度的場協(xié)同角分布情況,且未考慮速度場與壓力梯度的場協(xié)同關系。
綜上所述,諸多專家學者采用實驗、CFD流場仿真技術等方法對節(jié)流槽滑閥內(nèi)部流場進行可視化研究,探究了滑閥結構特征、邊界條件等參數(shù)對閥內(nèi)流量特性、流場分布、阻力特性及空化、振動噪聲等流致現(xiàn)象的影響規(guī)律。但是對滑閥節(jié)流槽的研究主要集中在U形節(jié)流槽,對K形節(jié)流槽滑閥閥口的流場分布情況及阻力特性研究較少。
將CFD流體仿真技術和湍流場協(xié)同理論應用于裝載機多路閥鏟斗滑閥聯(lián)節(jié)流槽閥口的流場研究中。采用仿真軟件Fluent對多路閥閥口處的流場進行穩(wěn)態(tài)仿真,研究K形節(jié)流槽閥口面積特性;閥口開度和入口體積流量對K形節(jié)流槽閥口流場的速度、壓力、渦流、壓降場協(xié)同角等流場分布及阻力特性的影響規(guī)律。
以某型裝載機多路閥鏟斗滑閥聯(lián)為研究對象, 如圖1所示為多路閥鏟斗滑閥聯(lián)液壓控制系統(tǒng)示意圖,元件1為鏟斗滑閥,通過操縱先導手柄調(diào)節(jié)先導壓力a、b,驅(qū)動閥芯左右運動,控制鏟斗油缸的伸出、中位以及收回動作,從而實現(xiàn)流量調(diào)節(jié)及換向功能;元件2為單向閥,主要用于防止因負載脈動造成的油液倒流,從而避免鏟斗出現(xiàn)“點頭”現(xiàn)象;元件3為主安全閥,對主油路進行超壓保護;元件4和5為過載閥,對鏟斗油缸7的A、B兩腔進行過載保護;元件6為補油單向閥,在鏟斗卸料時起補油功能,從而防止超越工況下液壓缸油腔吸空。
如圖2所示為鏟斗滑閥工作原理示意圖。鏟斗滑閥為三位六通滑閥,包含有鏟斗的卸料、中位及收斗三個位置。具體工作原理如下所述:當鏟斗滑閥閥芯兩端沒有先導壓力時,鏟斗滑閥閥芯處于中位,油液從P口流入T口,鏟斗油缸保持不動;當操縱手柄控制鏟斗卸料時,鏟斗滑閥閥芯在先導壓力的作用下向左移動,形成P→B和A→T的流量回路,鏟斗油缸縮回;當操縱手柄控制鏟斗收斗時,鏟斗滑閥閥芯在先導壓力的作用下向右移動,形成P→A和B→T的流量回路,鏟斗油缸伸出。
P→A或P→B回路為油液流出全周開口閥芯狀態(tài),A→T或B→T回路為油液流入節(jié)流槽狀態(tài),油液流動狀態(tài)復雜。由于A→T和B→T回路油液流經(jīng)的節(jié)流槽結構相似,本研究只著重分析B→T回路的閥芯節(jié)流槽結構及節(jié)流槽閥口的流場分布及流阻特性。
圖3為多路閥鏟斗滑閥原型。閥芯臺肩上均布有多組結構尺寸各異的K形節(jié)流槽。K形節(jié)流槽是由矩形銑刀沿著半徑為Rn的圓弧軌跡切割閥芯臺肩而成,其截面形狀為矩形。K形節(jié)流槽閥口開閉過程中具有良好的閥口過流面積梯度和流量控制特性,有效提高了執(zhí)行機構的操控性、微動性和響應性。因此K形節(jié)流槽滑閥廣泛應用于對精度和穩(wěn)定性要求較高的液壓閥中。
1) K形節(jié)流槽閥口面積
冀宏等[20]提出用最小過流面計算漸擴形節(jié)流槽閥口面積的確定原則。將K形節(jié)流槽閥口面積Ak按閥口開度處的截面積A1在斜面上的投影面積計算,如圖4a所示,從而推導出K形節(jié)流槽閥口面積的計算公式如式(1)所示:
圖4 K形節(jié)流槽閥口面積計算簡圖Fig.4 Calculation diagram of flow area of K-shape notch
Ak=A1·cosβ
(1)
但是當節(jié)流槽深度Dn較大,如圖4b所示,K形節(jié)流槽范圍覆蓋到閥頸處,此時若按常規(guī)方法計算閥口面積誤差較大。因此在常規(guī)K形節(jié)流槽閥口面積基礎上加以改進,具體公式推導如下:
