徐成都, 任 燕, 黃 煜, 魯立中

(1.溫州大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院, 浙江 溫州 325035; 2.浙江工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院, 浙江 杭州 310023)

引言

液壓傳動(dòng)具有負(fù)載能力強(qiáng)、功率密度大等優(yōu)點(diǎn),被廣泛地應(yīng)用在工程機(jī)械、航空航天、船舶和軍工等領(lǐng)域中[1-3]。然而,液壓系統(tǒng)在傳輸過(guò)程中伴隨著較大的壓力損失、體積損失和機(jī)械摩擦損失。例如, 挖掘機(jī)的發(fā)動(dòng)機(jī)輸出能量只有約20%輸出到負(fù)載[4]。在這個(gè)傳輸過(guò)程中,存在大量的節(jié)流損失。由于大部分節(jié)流損失是系統(tǒng)控制所需的,這是現(xiàn)有閥門(mén)控制技術(shù)不可避免的實(shí)際問(wèn)題。

依賴于高速開(kāi)關(guān)閥控制的數(shù)字液壓系統(tǒng)在提高液壓系統(tǒng)效率和控制靈活性上被證明是有效的[5-6]。這是由于當(dāng)高速開(kāi)關(guān)閥工作時(shí),其開(kāi)關(guān)過(guò)程時(shí)間非常短,開(kāi)關(guān)閥大部分時(shí)間都是完全打開(kāi)或完全關(guān)閉的。這種特性使得高速開(kāi)關(guān)閥具有較小的節(jié)流損失,高效率和較低的油液污染敏感度[7-8]。高速開(kāi)關(guān)閥作為數(shù)字液壓系統(tǒng)的核心元件,其性能顯著地影響數(shù)字液壓系統(tǒng)的特性。目前對(duì)高速開(kāi)關(guān)閥的研究主要集中在閥體結(jié)構(gòu)的優(yōu)化和創(chuàng)新、高性能機(jī)電執(zhí)行器、先進(jìn)的控制算法上。例如,WINKLER B等[9]提出了錐閥和插裝式高速開(kāi)關(guān)閥,可在1 ms內(nèi)完成切換。在高性能機(jī)電執(zhí)行器方面,俞軍濤等[10]使用壓電執(zhí)行器代替電磁執(zhí)行器,使得壓電開(kāi)關(guān)閥在壓力10 MPa下,輸出流量17.4 L/min,開(kāi)啟時(shí)間1.05 ms,關(guān)閉時(shí)間0.85 ms。在先進(jìn)的控制算法方面,ZHONG Q等[11]等提出了一種智能脈寬調(diào)制控制算法,所提出的控制算法可以有效減少高速開(kāi)關(guān)閥的開(kāi)關(guān)時(shí)間和溫升。

根據(jù)閥芯的工作方式,高速開(kāi)關(guān)閥可分為滑閥式開(kāi)關(guān)閥和轉(zhuǎn)閥式開(kāi)關(guān)閥。滑閥式高速開(kāi)關(guān)閥具有流量大的優(yōu)點(diǎn),但滑閥所受到的液動(dòng)力[12]和閥芯往復(fù)運(yùn)動(dòng)的慣性作用,限制了高速開(kāi)關(guān)閥頻率的提升。而轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)的開(kāi)關(guān)閥通過(guò)閥芯的快速旋轉(zhuǎn)實(shí)現(xiàn)閥口的快速打開(kāi)和關(guān)閉,沒(méi)有直動(dòng)式結(jié)構(gòu)往復(fù)運(yùn)動(dòng)的慣性問(wèn)題, 易于實(shí)現(xiàn)高開(kāi)關(guān)頻率。因此,關(guān)于轉(zhuǎn)閥及其閥控系統(tǒng)的研究成果很多。例如,TU H等[13]開(kāi)發(fā)了一種由液壓系統(tǒng)流量控制的三通高速開(kāi)關(guān)旋轉(zhuǎn)閥,它由一個(gè)固定的套筒和一個(gè)螺旋形閥芯組成。閥芯的速度與流量大小成正比。該閥的流量可以達(dá)到40 L/min,頻率響應(yīng)為100 Hz,該閥被用來(lái)構(gòu)建一個(gè)虛擬的變排量泵系統(tǒng)。巴斯大學(xué)[14-16]建立了開(kāi)關(guān)慣性液壓轉(zhuǎn)換器(SIHS)系統(tǒng),其中的主要部件是一個(gè)兩位三通高速開(kāi)關(guān)閥和一條細(xì)管。該系統(tǒng)中使用的開(kāi)關(guān)閥為轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu),可以實(shí)現(xiàn)快速切換,增加壓力和流量,提高液壓傳動(dòng)效率。

