兩級電液伺服閥雙噴嘴擋板閥內(nèi)流場計算與分析

陸向輝 高殿榮

1.燕山大學(xué)，秦皇島，066004 2.河北建材職業(yè)技術(shù)學(xué)院，秦皇島，066004

0 引言

雙噴嘴擋板閥的噴嘴結(jié)構(gòu)參數(shù)對電液伺服閥性能的影響，已經(jīng)引起了很多學(xué)者的重視并開展相關(guān)的研究工作。訚耀保等［1］采用CFD方法得到了噴嘴擋板一級閥的壓力場和速度場。研究表明：固定節(jié)流口、噴嘴擋板間隙和回油阻尼口處存在節(jié)流減壓作用，最高流速發(fā)生在固定節(jié)流口和噴嘴擋板間隙處。楊國來等［2］為研究高壓水射流的噴嘴內(nèi)部結(jié)構(gòu)參數(shù)對射流流場的影響，在邊界條件和初始條件相同的情況下，分別改變錐直形噴嘴的收縮角和長徑比，使用Fluent對射流的速度場進(jìn)行了數(shù)值模擬研究。崔俊奎等［3］通過建立磨料水射流噴嘴有限元模型，對2種不同直徑的前混合式磨料水射流的噴嘴處流場進(jìn)行了仿真分析。結(jié)果表明，在噴嘴其他幾何條件相同的情況下，出口直徑對噴嘴的出口速度影響比較大，出口直徑越大，出口速度越小。Jackson等［4］介紹了如何使用計算流體動力學(xué)技術(shù)開發(fā)適用于激光微加工技術(shù)的軸對稱、直的、最小長度噴嘴。Halder等［5］通過實(shí)驗(yàn)研究確定噴嘴幾何形狀和流動參數(shù)對形成完全發(fā)展的氣核尺寸的影響。Kim等［6］對用于測量質(zhì)量流量的變截面臨界噴嘴進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究和數(shù)值計算。

對于雙噴嘴擋板閥來講，固定節(jié)流孔、噴嘴擋板和回油阻尼孔等處的壓力和流量變化比較劇烈，本文利用流體計算軟件，對某型號電液伺服閥的前置級——雙噴嘴擋板閥的噴嘴在不同結(jié)構(gòu)參數(shù)組合下的流場進(jìn)行了計算，結(jié)構(gòu)參數(shù)包括噴嘴端面直徑、噴嘴直徑、噴嘴長度以及噴嘴內(nèi)外夾角等，分析了各種情況的液流特性，噴嘴擋板閥存在兩級節(jié)流減壓現(xiàn)象，噴嘴入口壓力為8.5MPa，經(jīng)過噴嘴處壓力降至3.2MPa左右，當(dāng)液流流到回油節(jié)流孔處時壓力降為0.5MPa左右，并且通過對比可得仿真結(jié)果和理論計算結(jié)果基本吻合的結(jié)論。

1 計算模型的建立

1.1 噴嘴結(jié)構(gòu)及其參數(shù)

圖1是某公司某型號電液伺服閥雙噴嘴擋板液壓放大器結(jié)構(gòu)原理圖，噴嘴擋板放大器由固定節(jié)流孔、噴嘴、擋板組成，其中噴嘴和擋板構(gòu)成可變節(jié)流孔，當(dāng)擋板位置改變時，噴嘴與擋板間距xd0發(fā)生變化，可變節(jié)流孔截面積改變，通過噴嘴的油液流量將發(fā)生變化。由于前面有恒壓油源ps及固定節(jié)流孔，所以噴嘴前腔內(nèi)的壓力pc1和pc2將同時發(fā)生變化，pc1與pc2的壓差推動伺服閥閥芯運(yùn)動，其中p0為回油壓力，pA、pB為負(fù)載進(jìn)出口壓力。對所研究的雙噴嘴擋板閥用Pro／E進(jìn)行建模，模型的xy截面如圖2所示，模型主要結(jié)構(gòu)參數(shù)如圖3所示，具體數(shù)值為：噴嘴腔內(nèi)徑d1為1.4mm，噴嘴直徑d2為0.5mm，噴嘴端面直徑d3為0.6mm，噴嘴長度L1為0.6mm，噴嘴內(nèi)外兩夾角θ2和θ1均為90°。