(2)
(3)
x01=x-x02
(4)
Ak=k·W
(5)
K形節(jié)流槽閥口面積可以表示為:
Ak=f(x,Rn,W,Dn)
(6)
式中,x—— 閥芯位移
x01—— 閥口開度
x02—— 封油長度
W—— 節(jié)流槽加工刀具寬度
Dn—— 節(jié)流槽深度
2) 場協(xié)同模型
場協(xié)同原理常用于對流換熱的研究中,通過調(diào)整流場來減小速度矢量與溫度梯度之間的夾角,從而強化傳熱。當流體流經(jīng)節(jié)流槽時,由于流動方向和過流面積的改變,在節(jié)流槽口處會形成壓力梯度和速度變化。引入場協(xié)同原理,比較速度矢量與壓力梯度的協(xié)同角,分析流體流過節(jié)流槽閥口的局部阻力損失。協(xié)同角方程推導如下:
對于無體積力的穩(wěn)態(tài)流體流動過程,動量方程如式(7)所示[21]:
ρU·▽U=-▽p+μ▽2U
(7)
將式(7)的兩邊乘以速度矢量U,得到流體的功率等于流體的動能損失和黏性功率消耗之和:
U·(-▽p)=(ρU·▽U-μ▽2U)·U
(8)
將方程(8)的兩邊取模,其中|U||-▽p|表示流體消耗的泵的輸出功率,若流體消耗的泵功率低,則表明流體的動能損耗小,并且表明流體的黏性耗散功小:
|U||-▽p|=|ρU·▽U-μ▽2U||U|
(9)
從方程(8),可以獲得壓力梯度和速度矢量之間的協(xié)同關系,流體流動阻力受流速和壓力梯度及它們之間的協(xié)同程度影響,θ反映了速度矢量和壓力梯度之間的協(xié)同角:
評析: 光合作用被稱為地球上最偉大的化學反應,人們對它的認識經(jīng)歷了漫長的過程。其中,綠色植物在光下能夠產(chǎn)生氧氣,是在課堂教學中通過金魚藻實驗就可以形成的小概念。因此通過以上經(jīng)典實驗,可以引導學生理解證據(jù)的作用,強調(diào)規(guī)范地獲取證據(jù)、綜合分析數(shù)據(jù),就可獲得A、 B、 C答案所表述的客觀規(guī)律。通過試題,檢測學生的素養(yǎng)和教學的效果。
U·(-▽p)=|U||-▽p|cosθ
(10)
(11)
式中, ▽p—— 壓力梯度
▽U—— 速度梯度
U—— 閥內(nèi)流體流速,m/s
ρ—— 閥內(nèi)流體密度,kg/m3
μ—— 閥內(nèi)流體動力黏度,N·s/m2
θ—— 壓力梯度和速度矢量之間的協(xié)同角,°
由式(8)~式(11)可知,在U·(-▽p)一定的條件下,隨著協(xié)同角θ的減小,壓力梯度的做功能力增強,壓降減小,流體的動能損失與黏性力耗散的功之和減小。因此,減小協(xié)同角θ意味著減小流動損失,即減小閥內(nèi)流動阻力。
如圖5所示為K形節(jié)流槽滑閥閥口處的壓力分布和協(xié)同角θ示意圖。藍線代表負壓梯度,紅線代表流線。當流體進入滑閥時,流體將沿軸向平穩(wěn)流動,壓力梯度沿軸向分布。流體流經(jīng)節(jié)流槽閥口時,由于閥口面積急劇收縮,壓力梯度變化較大。且流動方向突然改變,在離心力的作用下,流體傾向于向外壁流動,加強了流體與內(nèi)壁的分離,使壓力梯度沿徑向分布。此時,負壓梯度與速度矢量所形成的夾角,即協(xié)同角θ。
圖5 負壓力梯度與速度矢量協(xié)同角Fig.5 Negative pressure gradient and velocity vector synergy angle
使用Fluent 2021 R1中的用戶自定義場函數(shù)編寫協(xié)同角θ。式(11)可以編寫如下:
(12)
為了方便分析,保證協(xié)同角θ在0~90°范圍內(nèi),將式(12)改寫如下:
(13)
