旋轉配流激振控制閥開槽參數的交互作用試驗研究

趙國超 王 慧 孫遠敬 張長帥

遼寧工程技術大學機械工程學院，阜新，123000

0 引言

電液激振設備在進行振動工作時，主要依靠配流閥對振動的幅度、方向、頻率進行調節，配流閥的結構形狀、基本參數、動態特性對振動的輸出效果勢必會產生一定的影響[1-2]。

配流閥在結構上可分為滑動式、旋轉式及2D數字式[3]。旋轉式配流控制閥在電液交流激振技術方面具有激振難度小、工作頻率高等獨特優勢，已逐漸成為研究的一大熱點[4-5]。旋轉式配流控制閥依靠閥芯、閥套的相對旋轉運動完成油液的流通和輸送，因此，閥芯的基本特征直接影響旋轉式配流控制閥的輸出特性。針對旋轉式配流控制閥及其組成結構的動態特性，人們開展了大量研究。WANG等[6]、王鶴等[7]通過對不同閥芯形狀的旋轉式激振控制閥所受穩態液動力矩進行CFD模擬，分析了閥芯形狀對穩態液動力的影響規律并給出了優化和力矩補償方法。王鶴等[8]、LIU等[9]、韓冬等[10]基于旋轉式激振控制閥構建了電液激振系統，利用數值解析和試驗驗證討論了閥口形狀對電液激振系統振動波形的影響程度和主要趨勢。韓冬等[11]設計了一種板狀旋轉式激振控制閥，通過對其閥口特征進行靜態、動態建模解析，證明了板狀旋轉式激振控制閥具有穩定性高、頻響特性優越等特點。陳烜等[12]將先導級伺服閥和功率級伺服閥進行集成，提出了一種快速、高功率密度的2D螺旋伺服閥，分析了先導級結構主要參數對2D螺旋伺服閥響應特性的影響。左希慶等[13]基于飛機剎車系統，利用仿真和試驗研究了2D壓力伺服閥的階躍響應特性和壓力控制特性。張啟暉等[14]針對傳統車輛換擋緩沖閥的局限性，將2D數字緩沖閥應用于車輛的換擋-離合控制油路上，通過數值模擬、對比試驗證明了2D數字緩沖閥應用于車輛換擋緩沖領域的可行性和有效性。劉國文等[15]、白繼平等[16]為研究2D數字閥閥芯的卡緊力和氣穴問題，利用CFD模擬手段對2D數字閥閥芯的流場進行仿真，分析了閥芯流場的流速矢量和壓力分布情況。

上述文獻通過數值解析、Fluent模擬及試驗驗證等手段對旋轉式配流控制閥展開研究，證明了旋轉式配流控制閥結構的可行性和相關研究方法的有效性，但在旋轉式配流控制閥結構特征的研究中，針對閥芯開槽參數對閥輸出特性的影響暫無相關報道。筆者初次設計旋轉式配流控制閥時，只在可行性的基礎上對閥芯的開槽參數進行確定，導致開槽參數的設計仍具有一定的盲目性和試探性。本文以自主設計的旋轉配流激振控制閥為研究對象，基于Fluent多參考系滑移網格方法、試驗驗證、二次回歸正交試驗法等技術手段，研究閥芯開槽參數及其交互作用對激振控制閥輸出壓力的影響，為旋轉配流激振控制閥的性能優化及工業推廣提供基礎數據支撐。

