一種電液換向閥的啟動流場特性研究＊

李 優

（山西工程職業學院，山西 太原 030009）

0 簡述

換向閥作為液壓系統中的方向轉換元件，是液壓控制系統中不可或缺的核心元件之一，換向閥工作的可靠性和穩定性對系統性能有很大影響，尤其是閥的動態響應特性對液壓系統的工作性能起到至關重要的作用[1]。目前，常用的換向閥工作方式主要分為手動、機動、電磁、液動和電液動，電液動換向閥是與電磁先導閥組合而成的一種液動換向閥[2]，通過小功率的電磁鐵即可實現大流量換向閥的控制，兼具有電磁閥和液動閥的工作特點，更適合應用在高壓、大流量的液壓系統中[3]。本文針對市場上一款大流量兩位三通電液換向閥進行研究，該閥主要應用于煤礦大采高工作機械、重型機械等設備。電液換向閥的工作原理：先導閥將計算機電控系統發出的電信號轉變為機械能，用控制油路中的壓力油推動先導閥芯動作，改變先導閥口的啟閉情況，進而推動主閥閥芯的動作，實現液壓系統中液流方向的控制[4]。

某型電液換向閥的主閥芯結構圖見圖1，電磁閥通電后控制油液由控制口K進入主閥的控制腔，推動主閥芯1動作，與密封座配合關閉進油口A與回油口T間的回路；隨著控制腔壓力進一步升高，主閥芯2開啟，壓力口P與進油口A導通。當電磁閥失電控制腔壓力降低時，主閥芯2在復位彈簧作用下反向運動，壓力口P與進油口A關閉；隨著控制腔壓力進一步降低，主閥芯1開啟，進油口A與回油口T導通，實現換向。該閥具有工作壓力高、結構緊湊、動態響應性能好等特點。

針對主閥進油工況（P-A）進行三維流場仿真分析。先由結構圖在UG中進行流體閥道造型，然后在ANSYS ICEM中進行網格劃分，最后導入ANSYS FLUENT中給定初始參數后進行流場數值模擬。設定邊界條件為：進油口A壓力為30MPa，出口流速為40m/s，閥口開度8mm，模擬流體為高水基乳化液。由于流體實際流道結構不對稱，選取平行于閥體且過閥芯軸線的平面作為分析平面，經過仿真后選取速度、靜壓力、湍動能的分布情況分析。

圖1 主閥芯結構圖

1 電液換向閥的流場數值模擬分析

圖2是流場的靜壓力分布云圖，可以看到閥芯內部流場壓力變化較為明顯，進油口壓力最大，達到約31.6MPa，出油口壓力約27.2MPa，進出口壓差為4.4MPa。煤炭行業標準MT419-1995規定：閥的公稱流量在125L/min以內時，進出口壓力損失應小于5MPa；閥的公稱流量在（125L/min，250L/min）之間時，進出口壓力損失應小于6MPa；閥的公稱流量超過250L/min時，進出口壓力損失不超出7MPa。該款電液換向閥公稱流量為500L/min，經計算機模擬，進出口壓差滿足行業標準。通過靜壓力分布云圖能夠發現流體從閥套進入閥芯內部壓力降低約3.5MPa，是流體壓力損失主要集中的部位，在閥芯流道的其他區域壓力分布較為均勻。造成這個現象的原因是主閥芯2的4個閥孔過流面積忽然減小，造成流體通過時局部壓力損失過大，此處壓力損失主要為流體漩渦和流體動能變化引起的熱量散失。同時，閥口兩側（圖中的A處和B處）壓力分布存在約0.4MPa的壓差，導致主閥芯徑向受力不均勻，形成徑向不平衡力，造成閥芯偏心卡死。尤其是在閥芯剛打開時閥口開度較小，兩側壓差將更大，該閥為一二級閥芯配合使用的插裝閥，更容易發生故障。要降低壓力損失就需要增大閥孔過流面積、增加閥孔數量，而閥孔數量過多、過流面積過大又容易造成閥芯結構強度不足。由此可知合理設置閥芯上閥孔的數量和過流面積成為閥結構和性能優化的必經之路，需要結合計算機仿真結論和工程試驗結果選出最優方案。