多路閥鏟斗滑閥聯(lián)回油流道B→T閥芯凸肩上分布有四個結構相同的K形節(jié)流槽。根據(jù)最小過流面計算閥口面積的原則,閥口面積由K形節(jié)流槽過流截面、全周端面、環(huán)狀過流截面共同決定。閥口面積AK計算公式如下:
AK=min{Ak,Akmax+Aq,Ah}
(14)
Aq=2πRs(x-x02-x03)
(15)
(16)
式中,AK—— 閥口面積
Ak—— K形槽過流截面面積
Akmax—— 最大K形槽過流截面面積
Aq—— 全周開口面積
Ah—— 環(huán)狀截面面積
x02—— 封油長度
x03—— 節(jié)流槽長度
Rs—— 閥芯凸肩半徑
Rg—— 閥芯閥頸半徑
本研究所參考的鏟斗滑閥閥芯K形節(jié)流槽的主要結構參數(shù)為:Rs=14 mm;Rg=8 mm;Rn=10 mm;Dn=9.5 mm;W=8 mm;x02=4 mm;x03=6 mm,結合式(2)~式(6)及式(14)~式(16),得到閥口面積隨閥芯位移變化的示意圖如圖6所示,閥口面積變化曲線如圖7所示。
圖6 閥口面積變化Fig.6 Change of valve port flow area
圖7 閥芯位移與閥口面積關系Fig.7 Relationship between spool displacement and flow area
隨著閥芯位移的增加,各階段的閥口面積計算方法如下:
(1) 閥芯位移0≤x≤4 mm時,K形節(jié)流槽閥口未開,處于封油區(qū)(以下稱“F區(qū)”),閥口面積AK為0;
(2) 閥芯位移4 AK=4Ak(x) (17) (3) 閥芯位移10 AK=4Ak(10)+Aq(x)=28π(x-10)+191.4 (18) (4) 閥芯位移12.5 針對高壓湍流在多路閥內(nèi)的復雜流動,采用Fluent軟件進行數(shù)值模擬。為了提高仿真計算效率,基于ANSYS Workbench仿真平臺,采用Fluent參數(shù)化仿真方法對多路閥鏟斗滑閥聯(lián)的流場進行數(shù)值模擬,參數(shù)化仿真流程如圖8所示。 圖8 Fluent參數(shù)化仿真流程Fig.8 Fluent parametric simulation process 1) 仿真參數(shù)設置 使用基于壓力的求解器,為降低計算難度與計算資源消耗,采用雷諾時均法簡化控制方程。并引入Realizablek-ε模型對時均化引入的雷諾應力項進行補充?;趬毫Φ那蠼馑惴ǚ譃閮深?。一類是分離求解算法,包括SIMPLE、PISO等,分離求解算法主要應用于微壓流動;另一類是耦合求解算法,如Coupled耦合算法,耦合求解算法主要應用于高速非壓流動。通常,耦合求解算法在速度和壓力值計算方面計算得更加精確。因此選擇Coupled耦合算法作為求解算法。詳細的仿真參數(shù)如表1所示。 表1 仿真參數(shù)Tab.1 Simulation parameters 2) 網(wǎng)格劃分與獨立性驗證 將多路閥三維模型導入ANSYS Spaceclaim前處理軟件中進行簡化處理,并抽取鏟斗滑閥聯(lián)B→T回油流道并分割流體域。由于閥口處速度和壓力梯度變化大,為了更好地模擬小開度時油液的流動狀態(tài),在閥口處設置BOI(Body of Influence),進而在網(wǎng)格劃分模塊中進行加密處理。 采用Fluent專用網(wǎng)格劃分軟件Fluent Meshing對流道模型劃分非結構網(wǎng)格以更好地適應邊界,并對閥口區(qū)域的網(wǎng)格進行局部加密以提高計算精度。體網(wǎng)格劃分方法選擇Poly-hex-core,對主流體域劃分六面體網(wǎng)格,邊界層劃分棱柱層網(wǎng)格,過渡區(qū)域劃分多面體網(wǎng)格?;y流體域網(wǎng)格劃分情況如圖9所示。 