1 旋轉配流激振控制閥結構

旋轉配流激振控制閥主要由端蓋、閥芯、旋轉軸、軸承、閥體、格萊圈等部分組成，其結構如圖1所示。旋轉配流激振控制閥的主要功能是通過閥芯、閥體的相對旋轉運動對一定壓差的油液進行分配并輸送至激振液壓缸。閥芯和閥體的結構如圖2所示，在閥體的OXZ平面內對稱分布4個油口，其中2個油口通過管路與供油泵相連，實現高壓油液向閥體的內部輸入；另2個油口與油箱相連，使得低壓油液通過閥體的內部返回油箱；在OXY平面內的兩個油口A、B分別與激振液壓缸的高壓腔和低壓腔連通。閥芯臺肩的兩端交錯開設有2N個油槽，其中有N個油槽位于外接供油泵油口的高壓區，另外N個油槽位于外接油箱油口的低壓區，電動機帶動激振控制閥的旋轉軸不斷轉動，驅動閥芯油槽與激振液壓缸交替接通，實現液壓缸活塞桿的激振。

圖1 旋轉配流激振控制閥Fig.1 Rotary distributing excitation control valve

圖2 閥芯和閥體結構Fig.2 Spool and valve body structure

2 油槽內液體流動的數學模型

根據激振控制閥的結構和配流原理，油槽內油液的流動特點與流經固定平行板間縫隙的液體相同。流經閥芯油槽時，油液的流動情況如圖3所示。

圖3 油槽內油液的流動Fig.3 Oil flow in slot

設X軸與油槽的長邊平行且與油液的流速方向一致，在長、寬、深分別為l、b、h的油槽內，任取與坐標軸平行的長dx、寬dy、高dz的油液微元體，油液微元體在油槽內流動時，左右兩端面分別受靜壓力p1、p2，上下兩端面分別受黏性切應力τ和τ+dτ，油液沿X正向流動時p1>p2。根據油液微元體的力平衡方程∑Fx=0，可得

p1dydz-p2dydz-τdxdz+(τ+dτ)dxdz=0

(1)

由式(1)可得，黏性切應力τ為

(2)

對于具有一定黏性的油液，單位面積上的黏性切應力τ為

(3)

式中，μ為油液動力黏度；v為流速。

根據油槽內油液微元體的約束條件：油液的高度y=±h時，流速v=0，將式(2)、式(3)合并可得油液的流速

(4)

則油槽內油液的流量qV可表示為

(5)

根據式(5)，油槽內油液的流動特點及壓力-流量特性受閥芯油槽長度、寬度和深度的影響。

3 壓力特性仿真與試驗驗證

3.1 仿真分析

為分析旋轉配流激振控制閥的輸出壓力特性，利用Fluent軟件對其進行流場分析。由于研究的旋轉配流激振控制閥的運動類型為旋轉運動，進行有限元分析計算時不涉及網格畸變問題，可利用多參考系滑移網格方法進行仿真[17-18]。

圖4 邊界條件Fig.4 Boundary conditions

對激振控制閥進行實體建模并提取其內部流道。根據閥芯結構、功能的對稱性，以對稱面為界進行簡化。劃分網格后根據實際情況設定3個油口為固定域的壓力邊界，油槽為滑移域的壁面邊界，如圖4所示。仿真工況如下：油液密度為890 kg/m3，油液黏度為0.0046 Pa·s，轉速為500 r/min，入口壓力15 MPa，出口壓力10 MPa。當網格尺寸為0.5 mm時，網格數量為11×105，滿足網格無關性的精度驗證。利用滑移網格仿真方法得到激振控制閥某一時刻的流場矢量模型，如圖5所示。

圖5 流場矢量模型Fig.5 Flow field vector model

由旋轉配流激振控制閥的流場矢量模型可以看出：設定工況下，在遠離出液口的下半部分流道內，液體分布較少、流速較低，流動方式接近層流；而在接近出液口的上半部分流道內，液體分布較多，受旋轉方向的影響，其流速較下半部分大，流動方式也近似于層流；在出液口及交界面處的流道內，液體分布較多、流速較大，流動形式為湍流。

利用Tecplot及Origin軟件對激振控制閥流場仿真結果進行后處理，獲得兩種入口壓力pin工況下激振控制閥的輸出壓力特性曲線，如圖6所示。

1.pin=16 MPa 2.pin=15 MPa圖6 激振控制閥的輸出壓力Fig.6 The output pressure of the excitationcontrol valve

