高壓大流量二通插裝閥設計與計算

張友亮，于學軍，田麗紅，井溢濤，沈志昆

（1.國機鑄鍛機械有限公司，山東 濟南 250306；2.濟南鑄鍛所檢驗檢測科技有限公司，山東 濟南 250399）

本課題來源于高檔數控機床與基礎制造裝備國家科技重大專項（項目編號：2012ZX04004021）。其中，大流量插裝閥部分任務總目標如表1 所示。

表1 大流量插裝閥關鍵技術參數

1 主要結構參數計算

1.1 進出油口直徑

油口直徑取得大，則閥的結構尺寸較大，不經濟；油口直徑取得小，則液流不暢，發熱嚴重。設計時一般應使通過額定流量QS時的油液流速不得高于許用值，即：

式中：油流許用流速[VS]max=8～14m/s，此處可取較大者，結合結構特點最終確定：

Di-160=160mm，D0-160=200mm；

Di-180=180mm，D0-160=230mm；

Di-200=200mm，D0-160=250mm。

1.2 閥芯直徑

要求閥芯過流面積應充分大，即閥芯直徑D2應足夠大，以進一步減小油流壓力損失。一般按如下經驗公式進行確定：

D2=（0.50～0.82）D0

式中：系數在高壓、大流量時取較大值。最終確定：

D2-160=170mm；D2-180=185mm；D2-200=210mm。

1.3 閥套座孔直徑

考慮插裝閥控制參數面積比αA，最終確定不同通徑、不同面積比條件下的閥套座孔直徑D1，如表2所示。

表2 閥套座孔直徑同通徑、面積比對應關系

1.4 閥芯、閥套半錐角

要求閥芯、閥套之間為線接觸，以保證錐面密封性。如圖1 所示，常用結構形式可歸納為以下幾種。

圖1 閥芯、閥套半錐角結構圖

（1）閥套銳邊無錐角、閥芯半錐角通常為15°，一般用于壓力控制二通插裝閥。要求閥口過流斷面面積梯度不得過大，以保證閥在高壓時的壓力穩定性。

（2）閥芯、閥套均帶有錐角，一般用于方向控制二通插裝閥。閥芯、閥套半錐角一般取值為：α1=46°～47°；α2=43°～44°。

（3）閥芯、閥套均帶有錐角，角度取值同上，尾部帶矩形或三角形節流窗口，一般用于節流控制二通插裝閥。

1.5 閥芯最大開度

閥芯最大開度通常按卸荷壓力要求確定：

式中：PX為卸荷壓力，一般取值PX=0.15～0.35MPa；Cd為閥口流量系數，一般取值Cd=0.77～0.82；ρ 為油液密度，對于礦物型液壓油，ρ≈890kg/m3。

最終經計算確定閥芯最大開度：h160=55mm；h180=62mm；h200=72mm。

1.6 閥芯與閥套間配合間隙

閥芯與閥套間的配合間隙直接關系到閥的動作可靠性和泄漏量大小。如果間隙過小，則閥芯動作不夠靈活，溫度升高后甚至使閥芯卡死；若間隙太大，則泄漏量加大，造成功率損失，甚至引起元件誤動作。

配合間隙的正確選取并非易事。它直接牽連到閥芯直徑、油液粘度、零件材料、加工工藝水平等多種因素，通常需要試驗來進行確定。設計中，可參考Chaimowitsch 給出的閥芯直徑與配合間隙的關系曲線圖，如圖2 所示。

圖2 閥芯直徑-配合間隙關系曲線

圖中，實線表示沒有密封裝置的情況，最大間隙曲線表示受泄漏量限制所給出的間隙最大值，最小間隙曲線表示保證閥芯動作可靠性所給出的間隙最小值。點畫線則表示閥芯、閥套間有密封裝置的情況，其是在實線的基礎上相應放大并作分段處理而得到的。在確定閥芯與閥套之間的配合間隙時，設計中常選定間隙下限為上限的50%～70%。

此處，采用泄漏量公式進行初算，按最大偏心環形縫隙流動情況處理，有如下公式：

式中：QX為環形縫隙泄漏量；δ 為閥芯與閥套間的半徑間隙；μ 為油液動力粘度；Lf為有效封油長度。

代入計算得出泄漏量值，如表3 所示。

表3 閥芯、閥套配合間隙與泄漏量理論計算值

當油液溫度變化時，閥芯、閥套配合偶件材料不同時，將會有不同的熱膨脹系數，進而會對配合間隙及泄漏量產生影響。關于泄漏量值，作者還特地進行理論計算、數值模擬與試驗驗證，此處不再贅述。

2 插裝閥流場仿真

為驗證規定壓降條件下通過閥的最大流量，基于UG 建立插裝閥三維模型并抽取流場仿真模型，導入ANSYS ICEM，生成四面體非結構化網格，導入ANSYS FLUENT，在如下邊界條件下進行仿真：壓力進口P=0.5MPa；壓力出口P=0；密度ρ=890kg/m3；粘度μ=4.094×10-2Pa.s。

采用標準k-ε 模型，壓力、速度耦合采用SIMPLE方法。經網格無關性驗證，進口流量仿真結果如下：

通徑160：18367L/min＠0.5MPa；

通徑180：23672L/min＠0.5MPa；

通徑200：28723L/min＠0.5MPa。

受篇幅限制，此處僅示出閥芯半錐角為15°、閥套半錐角為45°時的仿真結果，分別如圖3、圖4 所示。

圖3 閥芯半錐角α=15°時仿真結果

圖4 閥套半錐角β=45°時仿真結果

3 蓋板的設計與計算

3.1 緊固螺釘預緊力及擰緊力矩控制

經計算，各通徑插裝閥緊固螺釘受力工況情況如表4 所示。

表4 插裝閥緊固螺釘工況及數量

蓋板緊固螺釘預緊力應能滿足最大軸向負荷要求，并留有足夠安全余量。參照文獻[5]中經驗數據，取F′=0.6σSAS。選擇12.9 級緊固螺釘，并經靜載條件下的最大拉應力、動載條件下的應力幅校核計算，均滿足技術要求。受篇幅限制，此處直接給出預緊力及擰緊力矩的計算結果，如表5 所示。計算結果同文獻[6]給出的擰緊力矩參考值基本一致。

表5 插裝閥緊固螺釘預緊力及擰緊力矩控制

3.2 插裝閥安裝連接尺寸

插裝閥現行安裝連接尺寸參見文獻[8]，其給出最大規格為通徑160mm。本重大科技專項的初衷，也是對其進行補充、修正，所采用的基本方案為180mm通徑安裝連接尺寸參照160mm 通徑執行，新設計、開發200mm 通徑插裝閥安裝連接尺寸。依據以上計算、校核結果，此處給出200mm 通徑插裝閥安裝連接尺寸如圖5 所示，并已經試驗臺測定，可供各主機及系統配套廠商參照使用。

圖5 200 通徑插裝閥安裝連接尺寸

4 結束語

在插裝閥測試階段，本重大專項所設計的大流量二通插裝閥，全部已經插裝閥試驗臺測試，個別型號插裝閥已經主機測試，靜、動態特性良好，滿足有關設計要求。