□ 黃夢真 □ 雷艷華 □ 高俊強

1.周口職業(yè)技術學院 汽車與機電工程學院 河南周口 466000 2.蕪湖德海機器人科技有限公司 安徽蕪湖 241000

1 分析背景

電液比例方向閥在裝備機械領域上有著廣泛應用[1]。與開關型方向閥相比,電液比例方向閥能夠按輸入電信號的大小連續(xù)、按比例地實現對液流方向和流量的控制。同時,電液比例方向閥具有較大的零位死區(qū),一般為10%～30%,有利于降低制造成本[2-3]。電液比例方向閥的額定工作壓差通常與開關型閥相當,因此很多電液比例方向閥可以直接應用于開關閥的閥體[4-5]。朱碧海等[6]運用摩擦學的知識闡明了不同閥芯和閥套材料配合對水壓閥空化現象的影響,得出較為合適的閥口幾何形狀。張海莉等[7]分析比較了定值補償、超前切換+變幅補償、變死區(qū)自學習補償、比例積分微分控制+變死區(qū)補償、模糊控制死區(qū)補償等對比例閥死區(qū)現象的影響。路波等[8]設計了一種采用雙閉環(huán)反饋的氣動比例壓力閥,建立了整個控制系統(tǒng)的數學模型,考慮了閥口處的非線性問題及氣體泄漏,并對影響系統(tǒng)性能的關鍵部件進行了仿真分析。筆者應用計算流體動力學理論,對所設計的高水基電液比例方向閥進行流場特性分析,并對其進行參數優(yōu)化[9-11]。

2 高水基電液比例方向閥原理

高水基電液比例方向閥結構如圖1所示。先導閥采用內供液,因為供油壓力大會導致先導閥的壓力位移增益過高,所以在先導閥的進液口串聯一個定值減壓閥。減壓閥與主閥上的固定阻尼孔R組成C型先導液壓半橋,主級為一個二位三通方向閥,其工作原理為當比例電磁鐵得電時,先導閥常閉閥口打開,高壓油液經定值減壓閥減壓后,進入先導閥的進液口P1,經工作口A1、控制口K進入主閥的控制腔,推動回液閥芯向左運動,關閉主閥回液口T。隨著輸入電流信號的增大,先導閥開口增大,輸出壓力增大,控制油液開始推動進液閥芯向左運動,主閥進液口P打開,高壓油液進入主閥,由工作口T進入液壓油缸。

圖1 高水基電液比例方向閥結構

3 高水基電液比例方向閥建模

3.1 幾何模型

根據先導閥和功率級主閥內部液流實際流動情況,運用Pro/E三維繪圖軟件建立先導閥和功率級主閥三維流道的幾何模型,采用三維數值模擬對先導閥和功率級主閥的流場進行分析。將stp格式的先導閥和主閥三維流道模型導入Gambit前處理軟件,采用Tet/Hybrid單元體進行網格劃分。為了提高數值模擬精度,對先導閥的進液孔、閥口、徑向通道,以及主閥的進液孔、閥口進行局部網格加密。模型網格劃分如圖2所示。

圖2 模型網格劃分

定義流體為水。定義先導閥的進液口為速度入口,液體流速為10 m/s,對應8 L/min流量工況下。定義先導閥出液口為壓力出口,出口壓力為2 MPa。定義主閥八個直徑為7.4 mm的圓形進液孔為速度入口,流速為48.5 m/s,對應1 000 L/min流量工況下。定義功率級主閥八個回液孔為壓力出口,出口壓力為25 MPa,即主閥工作壓力。

3.2 數學模型

連續(xù)性方程為:

(1)

式中:ρ為流體密度;ui為流體相速度;t為流體運動時間;xi為流體運動位移;i代表坐標軸方向。

動量方程為:

(2)

標準k-ε模型及其湍動能和耗散率方程為:

+Gb-ρε-YM

(3)

(4)

式中:k、ε分別為湍動能和端動耗散率因數;Gk為由于平均速度梯度引起的湍動能;Gb為由于浮力影響引起的湍動能;YM為可壓縮湍流脈動膨脹對總耗散率的影響;C1ε、C2ε、C3ε為經驗常數;σk、σε分別為湍動能和湍動耗散率對應的普朗特數。

分析時,取C1ε為1.44,C2ε為1.92,C3ε為0.09,σk為1.0,σε為1.3。

4 仿真結果

4.1 進液閥套孔直徑

在進液通道流速為10 m/s,出口壓力為2 MPa的邊界條件下,進液閥套孔錐角為80°,閥芯開口度最大,對不同進液閥套孔直徑時的先導閥流場進行分析。進液閥套孔直徑為1.2 mm時的壓力和速度分布如圖3所示。