由圖6可知，t取3～9 ms時，激振控制閥閥芯上的一個油槽隨著旋轉經歷開啟-全開-閉合過程，激振控制閥的輸出壓力呈先上升后下降趨勢，并在閥芯全開時到達峰值；t取9～15 ms時，當前油槽隨轉動遠離出液口，下一油槽進入工作區間并重復上一過程。出口壓力不變，入口壓力pin由15 MPa增至16 MPa時，激振控制閥輸出壓力pout的最低值由10.64 MPa上升至10.69 MPa，增幅約0.45%；pout的最高值由11.33 MPa上升至11.42 MPa，增幅約0.79%。兩種工況的對比結果說明，激振控制閥的輸出壓力與油口壓差成正比。

3.2 試驗驗證

為檢驗仿真方法和所得結果的準確性，試制旋轉配流激振控制閥樣機，利用電液激振試驗臺及相關設備對旋轉配流激振控制閥的輸出壓力進行試驗測試，試驗臺及測試現場如圖7所示。電液激振試驗臺包含由旋轉配流激振控制閥組成的激振系統、壓力控制系統、電氣控制柜、數據采集系統、液體壓力變送器及三聯油泵動力源等。本次試驗的基本參數及環境條件見表1。

圖7 電液激振試驗臺Fig.7 Electro-hydraulic excitation test bench

表1 試驗參數

試驗測試時為降低試驗誤差對測定結果的影響，同一工況試驗重復進行3次采集和測定，并以多組數據的均值作為數據處理及分析的樣本。圖8為兩種不同壓力工況下激振控制閥輸出壓力的實測曲線。

1.pin=16 MPa 2.pin=15 MPa圖8 激振控制閥實測壓力Fig.8 Measured pressure of excitation control valve

由圖8可知，試驗結果和仿真結果整體趨勢相同，受泄漏問題及傳感器精度限制，激振控制閥輸出壓力的試驗值比仿真值略低。另外，圖8中試驗曲線的Ⅰ、Ⅱ兩處出現了較大的波動現象，這是由于轉動過程中閥芯油槽開口狀態發生變化導致油槽內部液體流動方向突變產生液壓沖擊，且導致輸出壓力出現波動。以激振控制閥輸出壓力的最高值和最低值作為統計對象，得到仿真、試驗對比結果，見表2。數據對比結果顯示：激振控制閥的輸出壓力基本一致，最高值誤差小于5%，最低值誤差小于1%。仿真和試驗可以相互驗證，證明仿真方法可行。

表2 仿真、試驗對比結果

4 開槽參數的交互作用研究

4.1 二次回歸正交試驗

激振控制閥依靠閥芯油槽和閥體油口相對運動時產生的通流面積輸送油液，根據激振控制閥的結構和運轉原理，通流面積不僅與閥體油口有關而且與閥芯的開槽參數有關，而閥體油口的基本參數又是在考慮激振控制閥兩個油口工作時的獨立性來確定的，因此，閥芯的開槽參數會對激振控制閥的輸出特性產生一定影響，閥芯的開槽參數包含開槽長度、寬度及深度[19-20]，如圖9所示。

圖9 開槽參數Fig.9 Slotted parameters

基于二次回歸正交試驗，利用中心復合試驗設計方法安排仿真方案，得到開槽參數的三因素三水平編碼設計表，見表3。

表3 因素水平編碼

利用Design-Export軟件設計以激振控制閥輸出壓力最高值為響應指標的試驗方案[21]，通過型線參數化建模及滑移網格仿真方法得到壓力工況為15MPa時試驗的響應結果，見表4。

表4 二次回歸正交試驗方案及響應結果

根據最小二乘法建立三因素三水平的二次回歸方程：

(6)