受液壓數(shù)字閥的控制模式和高速開(kāi)關(guān)閥在全開(kāi)和全關(guān)狀態(tài)下節(jié)流損失很小的啟發(fā),本研究提出了一種二維脈寬調(diào)制轉(zhuǎn)閥,該轉(zhuǎn)閥能夠以流體脈寬調(diào)制的方式控制和分配液壓系統(tǒng)的流量。雖然理論上認(rèn)為高速開(kāi)關(guān)閥在全開(kāi)狀態(tài)下沒(méi)有節(jié)流損失,但在實(shí)際過(guò)程中,閥口的打開(kāi)仍然是一個(gè)漸進(jìn)的過(guò)程(盡管過(guò)程時(shí)間很短),這不可避免地會(huì)造成部分壓力損失。因此,本研究采用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué) (CFD)的方法,建立了二維脈寬調(diào)制轉(zhuǎn)閥的數(shù)值模型,分析了該轉(zhuǎn)閥在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中和不同占空比下的壓力損失特性,最終搭建了實(shí)驗(yàn)平臺(tái),對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行了驗(yàn)證。本研究可為該轉(zhuǎn)閥的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與優(yōu)化提供理論依據(jù)和指導(dǎo)。

1 二維脈寬調(diào)制轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)及工作原理

二維脈寬調(diào)制轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示,該轉(zhuǎn)閥主要結(jié)構(gòu)包括閥體,閥套和閥芯。其中,殼體上開(kāi)有流道供油液流入和流出,閥套上設(shè)有均勻分布的菱形窗口(相位角相差90°),對(duì)應(yīng)地,閥芯臺(tái)肩兩側(cè)設(shè)有鋸齒溝槽(相鄰鋸齒溝槽相位角相差45°),左側(cè)鋸齒溝槽與負(fù)載口(A口)相連,右側(cè)鋸齒溝槽與回油口(T口)相連。當(dāng)轉(zhuǎn)閥工作時(shí),油液從閥套上的菱形窗口進(jìn)入閥芯,由于閥芯由步進(jìn)電機(jī)驅(qū)動(dòng)在閥套內(nèi)進(jìn)行快速轉(zhuǎn)動(dòng),因此, 菱形窗口與左右兩側(cè)鋸齒溝槽交替溝通,實(shí)現(xiàn)了閥口的快速“開(kāi)啟”(與負(fù)載口溝通)與“關(guān)閉”(與回油口溝通),其工作過(guò)程如圖2 a所示,在圖2a中為了方便展示,此處為閥套轉(zhuǎn)動(dòng),不影響閥芯與閥套位置關(guān)系。由于此時(shí)閥芯處于中位,即50%占空比時(shí),其輸出流量如圖2b所示。

圖1 二維脈寬調(diào)制轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.1 Structure of rotary valve

類似高速開(kāi)關(guān)閥通過(guò)調(diào)節(jié)“開(kāi)啟”和“關(guān)閉”的時(shí)間占比來(lái)改變輸出流量,該轉(zhuǎn)閥通過(guò)調(diào)節(jié)閥芯的軸向位移來(lái)改變輸向負(fù)載的流量占比, 即通過(guò)調(diào)節(jié)閥芯軸向位移來(lái)改變占空比。當(dāng)閥芯向右軸向移動(dòng)時(shí),其閥芯閥套位置與輸出流量關(guān)系變化如圖3所示,在一個(gè)周期中,將會(huì)有更多的油液流向負(fù)載口,實(shí)現(xiàn)調(diào)節(jié)占空比的目的。

圖3 二維脈寬調(diào)制轉(zhuǎn)閥閥芯右移工作原理圖Fig.3 Schematic diagram of rotary valve working principle after spool move right

2 計(jì)算模型與仿真參數(shù)設(shè)置

2.1 計(jì)算模型及網(wǎng)格劃分

本研究采用Fluent軟件研究了二維脈寬調(diào)制轉(zhuǎn)閥的壓力損失特性。首先,運(yùn)用ANSYS Design Model模塊對(duì)二維脈寬調(diào)制轉(zhuǎn)閥流道進(jìn)行提取,提取過(guò)程中,忽略了閥芯和閥套之間的間隙以及對(duì)計(jì)算結(jié)果影響不大的區(qū)域,將簡(jiǎn)化的幾何結(jié)構(gòu)主要分為閥芯和閥套兩個(gè)區(qū)域,并選擇截面一和截面二為壓力損失特性研究平面,最終得到轉(zhuǎn)閥流體域如圖4所示。運(yùn)用ANSYS Mesh對(duì)流體域網(wǎng)格劃分,由于網(wǎng)格質(zhì)量直接影響流場(chǎng)仿真的計(jì)算精度,因此,對(duì)流體域分塊進(jìn)行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分,每塊區(qū)域之間用interface連接,并對(duì)菱形窗口和鋸齒溝槽等壓力和速度梯度變化較大的區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格加密化處理,最終網(wǎng)格模型如圖5所示。

