非全周開口滑閥的流場特性及其優化*

宋子龍,張曉俊,梁義維,張 杰

(太原理工大學 機械與運載工程學院,山西 太原 030024)

0 引 言

滑閥是液壓控制系統中的重要組成部分,而其中的閥芯位移改變流體的流向及閥口的開度,其性能對整個液壓系統關系重大。

液動力是影響滑閥性能的重要因素之一[1]。當流體流經液壓閥的閥口時,其流速和方向會發生變化,從而導致流體的動量發生變化,進而對閥芯產生一個軸向力(即液動力),過大的液動力會影響液壓閥的操縱力及穩定性,從而對整個液壓系統的性能產生影響[2]。

許多學者采用計算流體力學(CFD)對滑閥內部流場的特性及其液動力進行了研究[3-5]。張曉俊[6]采用對滑閥閥芯壁面壓力分布的表面積進行積分的方式,研究了滑閥的穩態液動力。AMIRANTE R等人[9]提出了一種減小比例閥的液動力,并保證其所需閥口開啟力不變的方法。AMIRANTE R等人[10]分析了流量對滑閥液動力的影響,并對此進行了試驗,以驗證仿真分析的結果。廖瑤瑤等人[11]建立了液壓支架用換向閥流道模型,并提出了解決換向閥復雜流道液動力的方法。湯志勇等人[12]提出了一種滑閥的閥芯固定,而其閥套運動的方法,并將其用于對滑閥的穩態液動力進行補償。白瓊[13]對型槽、V型槽、K型槽和全周開口的水液壓滑閥穩態液動力進行了計算,得出了全周開口液動力最小,V型槽液動力最大的結論。袁俊等人[14]利用動網格分析了電液伺服閥二維模型在不同時刻的受力情況,為滑閥的設計提供了參考。BURECEK A等人[15]通過試驗測量和數學模擬的方式,對比例閥的液動力、壓力和閥芯位置的關系進行了研究。

上述研究人員對滑閥[16]所進行的研究多數著眼于穩態液動力。然而在大流量、小開口、閥芯高速運動時,滑閥的瞬態液動力也會較大。因此,在上述研究中,研究人員普遍都忽略了閥口氣穴現象對滑閥液動力的影響,導致在滑閥開口度較小時,其壓力值與實際壓力不符。

以非全周開口滑閥為研究對象,筆者采用兩相流模型對其內部流場進行分析,通過仿真計算得出滑閥穩態液動力和瞬態液動力,進行具體分析,并通過液動力對閥套結構進行優化,為液壓閥的設計提供理論依據。

1 網格模型及其計算

1.1 幾何模型

非全周開口內流式滑閥結構示意圖如圖1所示。

圖1 非全周開口內流式滑閥結構示意圖

圖1中,滑閥由閥體、閥套和閥芯組成,閥套入口處加工4個方形孔進行節流,出口處為4個圓形孔,不產生節流作用。

x為閥芯運動過程中所研究的閥的開口值,其主要尺寸為:a=18 mm,b=10 mm,c=d=6.5 mm,e=3 mm,f=6.5 mm,D=12 mm,m=18 mm。

1.2 網格劃分

由于滑閥內部流道比較復雜,筆者采用SolidWorks軟件和Geometry軟件建立滑閥流體域三維模型,如圖2所示。

圖2 滑閥流體域三維模型

由于滑閥三維模型的結構具有對稱性,為了減小計算量和提高計算精度,可取其半剖模型進行研究。

筆者使用前處理軟件ICEM CFD進行網格劃分。為了便于計算收斂,大部分區域采用六面體網格,部分區域采用四面體網格;考慮到閥口附近壓力和速度梯度較大,故進行細化處理。