圖9 滑閥流體域中心截面網(wǎng)格Fig. 9 Mesh of center section of spool fluid domain 為了避免網(wǎng)格數(shù)量對仿真結果的影響,在相同的仿真參數(shù)設置下,調(diào)整相應的面網(wǎng)格和體網(wǎng)格尺寸進行網(wǎng)格獨立性分析。選取閥口開度為2 mm時的流體域作為驗證算例,設定入口質(zhì)量流率為3.625 kg/s,出口壓力為0.1 MPa,計算的參考量為進出口壓差。由表2網(wǎng)格獨立性分析可知,當網(wǎng)格劃分數(shù)量為83.7萬時,繼續(xù)增加網(wǎng)格數(shù)量,計算結果不再有明顯變化,認為網(wǎng)格滿足獨立性要求。最終確定網(wǎng)格數(shù)量為83.7萬,以保證網(wǎng)格的質(zhì)量和計算資源的最佳配置。此時面網(wǎng)格最大Skewness值為0.40,體網(wǎng)格最小Orthogonal Quality值為0.33,網(wǎng)格質(zhì)量良好。 表2 網(wǎng)格獨立性分析Tab.2 Grid independence analysis 為了驗證數(shù)值模擬的準確性,搭建裝載機多路閥鏟斗滑閥聯(lián)靜態(tài)性能測試試驗臺。多路閥測試試驗臺如圖10所示。試驗臺主要由上位控制系統(tǒng)、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)及液壓動力系統(tǒng)組成。以鏟斗收斗時滑閥B→T油路為試驗對象,通過控制面板設定入口體積流量為250, 350, 450 L/min,壓力和位移傳感器采集不同閥口開度下的進出口壓差和閥芯位移。具體試驗參數(shù)設置如表3所示。 表3 試驗參數(shù)Tab.3 Test parameters 1.溫度計 2、17.過濾器 3.定量泵 4.電機 5、15、16.流量計 6.蓄能器 7.安全閥 8、12、13、19、20.單向閥 9、10、11、14、18、21、22.換向閥 23、24、25、28.壓力傳感器 26.節(jié)流閥 27.位移傳感器 29.控制面板圖10 多路閥靜態(tài)性能測試試驗臺Fig.10 Static performance test bench of loader multi-way valve 不同入口體積流量下壓降特性試驗數(shù)據(jù)及仿真數(shù)據(jù)對比如圖11所示,可以看出不同入口體積流量下試驗及仿真得到的壓降特性具有相同的變化趨勢,且仿真與試驗值的誤差低于15%,因此認為仿真結果能夠真實反映實際工作時的節(jié)流效應。 圖11 仿真試驗對比Fig.11 Comparison between simulation and test 如圖12所示為不同閥芯位移下進出口壓差,隨著入口體積流量的增加,進出口壓差逐漸變大,且節(jié)流槽閥口的進出口壓差隨著開度的增加以對數(shù)函數(shù)趨勢降低。進出口壓差變化主要集中在“K區(qū)”, 此時閥口面積由K形節(jié)流槽閥口過流截面決定,閥口面積較小,壓差較大,并隨著閥芯位移的增加而迅速減小;當閥芯位移達到10~12.5 mm,此時處于“K+Q區(qū)”,閥口面積較大,進出口壓差緩慢減小;當閥芯位移繼續(xù)增加到12.5 mm,此時處于“H區(qū)”, 閥口面積為定值, 壓差趨于穩(wěn)定。 