圖1 雙噴嘴擋板液壓放大器結(jié)構(gòu)原理圖

圖2 雙噴嘴擋板閥模型的xy截面

圖3 雙噴嘴擋板閥噴嘴處結(jié)構(gòu)示意圖

1.2 流道模型

根據(jù)上述實(shí)體模型建立流道模型，如圖4所示，并在此模型基礎(chǔ)上修改噴嘴的某些參數(shù)，來分析不同參數(shù)組合下的流場特性。此模型與實(shí)體雙噴嘴擋板閥結(jié)構(gòu)完全一樣，只是將噴嘴部分入口簡化為直接入流。圖4a所示為流道模型，為分析所用，為更清晰地了解模型，4b圖給出了雙噴嘴擋板閥噴嘴處局部剖面圖，以后的分析均是以此模型為基礎(chǔ)修改不同參數(shù)展開的。

1.3 控制方程

因流動屬于單相流流動，在噴嘴擋板處流速高，出現(xiàn)湍流流動的可能性大，因此選用計算模型時采用非穩(wěn)態(tài)的時均連續(xù)性方程和Reynolds時均Navier－Stokes方程，并采用標(biāo)準(zhǔn)k－ε湍流模型。由于介質(zhì)液壓油的壓縮性很小，故認(rèn)為是不可壓縮流體，密度為常數(shù)，以指標(biāo)表示的相關(guān)方程

圖4 雙噴嘴擋板閥流道模型和噴嘴處局部剖面圖

如下：

連續(xù)性方程為

動量方程為

k－ε方程為

式中，μ為流體的動力黏度；ρ為流體的密度，流體不可壓，此處ρ為常數(shù)；t為時間；ui、uj為速度；μt為湍流黏度，為單位質(zhì)量力；β為熱膨脹系數(shù)；T為熱力學(xué)溫度；C1ε、C2ε、Cμ、σk、σε為 經(jīng) 驗(yàn) 常 數(shù)，Cμ＝ 0.09，σk＝1.0，σε＝1.3，C1ε＝1.44，C2ε＝1.92。

1.4 網(wǎng)格的劃分

網(wǎng)格劃分采用非結(jié)構(gòu)單元網(wǎng)格和混合單元網(wǎng)格。網(wǎng)格數(shù)為1 403 461，面為3 033 451，節(jié)點(diǎn)數(shù)為337 603，圖5為雙噴嘴擋板閥網(wǎng)格劃分圖以及局部加密，如噴嘴處和回油節(jié)流孔處網(wǎng)格劃分。

1.5 邊界條件的設(shè)置

圖5 雙噴嘴擋板閥網(wǎng)格劃分圖

模型進(jìn)口壓力已知，為8.5MPa，因而進(jìn)口邊界條件選取壓力進(jìn)口。出口壓力選取0.5MPa，出口邊界條件設(shè)為壓力出口邊界；工作介質(zhì)為10號航空液壓油（SH0358），工作溫度為40℃，密度為850kg／m3，動力黏度為0.010 625Pa·s。局部設(shè)置交界面（interface），這樣即使網(wǎng)格采用分塊劃分也不影響結(jié)果，軟件會自動在計算過程中進(jìn)行插值傳遞。

2 CFD計算結(jié)果分析

通過CFD計算，得到雙噴嘴擋板閥三維整體壓力云圖（圖6）、xz面壓力云圖（圖7）、yz面壓力云圖（圖8）和xy面速度云圖（圖9）、xy面噴嘴處速度云圖（圖10）以及噴嘴擋板處速度矢量圖（圖11），同時只給出噴嘴擋板處的一些特性進(jìn)行分析，這不影響對噴嘴整體模型的分析結(jié)果。