同時,筆者對不同數量的網格進行無關化檢驗,即分別選取38 128、62 452和106 575的網格數量進行檢驗,結果發現其對計算的結果沒有影響。

流體域半剖網格模型如圖3所示。

圖3 流體域半剖網格模型

1.3 計算條件

筆者采用速度入口和壓力出口進行仿真計算,并且通過給定進口速度來控制流量的大小。半剖截面設為對稱面,其余與流體接觸壁面為靜止壁面;流體設為牛頓流體,不可壓縮,流動狀態為紊流,采用標準k-ε模型;流體介質選為液壓油,密度為850 kg/m3,運動黏度為0.02 kg/m·s,出口壓力為0.12 MPa。計算模型和計算條件與實際工況相對應。仿真過程中選擇適當的欠松弛因子,保證計算收斂,從而得到準確合理的解。

考慮到實際情況中的氣穴現象,筆者在Fluent中的多相流模型里選擇氣穴模型,采用氣穴模型進行計算可以模擬流場里的氣泡在壓降下形成氣穴。研究中運用Fluent中的動網格技術來模擬閥芯移動的過程,采用動態層技術計算,運動區域設置為剛體運動。

當閥芯的運動速度為0.5 m/s時,閥芯運動不同位置的網格示意圖如圖4所示。

圖4 閥芯運動不同位置網格示意圖

2 仿真計算及分析

2.1 壓力場和速度場

閥芯運動使閥口打開時,不同流量和閥口開度的滑閥穩態流場壓力云圖和速度云圖,如圖5所示。

當閥芯的運動速度為0.1 m/s時,滑閥的瞬態流場壓力云圖和速度云圖如圖6所示。

圖5 滑閥穩態流場壓力云圖和速度云圖

圖6 滑閥瞬態流場壓力云圖和速度云圖

由圖5和圖6可知:

油液流經閥口時會產生壓降,這種現象在低壓區域也比較明顯;當油液剛進入閥內時,其速度基本穩定;當油液經過閥口時,由于過流面積突然減小,其流速增大,由伯努利方程可知,閥口處的壓力減小;相同開口和流量情況下,瞬態流場的壓降和射流速度明顯小于穩態流場;

隨著閥口開度的增大,閥口處的低壓區域明顯減小,閥口處前后壓差變小,壓力損失減少,最大壓力減小,最小壓力升高,閥內整體壓力分布改變,因此閥口開度可以改變閥內壓力分布情況。隨著開口度的增大,油液流經閥口的通流面積增大,閥口的節流作用減弱,壓力升高,閥口處的射流速度減小,入口射流角減小;

當閥口的開度一定時,流量越大,滑閥流場的最大壓力和閥口處的壓力差都會變大,壓力損失也會增加。因為壓力變大,所以液流經過閥口時的射流速度明顯增大,同時射流角變小。

2.2 兩相流仿真分析

由于油液流經閥口時的射流速度較大,會產生油液和壁面分離的現象,主流的油液會帶動壁面附近的油液以一定的能量流動,然后回流。主流的油液動能很大,回流的油液會因回流不充分使流場產生低壓區域,區域內的絕對壓力比油液和空氣的分離壓力小,因此,油液中有氣泡產生,也即出現氣穴現象。

流量為60 L/min,閥口開度為0.5 mm時的氣相體積分數云圖如圖7所示。

圖7 氣相體積分數云圖

2.3 液動力

液動力是因為油液流經閥口時流速和方向發生變化,引起油液的動量發生變化,從而使閥芯受到的一種附加作用力。通常,液動力可以采用動量定理來計算。

根據動量定理,可得滑閥的穩態液動力為:

FS=ρqv1cosθ1-ρqv2cosθ2

(1)

通常認為流體出口射流角θ2為90°,因此,此處的液動力公式可寫為:

FS=ρqv1cosθ1=2CqCvSΔpcosθ1

(2)

式中:Cq—流量系數;Cv—流速系數;Δp—進出口壓差;S—節流口過流面積;θ1—入口射流角,最理想為69°。

滑閥的瞬態液動力動量公式為:

(3)