圖12 不同閥芯位移下進出口壓差仿真值Fig.12 Simulation value of pressure drop under different spool displacement 為了比較不同閥口開度、不同入口體積流量的K形節(jié)流槽滑閥優(yōu)化前后的流場分布及阻力特性,分析了滑閥閥口處的壓力、速度及場協(xié)同角分布。在相同的閥口開度下,流場呈現(xiàn)出相似的分布特征,因此結合第2節(jié)K形節(jié)流槽閥口面積特性分析,選擇閥口開度為4、7和11 mm的滑閥對稱面的流場,以分別反映低、中、大開口的流場分布狀態(tài)。 1) 速度分析 如圖13所示為不同入口體積流量、不同閥芯位移下閥口的速度分布云圖及流線圖。由速度分布云圖可以發(fā)現(xiàn)節(jié)流槽處流體流動復雜,速度變化梯度較大。當高壓流體通過閥芯從入口流進時,流體流速逐漸增大,且在節(jié)流槽處出現(xiàn)高速區(qū)。這是由于閥口過流面積的急劇減小,而入口體積流量不變,從而速度急速增大。這種速度沖擊會對閥芯產(chǎn)生很大的沖刷作用,特別是當流體中含有一些雜質(zhì)時,會加劇閥芯磨損。因此,降低閥芯處的最大流速及高速區(qū)范圍對提高滑閥的性能具有重要意義。 圖13 速度分布云圖及流線圖Fig.13 Velocity distribution counters and streamline 由速度分布流線圖可以發(fā)現(xiàn)流體從進口流入,經(jīng)過閥口時,流動方向由縱向變?yōu)闄M向,由于滑閥結構的限制和油液黏性力的影響,在閥芯凹角和K形節(jié)流槽中部形成渦流。高速附壁射流流出閥口,沖擊閥腔頂部,只有靠近出口管道的流體會直接流出,其他流體都會聚集在閥體的頂部,產(chǎn)生大面積渦流,能量損耗嚴重。 對比不同閥口開度下的速度分布:隨著閥口開度的逐漸增大,速度梯度逐漸減小,節(jié)流槽內(nèi)流體最大流速逐漸降低,高流速分布區(qū)域從節(jié)流槽處逐漸向閥頸處移動;閥腔頂部的渦流尺度隨閥芯位移增加而逐漸減小,節(jié)流槽處的渦核位置由節(jié)流槽中部逐漸過渡到閥芯凹角處。 對比不同入口體積流量下的速度分布:隨著入口體積流量的增大,節(jié)流槽內(nèi)流體最大流速、速度梯度隨之增大,但是入口體積流量對節(jié)流槽內(nèi)高速區(qū)、渦核區(qū)的位置及射流角的影響較小。 2) 壓力分析 如圖14所示為不同入口體積流量、不同閥芯位移下閥口的壓力分布云圖。由圖14可以觀察到,當高壓流體通過K形節(jié)流槽閥芯從入口流進時,壓力從入口到出口逐漸降低,且壓降主要集中在K形節(jié)流槽等效閥口面積處,壓力梯度在小開口時(x=4 mm)變化顯著。同時閥口附近靠近壁面處形成了局部低壓,此處容易產(chǎn)生氣蝕、噪聲等現(xiàn)象。 圖14 壓力分布云圖Fig.14 Pressure distribution counters 比較典型閥芯位移下的壓力分布:當入口體積流量Q相同時,隨著閥芯位移的逐漸增大,K形節(jié)流槽的入口壓力逐漸降低,壓力梯度減小,且壓力變化區(qū)域逐漸向K形節(jié)流槽出口拓展;閥口處局部低壓區(qū)域面積逐漸縮小,減小了氣穴、噪聲等現(xiàn)象發(fā)生的幾率。 比較不同入口體積流量下的速度分布情況:當閥芯位移相同時,隨著入口體積流量Q的逐漸增大,K形節(jié)流槽入口壓力逐漸增大,壓力變化梯度增大;K形節(jié)流槽出口與閥頸交界處的低壓區(qū)面積逐漸增大,且最低壓力值越來越小。 流體的流動阻力不僅受到速度U和壓力梯度▽p的影響,還與它們之間的協(xié)同程度有關。流體流動阻力與速度U、壓力梯度▽p以及二者夾角余弦值θ成正比例關系,協(xié)同角θ越大,流動場協(xié)同數(shù)值越小,在流動區(qū)域內(nèi)的協(xié)同性越弱,進而流動阻力越大。 