圖6 雙噴嘴擋板閥整體壓力云圖

從圖6～圖8可以看出：噴嘴擋板處液體壓力由8.5MPa逐步減到3.2MPa左右，壓力下降，一直到回油節(jié)流孔處壓力下降到0.5MPa左右，而后壓力有所上升，到回油節(jié)流孔處壓力為0.5MPa。從圖9～圖11可以看出噴嘴閥口處最高速度大約為40m／s，當(dāng)然此時回油節(jié)流孔處最高速度達(dá)到了90m／s，下面僅對噴嘴處壓力以及速度特性進(jìn)行研究。

圖7 xz面壓力云圖

圖8 yz面壓力云圖

圖9 xy面速度云圖

圖10 xy面噴嘴處速度云圖

2.1 改變噴嘴直徑d2時的流場變化

圖11 xz面速度矢量圖

根據(jù)上面的模型改變噴嘴直徑d2，d2分別取0.27mm、0.5mm和0.55mm，其他參數(shù)不變時，其速度和壓力特性曲線如圖12和圖13所示。

圖12 d2變化時噴嘴處速度曲線

圖13 d2變化時噴嘴處壓力曲線

由圖12速度曲線和圖13壓力曲線可以看出：當(dāng)d2＝0.27mm時，在噴嘴與擋板之間的流動速度較高，液流流動劇烈，容易引起噪聲和振動，速度越高，在出口處越容易形成液流漩渦，并且速度越大所形成的漩渦越大，所造成的能量損失也就越大；同時可能降低閥的使用壽命；在噴嘴處的壓力變化太大，最大變化幅度達(dá)到了2.55MPa，這種情況下液流對擋板的沖擊太大，局部壓力變化過快，容易引起閥零位時的性能不穩(wěn)定。比較而言，在實(shí)際加工生產(chǎn)中建議不采用d2＝0.27mm。而d2取0.5mm、0.55mm時速度變化緩慢，壓力變化也較小，比較穩(wěn)定，加工時考慮將噴嘴直徑做大一些。

2.2 改變噴嘴端面直徑d3時流場變化情況

d3分別取0.55mm、0.6mm 和0.65mm，其他參數(shù)不變時，得到噴嘴處速度和壓力特性曲線，如圖14和圖15所示。

圖14 d3變化時噴嘴處速度曲線

圖15 d3變化時噴嘴處壓力曲線

由圖14速度曲線和圖15壓力曲線可知，當(dāng)d3＝0.55mm時（即噴嘴為尖嘴），局部速度變化較小，液體流動平穩(wěn)，能量損失較小，隨著d3增大，環(huán)帶增大，局部速度變化變劇烈，液流在噴嘴出口后壓力有一個明顯回落再升高的過程，可能是由于噴嘴環(huán)帶壁面重新黏附造成的，物理模型上相當(dāng)于在可變節(jié)流孔的兩端增加了一由環(huán)帶形成的節(jié)流孔，液流經(jīng)過節(jié)流孔時造成壓力有一突降。

2.3 改變噴嘴長度L1時的流場變化情況

在d2＝0.5mm、d3＝0.55mm 的基礎(chǔ)上，L1分別取0.47mm、0.6mm、0.7mm，計算分析得到速度曲線和壓力曲線，如圖16和圖17所示。

圖16 L1變化時噴嘴處速度曲線

圖17 L1變化時噴嘴處壓力曲線

從圖16速度曲線和圖17壓力曲線可以看出，當(dāng)L1增大時，噴嘴處速度略有上升，同時壓力變化也不大。整體而言，當(dāng)L1變化時，出口處的速度和壓力基本不受影響。

2.4 改變噴嘴外夾角θ1時流場變化情況

在d2＝0.5mm，d3＝0.55mm，L1＝0.6mm基礎(chǔ)上，θ1分別取60°、90°、120°，計算分析得到如圖18速度曲線和圖19壓力曲線所示結(jié)果。

