節流槽形狀對液壓滑閥卡滯力的影響

許家祥,林振浩,2,聶家熙,錢錦遠

(1.浙江大學 能源工程學院,浙江 杭州 310027; 2.閥源智能科技(杭州)有限公司,浙江 杭州 310058)

引言

液壓滑閥作為液壓系統的控制元件,運行時通過改變其節流面積控制介質流量進而控制整個液壓系統[1],因此液壓滑閥的性能直接關系著液壓系統的整體性能和質量[2-3]。隨著液壓行業的快速發展,對液壓閥也提出了更高性能的要求。流體流經節流槽口時流動狀態較為復雜并產生黏性加熱效應,使得液壓閥發生熱膨脹變形,導致閥芯發生卡滯現象,可能會嚴重降低液壓閥的精度和靈敏度。國內外眾多學者對液壓閥內部流場特性進行了深入的研究。石金艷等[4]運用軟件STAR-CD仿真得到雙三角形節流槽液壓滑閥在不同閥口開度時的穩態液動力數值;鄭智劍等[5]采用數值模擬方法研究得出,在高壓入口條件下,液壓滑閥節流槽區域內及其出口處存在多個空化區域;白瓊等[6]用Fluent仿真軟件數值計算得出,在相同的進出口壓力差和相同的開口度下,V形槽的穩態液動力最小,然后依次是U形槽、K形槽,全周開口穩態液動力最大。張鑫等[7]研究結果表明,增大閥口壓差會導致流體的最大流速以及閥芯的最高溫度和最大變形增大,而增加節流槽數量則會導致閥芯的最大變形增大,但流體流速及閥芯最大溫度變化微弱;陳曉明等[8]使用COMSOL對滑閥的熱變形進行研究后發現,節流槽底面為高溫主要出現區域并沿著節流槽徑向區域發生變形,固體顆粒在變形后的間隙均壓槽內聚集,這些原因都可能導致滑閥發生卡滯;YIN Y等[9]建立了滑閥徑向配合間隙隨溫度變化的數學模型;LIU J等[10]提出了一種基于不規則形狀節流槽參數的建模方法;ABDALLA M O等[11]對于液壓閥內的能量損失做了分析,仿真結果表明,閥芯的小開口或者間隙所造成的高湍流和流體的高速度,導致了液壓閥內極大的能量損失;LU L等[12]通過數值模擬分析了U形節流槽形成大蒸氣腔的缺口流動特性及其喘振不穩定性;張洋等[13]提出一種新型組合槽結構可有效改善閥芯受力變形;梁海琴等[14]提出一種可靠性分析流程為滑閥中的彈簧選型提供參考從而改善卡滯現象。

當節流槽口形狀不同時,槽口的有效過流面積和介質通過流量都會不同,相應的溫升都有所不同,本研究采用熱-流-固耦合方法對不同形狀節流槽液壓閥的流體動力學和閥芯的溫度特性進行了數值模擬。獲得了U形、V形、C形節流槽的流動特性,然后將流體分析的結果應用于結構分析,并利用Workbench軟件分析了芯體之間的接觸應力,為減小閥芯卡滯的措施提供參考。

1 數值模擬方法

1.1 控制方程

液壓閥在實際工作中一般保持恒定開度下長時間運行,閥內流量處于相對穩定的狀態,因此,在計算過程中不考慮方程中與時間相關的項。液壓滑閥和閥芯之間的流體為黏性不可壓縮流體。閥內流體流動與能量的傳遞必須滿足的基本控制方程具體如下。

首先是連續性方程和動量方程:

(1)

▽·(ρvv)=-▽p+(μl+μt)▽2v+ρg

(2)

式中,v——流體速度

ρ——流體密度

μl,μt——分子擴散率(運動黏度)和湍流擴散率

能量守恒定律:

(3)

式中,Cp——比熱容

T——溫度

K——流體的傳熱系數

ST——黏性耗散的一部分

k-ε兩方程湍流模型是ANSYS/Fluent軟件常用的湍流模型,其中湍動能k及其耗散率ε采用如下方程計算:

(4)

(5)

式中,Gk——由平均速度梯度產生的湍流動能

Gb——浮力沖擊產生的湍流動能

YM——可壓縮湍流脈動膨脹對總耗散率的影響

μ——黏度系數

xi——流向的坐標

模型系數由C1ε=1.44,C2ε=1.92,C3ε=0和Cμ=0.09給出,湍流動能k和耗散率ε的湍流普朗特數分別為Sk=1.0和Sε=1.3。

本研究在傳熱分析中所采用的邊界條件是第三邊界條件Robin條件,固體內部存在熱傳導:

(6)

式中,q——熱流密度

λ——導熱系數

對流換熱的發生是因為固體和流體之間存在溫差,此時熱流密度與溫度范圍呈正比關系:

(7)

式中,h——對流換熱系數

TW,Tf——邊界溫度和流體溫度

根據初始值,溫度分布可以表示為:

T|t=0=T0orT|t=0=φ(x,y,z)

(8)

根據溫度場求解應力方程:

(9)

(10)

(11)

(12)

(13)

(14)