圖3 進液閥套孔直徑1.2 mm時壓力和速度分布

當進液閥套直徑為1.2 mm時,先導閥進出口壓差為2.7 MPa左右時,壓降主要產生在進液閥套孔和閥口處,閥芯彎折處出現低壓區(qū),當高壓液體經過時,會發(fā)生氣穴現象,給閥芯造成損害。當進液閥套孔直徑為1.3 mm時,先導閥進出口壓差為2.3 MPa左右,壓降主要產生在進液閥套孔和閥口處,閥芯彎折處同樣出現低壓區(qū),容易產生氣蝕現象。當進液閥套孔直徑為1.4 mm時,先導閥進出口壓差為2 MPa,壓降主要產生在閥口處,幾乎無低壓區(qū),符合先導閥的設計要求。因此,先導閥的進液閥套直徑設計為1.4 mm最為合適。

當進液閥套孔直徑為1.2 mm時,液體產生在閥口處的最大流速為86 m/s。當進液閥套孔直徑為1.3 mm時,液體產生在閥口處的最大流速為77 m/s。當進液閥套孔直徑為1.4 mm時,液體產生在閥口處的最大流速為73 m/s。因此,進液閥套孔直徑的大小對先導閥通道內最大液體流速有較大的影響。液體流速越大,對閥芯的沖擊就越強,容易導致閥芯磨損、斷裂。同時,流速過大也是負壓區(qū)產生的原因。

4.2 進液閥套孔錐角

在進液通道流速為10 m/s,出口壓力為2 MPa的邊界條件下,進液閥套孔直徑為1.4 mm,閥芯開口度最大,對不同進液閥套孔錐角時的先導閥流場進行分析。進液閥套孔錐角為45°時的壓力和速度分布如圖4所示。

圖4 進液閥套孔錐角45°時壓力和速度分布

當進液閥套孔錐角為45°時,先導閥內液體流速最大值為76 m/s,最大速度出現在閥口處。當進液閥套孔錐角為60°時,液體流速最大值為75 m/s,最大速度出現在閥口處。當進液閥套孔錐角為80°時,液體流速最大值為73 m/s,最大速度出現在閥口處。因此,隨著進液閥套孔錐角增大,先導閥內液體流速最大值減小,閥芯所受沖擊越小。

不同進液閥套孔錐角時穩(wěn)態(tài)液動力曲線如圖5所示。當進液閥套孔錐角為45°時,主閥進出口壓降為6 MPa左右,壓力損失主要產生在閥口處,閥芯兩壁面壓力差較大,此時進液口流體的速度矢量方向和進液閥套錐角相同,作用于閥芯上的軸向穩(wěn)態(tài)液動力最大值為600 N左右。當進液閥套孔錐角為60°時,進液口流體速度矢量方向和進液閥套錐角相同,此時作用于閥芯上的軸向穩(wěn)態(tài)液動力最大值為390 N。當進液閥套孔錐角為70°時,主閥進出口壓降為7 MPa左右,壓力損失主要產生在閥口處及環(huán)形通道內,閥芯兩壁面壓力差較小,此時進液閥套處大部分流體的速度矢量方向和進液閥套錐角相同,作用于閥芯上的軸向穩(wěn)態(tài)液動力最大值為300 N。當進液閥套孔錐角為80°時,主閥進出口壓降同樣為7 MPa左右,壓力損失主要產生在閥口及環(huán)形通道內,此時進液閥套處大部分流體的速度矢量方向約為70°,作用于閥芯上的軸向穩(wěn)態(tài)液動力最大值為295 N。由于主閥結構的限制,進液閥套錐角不能太大,因此進液閥套孔錐角宜選擇為70°。

圖5 不同進液閥套孔錐角時穩(wěn)態(tài)液動力曲線

5 結束語

筆者對高水基電液比例方向閥流場特性進行分析。當進液閥套孔直徑為1.4 mm時,先導閥進出口壓差為2 MPa,液體最大流速產生在閥口處,為73 m/s,壓降主要產生在閥口處,幾乎無低壓區(qū),符合先導閥的設計要求。確定先導閥的進液閥套直徑設計為1.4 mm最為合適。

隨著進液閥套孔錐角增大,先導閥內液體流速最大值減小,閥芯所受沖擊越小。當進液閥套孔錐角為70°時,主閥進出口壓降為7 MPa左右,壓力損失主要產生在閥口處及環(huán)形通道內,閥芯兩壁面壓力差較小,此時進液閥套處大部分流體的速度矢量方向和進液閥套錐角相同,作用于閥芯上的軸向穩(wěn)態(tài)液動力最大值為300 N。