圖4 二維脈寬調(diào)制轉(zhuǎn)閥流體域模型Fig.4 Computational domain

圖5 網(wǎng)格模型Fig.5 Grid model

為消除網(wǎng)格數(shù)量對(duì)計(jì)算結(jié)果的影響,進(jìn)行了網(wǎng)格獨(dú)立性檢驗(yàn)。通過(guò)檢驗(yàn)不同網(wǎng)格尺寸對(duì)轉(zhuǎn)閥進(jìn)出口壓降的影響來(lái)驗(yàn)證網(wǎng)格獨(dú)立性,檢驗(yàn)結(jié)果如圖6所示,從圖中可以看出,當(dāng)網(wǎng)格數(shù)量大于127070時(shí),進(jìn)出口壓降無(wú)顯著變化,因此綜合考慮,本次數(shù)值仿真選擇了0.9 mm為網(wǎng)格尺寸,網(wǎng)格數(shù)量共計(jì)142401個(gè)。

圖6 網(wǎng)格獨(dú)立性檢驗(yàn)Fig.6 Grid independence study results

2.2 邊界條件與求解器設(shè)置

假設(shè)流動(dòng)介質(zhì)為不可壓縮的牛頓流體,其密度為850 kg/m3,運(yùn)動(dòng)黏度為4×10-5m2/s。在轉(zhuǎn)閥內(nèi)部,閥套固定不動(dòng),閥芯在閥套內(nèi)進(jìn)行轉(zhuǎn)動(dòng)和軸向滑動(dòng)。因此,將流體與閥套接觸的區(qū)域?yàn)殪o止區(qū)域,與閥芯接觸的區(qū)域?yàn)檫\(yùn)動(dòng)區(qū)域,以interface連接靜止區(qū)域與運(yùn)動(dòng)區(qū)域,設(shè)置運(yùn)動(dòng)區(qū)域轉(zhuǎn)速為2000 r/min。入口和出口邊界條件分別設(shè)置為速度入口,壓力出口。入口速度為3.167 m/s,工作壓力設(shè)置為 3.8 MPa。

計(jì)算模型選擇基于壓力的求解器,湍流模型選擇為RNG k-eplison模型,選擇壓力-速度耦合Coupled算法進(jìn)行計(jì)算,并采用二階格式離散了壓力方程和動(dòng)量方程,時(shí)間步長(zhǎng)設(shè)置為2.5×10-6s-1,進(jìn)行瞬態(tài)計(jì)算。

3 仿真與實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

3.1 閥芯在不同軸向位移(占空比)下的壓力損失特性

為了研究閥芯軸向位移對(duì)轉(zhuǎn)閥壓力損失的影響,在相同仿真參數(shù)下,通過(guò)Fluent計(jì)算得到了閥芯在不同軸向位移(占空比)下的流場(chǎng)仿真結(jié)果,并以截面一為研究平面,通過(guò)該平面的壓力分布如圖7、圖8所示。

圖7 占空比50%時(shí)壓力分布云圖Fig.7 Pressure distribution as τ=50%

圖8 占空比80%時(shí)壓力分布云圖Fig.8 Pressure distribution as τ=80%

由圖7、圖8壓力分布云圖可知,壓降主要集中于菱形窗口和鋸齒溝槽交界處的閥口處,這是由于在該處通流截面突然收縮,產(chǎn)生了局部損失,但整體壓力損失較小,在占空比τ=50%時(shí),閥口處引起的壓降變化約為0.05 MPa。另外,對(duì)比不同占空比流場(chǎng)分布云圖,隨著占空比的增加,閥口處節(jié)流面積也隨之增大,使得閥口處壓力損失降低。

如圖9所示為轉(zhuǎn)閥處于截面一時(shí),在不同入口流量下轉(zhuǎn)閥進(jìn)出口壓降隨占空比改變的變化曲線。從圖中可以看出,占空比處于10%～30%時(shí),由于面積梯度較大,隨著占空比增加,閥口處導(dǎo)通面積出現(xiàn)明顯增加,導(dǎo)致進(jìn)出口壓降出現(xiàn)明顯降低;當(dāng)占空比大于70%時(shí),由于隨占空比變化的閥口面積梯度較小,但通流面積足夠大,最終進(jìn)出口壓降無(wú)明顯變化。