圖18 θ1變化時噴嘴處速度曲線

圖19 θ1變化時噴嘴處壓力曲線

從圖18速度曲線和圖19壓力曲線可以看出：當(dāng)θ1增大時，噴嘴處速度略有上升，且角度較小時噴嘴處壓力變化較小些。隨著θ1的增大，局部壓力差變大，而在噴嘴與擋板之間面上最大壓力基本相同，當(dāng)θ1＝120°時壓力損失更小。

3 綜合性能比較

通過以上對不同參數(shù)組合的仿真，得到速度、壓力等的特性曲線，并從中選取適當(dāng)?shù)狞c(diǎn)分析不同情況下的流量系數(shù)、流量、壓差和功率損失等特性，仿真結(jié)果和理論分析結(jié)果基本保持一致。

噴嘴的流量系數(shù)是與孔口結(jié)構(gòu)形狀及流體流動狀態(tài)等因素有關(guān)的參數(shù)，特別是噴嘴與擋板間的環(huán)形節(jié)流口的流量系數(shù)更難確定，因此目前在噴嘴擋板閥設(shè)計時流量系數(shù)取值一般都是沿用過去的參數(shù)，并沒有對其進(jìn)行計算過。此次噴嘴擋板閥流場分析的目的之一就是要計算流量系數(shù)。通過前面分析可知，影響噴嘴流量系數(shù)的因素有供油壓力、回油壓力、溫度、噴嘴環(huán)帶、噴嘴擋板間距離。上述每種因素發(fā)生變化時，流量系數(shù)都會發(fā)生改變，因此設(shè)計中，流量系數(shù)可根據(jù)初定的結(jié)構(gòu)參數(shù)直接由仿真軟件計算得到。流量系數(shù)值大，說明噴嘴的流通能力大，流體流過噴嘴時的壓力損失小。在用仿真軟件進(jìn)行仿真取值時由于壓點(diǎn)的位置選取不同，所得到的壓差選擇也有很大差別，進(jìn)而得到的功率損失誤差也較大。具體數(shù)值見表1。

表1 參數(shù)變化時噴嘴擋板處特性值

4 結(jié)束語

噴嘴長度對閥的性能影響較小，所以在實(shí)際應(yīng)用中，可以根據(jù)加工的方便程度來改進(jìn)噴嘴的長度，而對閥的性能不會產(chǎn)生大的影響，從而降低生產(chǎn)成本。噴嘴直徑d2、噴嘴端面直徑d3、噴嘴外夾角θ1對噴嘴流場影響大，通過噴嘴擋板閥的流量隨噴嘴端面直徑和噴嘴外夾角的增大而增加，噴嘴擋板閥前后的壓差及流體功率損失卻相應(yīng)地減少。通過噴嘴擋板閥的流量隨噴嘴長度L1的增大而稍微有所降低，噴嘴擋板閥前后的壓差及流體功率損失隨噴嘴長度L1的變化基本不發(fā)生改變，對噴嘴流場基本無影響，并且本文可以用同樣的方法在改變噴嘴內(nèi)夾角和腔內(nèi)徑的情況下對流場進(jìn)行分析，結(jié)果表明噴嘴內(nèi)夾角和腔內(nèi)徑的改變對流場基本也沒有影響。

從分析結(jié)果來看，噴嘴直徑在0.5mm附近，噴嘴端面直徑在0.55mm附近，噴嘴長度在0.6mm附近，噴嘴外夾角在90°～120°附近，當(dāng)這些參數(shù)組合時噴嘴擋板閥的各項(xiàng)性能較好。

最后得出如下結(jié)論：通過噴嘴擋板閥的流量隨噴嘴直徑、噴嘴端面直徑和噴嘴外夾角的增大而增加，噴嘴擋板閥的壓差卻相應(yīng)的減小；而噴嘴長度、噴嘴內(nèi)夾角和腔內(nèi)徑對噴嘴各項(xiàng)性能影響不大。

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