多路閥結構設計與改進

周思聰，張 宏，盧 宇2，戰東毅，張瑞軒，張端政

(1.大連理工大學 機械工程學院，遼寧 大連 116024；2.寧波江北宇洲科技有限公司，浙江 寧波 315000)

引言

多路閥是多聯換向閥集成于一體的多功能換向閥，整體采用統一的模塊化設計，可以為工程器械的制造者提供可靠的系統解決方案，在工程機械中有著廣泛應用[1-3]。在多路閥中，穩態液動力是影響其性能的關鍵因素，其本質為液流通過閥口時在壁面等處所損失的動量造成的力。當多路閥中通過流量較大時，穩態液動力較為明顯，會對多路閥閥芯的操控性能產生較大的影響，易出現液動力大于操控力而使閥芯動作失效的情況[4-5]。因此，穩態液動力一直是多路閥研究的重點問題，不少國內外學者對此通過仿真模擬試驗進行了研究。

王林翔等[6]對滑閥內部不同流道布置情況下的流動過程進行了分析與比較，得到通過改變閥的進出油口與沉割槽的相對尺寸與位置可以減小液動力。方文敏等[7]對U形節流槽多路閥進行了仿真和試驗，驗證了對于多路閥穩態液動力仿真的可靠性。蔡超英等[8]研究了閥座錐角和閥芯錐角對于比例溢流閥性能的影響。SIMIC M等[9]通過試驗和仿真相結合的方式，探討了滑閥節流口處射流角度和結構尺寸對于湍流特性以及液動力等的影響。LISOWSKI E等[10]對電磁閥閥芯進行了研究與分析，探究了閥芯的受力與閥體內單位體積流量的關系。有學者通過大量試驗測試了3種不同結構形式的閥芯節流槽在不同閥芯開口度、不同流量下的射流角度、液動力、流量系數以及閥口過流面積等重要參數[11-12]。王曉凱[13]對滑閥閥芯的徑向穩態液動力進行了研究，提出對于滑閥卡緊力進行補償。

綜合上述內容分析，現有的多路閥結構改進會大幅改變原有多路閥壓力流量特性，無法滿足原本工作需求，且在穩態液動力方面改進程度較低，無法有效降低閥芯受力從而提高多路閥整體穩定性。因此本研究主要采用仿真和試驗相結合的方式，分析原有多路閥特性，提出改進方案并對具體參數進行分析，結合流量損失和改進程度選出最佳方案，從而大幅提高多路閥的性能和穩定性。

1 試驗與流場仿真對比分析

1.1 流道模型

本研究選擇SDCV160-25-02-01型號多路閥進行分析研究。多路閥主要由首聯、尾聯和基本聯3個部分組成，其中基本聯的數量可以根據工程的實際需求進行增減。圖1為多路閥流道結構，其中P口為多路閥進口，T口為多路閥出口，A口和B口分別與所控液壓元件的油液入口和油液出口相連。

圖1 多路閥流道結構Fig.1 Multi-way valve channel structure

為了模擬試驗中A口、B口之間空負載的工況，在建模中增加U形管道將A口與B口相連接，并通過ANSYS DM抽取流道，如圖2所示，并利用ANSYS Meshing 軟件對其進行網格劃分。采用分塊多區的劃分方法，對于結構較為規整的部分采用大體積的六面體網格；對于結構形式復雜的部分采用四面體網格并對局部進行加密；同時，在仿真中重要的部分是閥芯和流體之間相互接觸的表面，所以對分界面進行局部加密，并且添加邊界層，從而更好的模擬流固交界表面。網格質量參數Skewnes平均值為0.22，越接近0代表網格質量越好，標準差為0.11；Orthogonal Quality平均值為0.86，越接近1代表網格質量越好，標準差為0.08；網格節點為227845個，網格總數1108968個，該網格質量較高，符合計算條件。計算模型選取Realizablek-ε湍流模型，該模型比湍流黏性方程增加了1個公式，以及對耗散率方程做出調整，使得該模型在強流線彎曲、漩渦和旋轉流場中有更好的適應性,在多路閥流場仿真分析和穩態液動力預測中具有更好的表現。采用質量入口和壓力出口，流動介質為不可壓縮非牛頓流體，其流體密度為850 kg/m3，運動黏度為4×10-5m2/s。

圖2 ANSYS DM 抽取的多路閥流道Fig.2 ANSYS DM extraction of multi-way valve channel

由于單一的數值模擬方法無法驗證仿真模型的準確性，所以本研究采用試驗和仿真相結合的方式進行研究。以試驗數據為基準，利用仿真數據擬合試驗數據，選取合適的湍流模型和邊界條件等，以校正仿真參數，減少誤差。