圖9 占空比壓力損失變化曲線Fig.9 Relationship between duty ratio and pressure drop

3.2 閥芯在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中的壓力損失特性

二維脈寬調(diào)制轉(zhuǎn)閥進(jìn)行一次閥口的開(kāi)關(guān),閥芯需要旋轉(zhuǎn)90°,又由于閥芯臺(tái)肩兩側(cè)鋸齒溝槽對(duì)稱交錯(cuò)分布(相鄰鋸齒溝槽相位角相差45°),因此僅以該轉(zhuǎn)閥在50%占空比時(shí),菱形窗口與左側(cè)鋸齒溝槽與溝通為例,模擬了閥芯旋轉(zhuǎn)過(guò)程中的壓力損失特性。

如圖10所示為二維脈寬調(diào)制轉(zhuǎn)閥在不同旋轉(zhuǎn)角度θ下的壓力分布云圖。從圖中可以看出,閥口處壓力梯度較大,當(dāng)閥芯旋轉(zhuǎn)角度從2.5°增加至42.5°時(shí),經(jīng)過(guò)閥口的壓降呈現(xiàn)了先減少后增加的趨勢(shì),這是由于轉(zhuǎn)閥閥口先增加后減少的面積特性所決定的。

搭建了實(shí)驗(yàn)平臺(tái),對(duì)二維脈寬調(diào)制轉(zhuǎn)閥進(jìn)行了壓力損失測(cè)試,并于流場(chǎng)仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比,實(shí)驗(yàn)原理圖如圖11所示。

1.變量泵 2.P口壓力傳感器 3.T口壓力傳感器 4.A口壓力傳感器 5.節(jié)流閥 6.流量計(jì)圖11 壓力損失實(shí)驗(yàn)原理圖Fig.11 Experimental schematic of rotary valve pressure loss test

實(shí)驗(yàn)過(guò)程中,通過(guò)壓力傳感器監(jiān)測(cè)進(jìn)油口與負(fù)載口,回油口之間的壓力差值作為油液經(jīng)過(guò)轉(zhuǎn)閥的壓力損失,實(shí)驗(yàn)條件在負(fù)載流量輸出10 L/min的工況下進(jìn)行,最終數(shù)值仿真與實(shí)驗(yàn)對(duì)比結(jié)果如圖12所示。可以看出轉(zhuǎn)閥在打開(kāi)和關(guān)閉階段時(shí), 由于在此階段閥口面積變化梯度較大,進(jìn)出口壓降出現(xiàn)了較為明顯變化。當(dāng)旋轉(zhuǎn)角度在5°～40°時(shí)仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果較為一致,其中,轉(zhuǎn)閥在最大開(kāi)度時(shí)(即旋轉(zhuǎn)角度為22.5°時(shí)),經(jīng)過(guò)轉(zhuǎn)閥的壓降約為0.1 MPa,整體壓力損失較小;另外,當(dāng)轉(zhuǎn)閥旋轉(zhuǎn)角度為50°～85°時(shí),實(shí)驗(yàn)結(jié)果的數(shù)值略高于仿真結(jié)果,部分原因是壓力傳感器本身波動(dòng)造成的,另一部分原因是由于固定傳感器安裝的閥塊導(dǎo)致了液阻增加。

圖12 二維脈寬調(diào)制轉(zhuǎn)閥壓力損失實(shí)驗(yàn)與仿真結(jié)果Fig.12 Comparison between simulation results and test results

4 結(jié)論

(1) 本研究提出一種用于流體分配的新型二維脈寬調(diào)制轉(zhuǎn)閥,并簡(jiǎn)要介紹了其主要結(jié)構(gòu)及工作原理。采用CFD的方法對(duì)其壓力損失特性進(jìn)行了研究;

(2) 轉(zhuǎn)閥壓力損失主要集中于菱形窗口與鋸齒溝槽處,且壓力損失受占空比和入口流量的影響,其壓力損失隨著入口流量的增加而增加,隨著占空比的增加而減少;

(3) 在閥口開(kāi)啟和關(guān)閉階段,受閥口面積變化梯度的影響,壓力損失隨閥芯旋轉(zhuǎn)角度變化較大;當(dāng)閥口處于完全打開(kāi)階段,壓力損失受閥芯旋轉(zhuǎn)角度影響較小,在此階段經(jīng)過(guò)閥體的整體壓力損失較小。