采用CFD仿真計算得到的穩態液動力,實際就是在閥芯靜止時,對閥芯兩壁面壓力的面積進行積分得到的差值。而瞬態液動力則是在閥芯運動狀態下,對閥芯兩壁面壓力的面積進行積分得到的差值。

不同流量下,隨著閥口開度變化的穩態液動力的仿真曲線如圖8所示。

圖8 穩態液動力仿真曲線正值—液動力指向閥口關閉方向;負值—液動力指向閥口打開方向

由圖8可知:在閥口開度一定時,穩態液動力隨著流量的增大而變大。因為流量增大會使進口處液流流速和進出口壓差增大,所以由式(2)可知,其穩態液動力也隨之增大;

在流量一定時,閥口開度增大會導致進出口壓差減小,進而穩態液動力也減小。閥口開度在0～1 mm時,穩態液動力較大,減小的幅度也較為明顯。因此,在閥口開度微小的時候,穩態液動力的變化比較大;在閥口開度為1 mm～2.5 mm時,穩態液動力較小,減小幅度比較緩慢;

在閥口開度不斷增大的過程中:當開口在0～2 mm內時,穩態液動力雖然一直在減小,但始終為正值,即液動力方向為趨于閥口關閉方向;當閥口開度在2 mm～2.5 mm時,穩態液動力繼續減小,直到其值變為負值,即液動力方向為趨于閥口打開方向。這是因為隨著閥口開度的增大,閥口處的前后壓差減小,入口處的射流速度和射流角減小,當其開口達到一定程度時,射流角接近90°,因此,由式(1)可知,液動力會出現負值。

隨著閥口開度的變化,不同的流量和閥芯運動速度的瞬態液動力仿真曲線,如圖9所示。

圖9 瞬態液動力仿真曲線

從圖9中可知:

影響滑閥瞬態液動力的主要因素有閥口開度、閥芯速度以及流量;和穩態液動力一樣,瞬態液動力與滑閥的閥口開度成反比(即隨著開口度的增大,瞬態液動力減小);在閥口開度和閥芯移動速度不變時,瞬態液動力隨著流量的增大而變大;當流量一定時,閥芯運動速度越快,瞬態液動力就越大。

對比瞬態液動力和穩態液動力的仿真曲線圖可知:

在相同條件下,滑閥穩態液動力比瞬態液動力大很多;由式(1,2)可知,穩態液動力和瞬態液動力都與閥口處的壓差有關;

由圖(8,9)可看出:瞬態流場閥口處的壓差明顯小于穩態流場,因此瞬態液動力比穩態液動力小。但是,在閥芯運動速度很快、流量較大,并且閥口開度很小時,其瞬態液動力也會比較大,不可以忽略不計。因此,在對滑閥進行研究和設計時,瞬態液動力也要加以重視。

3 閥套結構優化及分析

液動力是影響液壓閥性能的因素之一,它不僅影響閥的驅動力,也會使閥產生自激振動,降低閥的操縱穩定性,對整個液壓系統的穩定性造成影響,甚至會降低閥的使用壽命。因此,對滑閥的液動力進行優化補償研究具有重要的意義。

筆者提出一種針對滑閥閥套結構的液動力優化方案,即將閥套進油孔處的4個方孔設計為斜孔,油液進入閥套的方向為傾向于閥口打開的方向,傾斜角為θ。

θ=20°時的閥套半剖模型,如圖10所示。

圖10 θ=20°閥套半剖模型

當傾斜角為θ=10°、θ=20°和θ=30°時,筆者分別建立滑閥的三維模型,并在同等條件(優化前)下,對其進行仿真計算。

θ=20°和θ=0°(優化前),閥芯開啟時的液動力仿真曲線,如圖11所示。

圖11 優化前后液動力仿真曲線

由圖11可知:

(1)將閥套進油孔設計為斜孔后,可以有效降低滑閥的液動力,且流量越大,優化效果越明顯;