式中，b0為常數項的系數；bi為一次項的系數；bii二次項的系數；bij為交互項的系數；xi為影響因素；i、j為因素的水平。

對二次項的編碼進行中心化處理：

(7)

則二次回歸方程中常數項的系數可表示為

(8)

其他各項系數可表示為

(9)

利用表3中數據對二次回歸方程進行多元擬合分析，得到激振控制閥輸出壓力的回歸預測模型：

(10)

試驗選用R2檢驗來評估模型的顯著程度并對回歸模型執行方差分析，所得結果見表5。

表5 回歸模型方差分析結果

參考文獻[21]對表4數據進行解析，可知二次回歸模型的F值為302.89，P值小于0.0001，證明該擬合模型顯著性水平較高；模型的失擬項P=0.3815>0.05，說明失擬項不顯著，模型和試驗的擬合程度較高。分別以激振控制閥輸出壓力的試驗樣本數據和回歸模型預測所得結果為坐標，得到圖10所示的(X，Y)散點圖，各散點近似分布于Y=X附近，表明回歸模型的預測結果準確。

圖10 預測值與實際值對比Fig.10 Comparison of predicted values withactual values

4.2 交互作用分析

為分析開槽參數交互作用對激振控制閥輸出壓力的影響，通過Design-Expert軟件分別得到開槽參數交互作用的響應曲面，如圖11所示。

由圖11可知，開槽參數的變化對激振控制閥輸出壓力存在一定的影響。由圖11a可知，在整個試驗空間內，開槽寬度和開槽深度的增大均使輸出壓力呈近似直線上升，升幅分別為25.1%、10.8%，當開槽長度相同時，開槽寬度的增大使輸出壓力上升更為顯著，表明開槽寬度對激振控制閥輸出壓力的敏感性強于開槽深度。由圖11b可知，開槽寬度和開槽長度的增大也會使輸出壓力呈近似直線上升，升幅分別為22.3%、9.6%，開槽寬度對激振控制閥輸出壓力的敏感性強于開槽長度，曲面上的等高線的弧度高于圖11a曲面，因此，兩者的交互作用顯著性低一些。由圖11c可知，開槽長度和開槽深度的增大使壓力呈非線性上升的趨勢，升幅分別為8.3%、9.1%，表明開槽深度對激振控制閥輸出壓力的敏感性強于開槽長度，曲面上的等高線的弧度最大，兩者交互作用的顯著性最低。

根據響應面分析，開槽寬度是影響激振控制閥輸出壓力的關鍵因素，在它與開槽深度及開槽長度的交互作用中，激振控制閥輸出壓力的變化最為顯著。

5 結論

(1)利用Fluent滑移網格方法對旋轉配流激振控制閥進行仿真，結果表明，激振控制閥流場的分布情況受旋轉方向影響，距離出液口越近流線分布越密集；在出液口處，液體流速較大，流動形式為湍流流動；激振控制閥的輸出壓力隨油口壓差的增加呈上升趨勢。

(a)開槽參數x2、x3的響應曲面

(b)開槽參數x1、x2的響應曲面

(c)開槽參數x1、x3的響應曲面圖11 開槽參數交互作用的響應曲面Fig.11 Response surface of slotted parameter interaction

(2)對旋轉配流激振控制閥的輸出壓力進行試驗測定，相同工況下，仿真值與試驗值最大誤差小于5%，驗證了仿真方法的可行性。

(3)基于二次回歸正交試驗和中心復合試驗法，得到旋轉配流激振控制閥輸出壓力和開槽參數的預測模型，由方差分析可知，該模型失擬項P=0.3815(>0.05)，失擬項不顯著，預測方法和試驗結果無顯著性差別。

(4)開槽參數對旋轉配流激振控制閥輸出壓力影響的顯著性順序由大到小依次為：開槽寬度、開槽深度、開槽長度。響應面結果顯示：開槽寬度與開槽長度、深度的交互作用對激振控制閥輸出壓力的影響最顯著。