1.2 多路閥閥芯受力測試

采取試驗測試與仿真模型相對照的方法驗證仿真正確性，試驗中需要測試P，T，A，B 4個閥口的壓力值以及閥芯在不同流量和開度下受力的情況，試驗原理圖如圖3所示。

圖3 多路閥試驗原理圖Fig.3 Multi-way valve test schematic diagram

試驗中共設置4個測壓點，分別測量閥P，T，A，B 4個位置的壓力情況。流量計用來監測和調整通過測試閥的流量大小，拉壓力傳感器用來測量閥芯受力情況。試驗時A，B口之間采用無負載的連接方式。

試驗時分別測量入口流量q為1.42, 1.98, 2.13, 2.27 kg/s，出口連接油箱，即出口壓力為0 MPa的情況下閥芯全行程下的受力情況。試驗過程中閥口的開度由固定拉壓力傳感器的螺紋進給臺架控制，測量閥口開度間隔為0.5 mm。在每一個開度下多次測量拉壓力數值，取穩定后的數值計算平均值，并分別記錄P，T，A，B 4個閥口的壓力，以及閥芯的受力情況。

1.3 試驗與仿真對比

通過試驗和仿真，選取入口流量為1.98 kg/s時，不同閥芯開口度x下的穩態液動力F大小對比如圖4所示。試驗結果與仿真結果基本吻合,誤差僅為6.4%。因此，通過上面的分析可知，現有的模型在多路閥流場仿真分析和穩態液動力預測中具有更好的表現，基本能滿足對多路閥結構設計和仿真的需求。在上述的湍流模型下，對原有的多路閥進行仿真模擬，分析其現有問題并提出改進方案，再次通過仿真與改進前對比，確定改進的合理性以及程度。

2 原多路閥仿真與分析

由上可知，所用的湍流模型與實際試驗誤差能夠滿足仿真需求，沿用上述設置，通過重新設置邊界條件研究現有多路閥的流量受力特性。

圖4 仿真與試驗數據對比圖Fig.4 Comparison of simulation and experimental data

因此，從0～3.5 mm，以0.3 mm為間隔，從4～6 mm，以1 mm為間隔，取多個開口度下的多路閥建立模型；再分別以1 MPa為間隔，取入口p壓力為10 MPa，出口壓力為0.15 MPa進行模擬，得到數據并通過MATLAB的Curve Fitting工具箱進行函數擬合得開口度-受力圖如圖5所示。

圖5 開口度-受力圖Fig.5 Openness-force diagram

由圖5可見，在開口度為0～3.5 mm段，即節流槽未全部打開時，穩態液動力先隨開度和壓力增大而增大，在2.1 mm處達到此段峰值，隨后逐漸下降，到2.6 mm處再次開始增大；在3.5～6 mm段，即節流槽全部打開時，穩態液動力持續增大并在4 mm處達到全段最大值，往后隨之快速下降。從理論公式上考慮，穩態液動力計算公式為：

(1)

式中，Cc—— 油液流經節流入口時的收縮系數

ω—— 閥口節流槽面積梯度

Cv—— 流體通過閥口時的速度系數

x—— 閥芯開口度

Δp—— 閥口處壓力差

θ—— 射流角度[14]

圖6、圖7分別為2.1，4.0 mm開口度速度云圖。由圖可知，隨著開口度增大，射流角度也隨之減小，而不是傳統理論認為的保持69°；由圖7可以看出，隨著射流角度減小，液流在節流口處的速度損失也會減小，更快地沖擊在閥芯右側端面上，造成能量損失，使得閥芯受力大幅增大。

圖6 2.1 mm開口度速度云圖Fig.6 2.1 mm opening velocity contour

由上可知，對于此多路閥的改進重點在于降低其穩態液動力的峰值，即2.1 mm及4.0 mm處閥芯所受穩態液動力。將對此提出一種環形凸臺的改進方案，以解決穩態液動力過大的問題，并對凸臺相關參數進行研究。

3 改進方案對比分析

3.1 改進方案參數

針對上述問題，本研究提出一種環形凸臺的改進方案，以此達到降低穩態液動力峰值目的，如圖8所示為改進的環形凸臺結構。

圖7 4.0 mm開口度速度云圖Fig.7 4.0 mm opening velocity contour

其中，x為閥芯開口度，D為多路閥通徑，a為多路閥P口到A口段(即B口到T口段)閥體厚度。d為環形凸臺直徑，L2為所述環形凸臺厚度，R為所述環形凸臺加工圓角。本研究使用的多路閥通徑D為22 mm，閥體厚度a為9 mm。

圖8 環形凸臺結構Fig.8 Annular boss structure

為了確保環形凸臺能夠在開口度2.1 mm處生效，L2xmax，所以對于此多路閥L2只能取10 mm，而環形凸臺直徑d的可能性有很多，本研究選取13，14，15，16，17 mm 5種選值進行分析對比。

3.2 改進方案的選擇

對裝配13, 14, 15，16，17 mm 5種尺寸環形凸臺閥芯的多路閥抽取流道并進行仿真模擬，壓力入口取10 MPa，出口壓力恒定為0.15 MPa，開口度取0.9, 1.5, 2.1, 2.6, 4.0，6.0 mm進行研究，計算出各直徑環形凸臺改進情況如表1所示，得到流量特性對比曲線圖和流量-穩態液動力對比曲線圖，如圖9、圖10所示。