(2)優化前后液動力仿真曲線的斜率很相似,都是在閥口開度達到1 mm之前,液動力減小較快,在1 mm之后變得緩慢。

不同之處在于,優化前的液動力隨著開口增大而減小,方向為趨于閥口關閉方向,在開口2.2 mm時接近零點,液動力變為負值,方向趨于閥口打開,且隨著開度的增大而變大;在開度達到1 mm時,優化后的穩態液動力接近于0;在閥口開度0.8 mm時,瞬態液動力接近于0。這是因為優化后閥套的傾斜方向為閥口打開方向,因此進油方向也傾向于閥口打開方向,相較于優化前,壁面1受到的力更大,優化后的瞬態液動力和穩態液動力絕對值明顯減小。

當流量為60 L/min,閥芯以0.1 m/s的速度打開閥口時,不同傾斜角的滑閥液動力仿真曲線如圖12所示。

圖12 不同傾斜角的液動力仿真曲線

由圖12可知,不同傾斜角對滑閥液動力的優化效果各有差異[17，18]:

當傾斜角為θ=10°時和θ=0°時,在閥口開度小于0.5 mm時,優化前后滑閥液動力非常接近。這是因為在小開度時,開度變化對壁面1壓力分布的影響不是很明顯;

θ=20°時,滑閥瞬態液動力和穩態液動力的絕對值最小;

θ=30°時,在閥口開度較小時,滑閥液動力很小;且在開口為0.5 mm左右時,滑閥穩態液動力就改變了方向;開口在0.3 mm左右時,隨著閥口開度的增大,滑閥瞬態液動力幾乎呈線性增大,在開口為2.5 mm時,其值接近10 N。

當流量為60 L/min,閥芯以0.1 m/s的速度打開閥口時,隨著傾斜角的變化,不同閥口開度的的液動力仿真曲線,如圖13所示。

圖13 不同閥口開度的液動力仿真曲線

由圖13可知:

不同閥口開度下,隨著傾斜角的增大,滑閥穩態液動力和瞬態液動力的絕對值都先減小而后再增大;當傾斜角在15°～20°時,在各閥口開度下,穩態液動力和瞬態液動力的絕對值最小,表明其優化效果最好(其中,當穩態液動力最大值為7 N時,滑閥的瞬態液動力最大值為4 N);

優化后的滑閥液動力降低了很多,但隨著閥口開度的增大,液動力方向變為趨于閥口打開方向的時間比優化前早,且改變方向的液動力也比優化前大。

產生以上情況的原因在于:(1)優化后的滑閥液動力最大值小于優化前;(2)當閥芯運動打開閥口時,趨于閥口打開方向的液動力會有助于閥芯的開啟,減小閥芯運動的阻力(但是液動力也不可過大,否則會產生自激振動,影響閥的操縱穩定性)。

4 結束語

筆者利用Fluent軟件對非全周開口內流式滑閥內部的瞬態流場和穩態流場進行了研究,計算了閥芯運動狀態下的瞬態流場,以及閥芯靜止時的穩態流場,并對其液動力進行了分析,提出了一種閥套結構的優化方法。

研究結果表明:

(1)液動力與閥口開度和流量大小有關,瞬態液動力還受到閥芯速度的影響;相比于穩態液動力,瞬態液動力較小;閥芯高速運動、大流量、小開口時,滑閥瞬態液動力也較大,所以其影響不可忽略;

(2)當閥口開度增大到一定程度時,液動力會出現負值,即傾向于閥口開啟的方向;

(3)在對滑閥閥套進行優化時,將閥套4個進油孔的方孔設計為斜孔,對不同傾斜角的液動力進行對比可知,當傾斜角在15°～20°時,其液動力的優化效果最好。

因為滑閥的閥腔不對稱,所以閥芯在運動過程中,閥桿會因受力不均而產生徑向不平衡的卡緊力。因此,在后續的工作中,筆者將對因閥桿受力不均產生的卡緊力進行深入研究。