如圖15所示為不同入口體積流量、不同閥芯位移下閥口的場協(xié)同角分布云圖,結合圖13和圖14對閥口處的流阻特性進行分析??梢杂^察到,不同入口體積流量下節(jié)流槽閥口處場協(xié)同角的分布沒有明顯變化,即入口體積流量對流體流動阻力沒有顯著影響。 圖15 場協(xié)同角分布云圖Fig.15 Field synergistic angular distribution counters 協(xié)同角較小(小于45°)的部分主要集中在流體進入K形節(jié)流槽的入口處,由圖14壓力分布情況可知,在K形節(jié)流槽的入口且未進入節(jié)流槽時壓力梯度較小,流線分布相對于節(jié)流槽內(nèi)部較疏,因此在進入節(jié)流槽前流阻較小。閥腔內(nèi)流體速度方向變化產(chǎn)生的動能交換及壁面邊界層的黏性作用導致入口區(qū)域的流動阻力變化,且能量損耗相對較小。由圖13速度分布及流線圖可知,從節(jié)流槽流出的高速附壁射流流入回油閥腔,并與閥腔內(nèi)的流體發(fā)生速度交換,在射流域的左右兩側產(chǎn)生渦流。在節(jié)流槽出口區(qū)域,大部分場協(xié)同角值為30°~60°,流動阻力較小,表明在速度較大的區(qū)域,流動阻力也可以相對較小;渦流附近場協(xié)同角較大(>70°),流阻較大。在K形節(jié)流槽內(nèi)部區(qū)域,靠近閥體壁面區(qū)域的場協(xié)同角與入口區(qū)域的場協(xié)同角相近,主要集中在20°~45°;靠近節(jié)流槽壁面區(qū)域的場協(xié)同角較大,主要集中在70°~90°,結合圖13速度流線圖及圖14壓力云圖可以發(fā)現(xiàn),靠近K形節(jié)流槽壁面區(qū)域的流線發(fā)生大角度彎折,流動方向變化顯著,且壓力梯度變化較大。 隨著閥口開度的增加,節(jié)流槽入口處閥口面積逐漸增大,節(jié)流槽外壁面高場協(xié)同角區(qū)域面積逐漸縮小,且逐漸向節(jié)流槽入口遷移;等效閥口面積逐漸過渡到環(huán)狀過流截面,節(jié)流槽出口與閥頸交界處場協(xié)同角逐漸增大。 綜上所述,節(jié)流槽內(nèi)部流動阻力較大的區(qū)域主要分布在節(jié)流槽入口等效閥口面積、節(jié)流槽外壁、閥芯凹角、劇烈渦流等壓力梯度變化較大或流線彎折角度較大區(qū)域,閥口開度對流動阻力影響較大,入口體積流量對閥內(nèi)流動阻力沒有顯著影響。 本研究采用理論分析和數(shù)值模擬相結合的方法,對K形節(jié)流槽滑閥的面積特性、流場分布及阻力特性進行了綜合研究。通過分析得到以下結論: (1) 根據(jù)最小過流面計算閥口面積的原則,閥口面積由K形節(jié)流槽過流截面、全周端面、環(huán)狀過流截面共同決定,K形節(jié)流槽閥口面積隨閥芯位移變化呈線性增長趨勢,“K區(qū)”和“K+Q區(qū)”閥口面積變化各占46.2%和53.8%。 (2) 引入湍流場協(xié)同原理,比較速度矢量與壓力梯度的協(xié)同角,分析流體流過節(jié)流槽閥口的局部阻力損失。研究發(fā)現(xiàn):K形節(jié)流槽內(nèi)部流動阻力較大的區(qū)域主要分布在節(jié)流槽等效閥口面積、節(jié)流槽外壁、閥芯凹角及劇烈渦流等壓力梯度變化較大或流線彎折角度較大處;隨著閥口開度的增大,閥內(nèi)流動阻力相應減小,且高流動阻力區(qū)域逐漸向閥口和閥頸處遷移;入口體積流量對閥內(nèi)流動阻力沒有顯著影響。3 數(shù)值模擬與試驗驗證
3.1 數(shù)值模擬
3.2 試驗驗證
4 K形節(jié)流槽閥口流阻特性分析
4.1 流場分布特性分析
4.2 流阻特性分析
5 結論