表1 各直徑環形凸臺改進情況Tab.1 Optimization of each diameter annular boss

由圖9和表1各直徑環形凸臺改進情況可見，在同出入口壓力差下，13 mm環形凸臺在閥芯行程全段基本沒有流量損失，其余環形凸臺的多路閥在小開口度下，各多路閥流量基本一致，環形凸臺結構基本沒有造成流量損失；在節流槽全開段，環形凸臺造成的流量損失隨開口度增大而增大，同時隨環形凸臺直徑增大而增大。

圖9 流量特性曲線Fig.9 Flow characteristic curve

由圖10和表1可見，13 mm環形凸臺基本沒有流量損失，但穩態液動力改進有限；14 mm流量損失較小，在最大壓力差和最大開口度處僅損失0.4 kg/s流量的同時，相較13 mm環形凸臺，大幅改進穩態液動力；15，16 mm環形凸臺增大流量損失的同時，在穩態液動力方面沒有進一步大幅的改進；而17 mm損失流量的同時，相較14 mm環形凸臺，在2.1 mm開口度處改進效果較差，在4.0 mm開口度處改進效果最好。

圖10 穩態液動力曲線Fig.10 Steady flow force curve

綜合流量損失和穩態液動力改進兩方面考慮，本研究選擇14 mm直徑的環形凸臺作為最佳改進方案。將從速度云圖方面詳細分析改進原理和環形凸臺直徑對于流量和穩態液動力影響的原因。

3.3 改進原理與分析

環形凸臺的改進原理在于將通過節流槽的高速液流通過環形凸臺引導到閥體壁面上，降低了液流流速，減少了直接沖擊在閥芯右端的液流量，從而降低了閥芯右端所受沖擊力，降低了閥芯整體的穩態液動力。

14 mm直徑環形凸臺在2.1 mm開口處的速度云圖，如圖11所示，液流沖擊在節流槽平面后，以30°的角度沖擊向環形凸臺并被其引流向閥體壁面，對比圖6可見，大幅減少了直接沖擊在閥芯右端的液流流量和流速，從而大幅降低閥芯整體的穩態液動力。

對比14 mm和17 mm環形凸臺在4.0 mm開口處速度云圖，如圖12、圖13所示，隨著開口度的增大，液流的射流角度減小，直接沖擊在環形凸臺處的液流量增大，隨著環形凸臺直徑的增加，沖擊的液流形成的渦旋越大；同時可以觀察到，在右下方環形凸臺、閥芯和閥體三者形成的腔體處，形成了較改進前流速更大的渦旋，兩處渦旋共同造成了流量和壓力的損失。

圖12 14 mm環形凸臺4.0 mm開口處速度云圖Fig.12 4.0 mm opening velocity contour of 14 mm annular boss

圖13 17 mm環形凸臺4.0 mm開口處速度云圖Fig.13 4.0 mm opening velocity contour of 14 mm annular boss

3.4 試驗結果對比

通過現場加工改進后的閥芯,在系統進口流量1.98 kg/s,出口連接油箱，即出口壓力為0 MPa的條件下進行試驗，得到原閥芯與改進閥芯試驗液動力對比如圖14所示。由圖14可見，改進后的閥芯有效降低了整體穩態液動力，峰值改進度為30.9%,滿足工程實際需求，能夠顯著提高多路閥的性能和穩定性，充分驗證了本研究仿真模擬的準確性以及改進方案的可行性，為多路閥的改進提供了明確有效的方案。

圖14 原有閥芯與改進閥芯試驗對比圖Fig.14 Original spool and improved spool experimental comparison diagram

4 結論

(1) 通過與試驗數據相對比，對于所研究的多路閥，以試驗數據為基準，采用Realizablek-ε模型穩態液動力仿真結果較為準確；

(2) 通過Fluent的仿真分析，結合MATLAB進行的壓力-流量-穩態液動力三維圖，發現多路閥在節流槽未全開段和全開段各存在1個峰值處，2處多路閥穩態液動力較大，是本研究改進的重點；

(3) 提出環形凸臺的改進方案，并對多個直徑環形凸臺進行仿真分析，得出了隨著環形凸臺直徑的增大，節流槽未全開段閥芯所受穩態液動力先降低后上升，節流槽全開段閥芯所受穩態液動力持續降低，同時流量損失逐漸增大。最終綜合考慮得出14 mm直徑環形凸臺造成流量損失相對小，卻能大幅降低穩態液動力，對多路閥改進效果最好，并通過對SDCV160-25-02-01型號多路閥的試驗，驗證了改進的正確性。本研究改進了多路閥穩態液動力特性，能夠顯著提高多路閥的性能和穩定性，為多路閥的改進提供了明確有效的方案。