圖2 流場的靜壓力分布云圖

圖3為流場的速度分布云圖，由圖可知主閥芯閥口和剛進入閥芯主流道處流速最大，達到約95m/s，而低速區流體流速約66m/s，流體流速變化明顯，流體的動能變化幅度較大。流體由低速區進入高速區，又流入低速區，流速兩次發生變化，均發生在進出閥孔前后。說明流體兩次受到外力對其做功，一方面造成流體動能損失，另一方面造成熱量耗散。反之外力對主閥芯和閥套的壓力沖擊也較大，容易引起主閥芯和閥套表面碰傷、密封圈結構破損，影響換向閥工作穩定性。同時，在流體高速區壓力降低明顯，容易形成氣穴，氣泡破裂后會產生噪聲和高溫，引發閥芯強烈振動，導致閥芯表面發生氣蝕、流體變質。由此可知，有必要提高閥芯和閥套表面粗糙度和硬度，以緩解閥芯啟閉過程中給元件表面帶來的損傷。

圖3 流場的速度分布云圖

流場的速度矢量圖和局部放大圖見圖4，由于閥道結構變化明顯，流體速度方向變化較大，當流過主閥芯閥孔后過流面積突然增大，導致閥芯容腔內出現大面積漩渦，閥孔過流面積被漩渦阻擋減小，形成“流體阻尼孔”，進一步影響閥孔處流體通過，不能快速泄流，最終影響換向閥的啟閉性能。因此提高液壓閥的動態性能不僅有利于提高液壓系統的整體響應性能，還能減小閥芯的壓力損失和噪聲。

圖4 流場的速度矢量圖和局部放大圖

圖5為流場的湍動能分布云圖，最高湍動能約85m2/s2，湍動能高的部位能量損失大，主閥芯閥孔兩側入口湍動能較高，說明該部位流體流動穩定性較差。流體湍動能最高的是形成漩渦的部位，流動穩定性最差，而此處流體的流速較低（約25m/s），說明流動穩定性并不是單一的由流速決定，還與流體所處狀態有關。閥芯容腔內其他部位則湍動能分布較低，相應這些區域結構簡單、流道變化不明顯，說明湍動能主要受到流道變化的影響較大。同時還發現在主閥芯2頂端錐面處流體湍動能較高，在速度和壓力分布云圖中該部位參數變化不明顯，原因是該處流道體積較閥孔處大流體形成輕微漩渦所致。

圖5 流場的湍動能分布云圖

通過以上分析可知，主閥P-A口導通時，流體壓力損失約4.4MPa，壓力損失的原因為主閥芯2閥口處流道方向和過流面積大幅變化形成“流體阻尼孔”引起的局部壓力損失；同時主閥芯還存在輕微的徑向不平衡力；流體最高流速同樣出現在閥口處，達到95m/s左右，在流體高速流出閥口靠近主閥芯的部位形成漩渦，容易產生氣穴和噪聲，加劇了換向閥的能量損失；流體流動穩定性最差的部位發生在靠近主閥芯2閥口和內壁形成漩渦的區域，該處流體流速約為25m/s，說明流動穩定性與流速、流動情況等因素有關。

2 不同閥口角度對閥性能的影響

流體閥道結構由液壓閥內元件結構決定，選取主閥芯2閥口不同錐角度數（40°、50°）為研究對象進行分析。仿真發現閥口錐角為40°時閥芯（P-A）進出口壓差約5.8MPa，閥口錐角為50°時進出口壓差約5.3MPa，符合煤炭行業標準規定，壓力損失主要集中于主閥芯2閥口處。閥口錐角增大會增加流體壓力損失，降低系統工作壓力，增加液壓泵工作負荷。同時進出口壓力變化明顯還會加劇閥芯受力波動，導致閥芯振動，形成壓力沖擊。當局部壓力低于空氣分離壓時還容易形成氣穴和噪聲，增加能量損耗。

隨著閥口錐角角度增大流體流速增大，最高速度均達到約116m/s，均在閥口處，流體的動能大壓力低。由于流體方向改變幅度較大，局部壓力損失大，對閥口和閥套產生較大沖擊，影響換向閥的使用壽命，因此油液的最大速度不宜過大。由圖知，流體高速區域隨著閥口錐角增大進一步擴大，主要集中在主閥芯2閥口和密封座附近，容易形成較大面積的低壓區，導致壓力和流速波動，閥芯重復啟閉。密封座為聚合物類材質，綜合力學性能較差，容易損壞。從主閥芯的工作性能來看，閥口錐角50°時存在較大面積的高速流動，相應流量較大，可以提高系統的響應速度。

綜上所述，閥口錐角在40°左右流體的速率分布基本相似，閥口錐角主要對最高速度區域和壓力的分布產生影響，隨著閥口錐角增大，最高速度的分布區域增大、低壓區域增多，流體壓降增大，容易形成氣穴和噪聲等有害現象。

3 結語

通過對電液換向閥主閥進油工況（P-A）進行流場數值模擬，分析閥芯進出口壓差產生的原因，發現閥芯徑向受力不均勻容易偏心卡死，還對不同閥芯錐角對閥性能的影響進行研究。