式中,αT——熱膨脹系數

E——彈性模量

G——剪切模量

ν——泊松比

1.2 熱流固耦合方法

由于閥芯與閥體的變形量數量級與整體閥門結構尺寸的數量級差距明顯,所以由于閥體及閥芯變形所產生的流場特征變化影響較小,可以忽略不計,故采用的研究方法是單向熱流固耦合。單向熱流固耦合的具體思路如下:先對閥內的流場進行模擬仿真分析得到油液流場的溫度場分布,然后熱仿真模擬分析獲得熱應力分布,最后將模擬得到的流體力及熱應力作為載荷應用到結構應力分析中從而得到對應結構的變形值。通過ANSYS Workbench完成數值仿真求解,圖1是熱流固耦合界面。

圖1 ANSYS Workbench熱流固耦合界面

2 數值方法

2.1 數值模型

本研究選擇工程實際中使用的液壓滑閥為研究對象,并對其進行了簡化,結構上由閥體、帶有節流槽口的閥芯以及流入和流出通道等組成。閥芯是圓柱形的階梯軸,閥芯上下各有一個對稱的節流槽槽口。圖2顯示了液壓滑閥的幾何尺寸,閥門入口和出口直徑為12 mm,閥體與閥芯配合的內徑為16 mm。

圖2 液壓滑閥結構尺寸

本研究主要研究對象為不同節流槽形狀的液壓滑閥,圖3為本研究所用的不同節流槽結構尺寸,分別為U形、C形、V形。這3種節流槽形狀均為典型節流槽形狀,U形節流閥口前端為半圓槽式,后端為矩形式等截面通道,該類節流槽在一定流量范圍內,流量增益較為平緩,線性度好,可減少滑閥換向時的液壓沖擊與振動;C形節流實際為橢圓形節流槽,結構簡單,加工工藝優良,流量調節范圍寬,并且其水力半徑大,節流口不容易堵塞;V形節流槽過流流體狀態變化平穩,閥芯徑向力平衡,易于調節流量控制液壓系統執行端速度穩定[15]。截面尺寸選擇與合作單位提供的液壓滑閥樣機相一致,槽口深度為1.5 mm,同時選擇固定開度為2 mm。

圖3 不同液壓滑閥節流槽示意圖

2.2 網格劃分與邊界條件計算參數設置

流體域和固體域的網格劃分均在ANSYS Workbench中進行。由于結構復雜,該模型混合使用了結構化四面體網格和非結構化四面體網格。此外,為了提高計算精度,在流體流動狀態較為復雜的節流閥槽區域進行了相應的網格加密,如圖4所示。液壓滑閥的模型在y-z平面上完全對稱,兩側的狀態相同,因此,為了簡化計算,將原模型簡化為一半,將截面設置為對稱平面進行數值模擬。

圖4 網格劃分示意圖

為了消除網格數量對計算結果的影響,進行網格無關性驗證,采用5種不同尺寸的網格獲取相應的最高溫度,網格無關性驗證曲線如圖5所示,可以看到當流體域網格數量達到78萬時已經能確保數值模擬的準確性,而為了數據的精確,本研究流體域模擬網格數量均大于78萬,而相應的固體域網格取1125777。

圖5 流體域網格無關性驗證曲線

在Fluent中計算流量,流體介質為油,其特性如表1所示。采用k-ε方程的雙程湍流模擬。入口壓力為10 MPa,出口壓力為0。忽略重力對流場的影響,假設流道中的介質為不可壓縮流體。初始油溫設定為30 ℃,環境溫度為25 ℃,忽略溫度變化對液體黏度的影響。在Workbench中穩態熱分析和靜態結構分析下進行結構分析。閥體和閥芯的材料設定為鋼,閥體和閥芯之間的接觸假定為摩擦,基于工程經驗將摩擦系數設為0.1,并將固定約束添加到閥體底部。

表1 介質油的物理參數

3 閥門流動特性研究

3.1 流速分布

圖6分別為U形、C形、V形液壓滑閥的流體域對稱面的流速分布,進口處和出口處為低速區,而高速區主要集中在節流口處,這是流體經過節流槽時受到了節流作用,流速迅速上升,形成了較大速度梯度的同時形成高速射流。而這局部較大的速度梯度將造成能量損失,迫使油液溫度快速升高,這會使與流體有接觸的閥體閥芯產生膨脹熱變形從而造成閥芯卡滯。

圖6 流速分布圖

對比3種不同節流槽形狀的流速分布圖可以看到,不同節流槽流速分布與射流角θ(射流方向與豎直方向的夾角)都存在區別,V形節流閥高速區相較于U形與C形明顯更大,這說明流體在流經V形節流槽口時節流作用明顯,而射流角的大小呈現θV<θC<θU,其中V形液壓閥射流角明顯小于其他兩類液壓閥,而射流角越大,就會有更多的流體沖擊閥芯窄頸段表面從而產生回流現象,對滑閥的影響也更嚴重。

3.2 壓力分布

圖7分別為U形、C形、V形液壓滑閥的流體域對稱面的壓力分布,進口處為高壓區,出口處為低壓區,而壓降區主要分布在節流槽口處,這是由于流體流經節流槽時受到節流作用,壓力迅速下降。而當流體流入出口流道后,流通面積較節流槽處增大,流體流速下降,從而導致此處的流體壓力開始回升,出現一部分壓力升高區。

圖7 壓力分布圖

對比3種不同節流槽形狀的壓力分布圖可以明顯看出壓降區的不同,壓降梯度大小呈現ΔpV>ΔpC>ΔpU,的情況。

3.3 溫度分布

圖8分別為U形、C形、V形液壓滑閥的流體域的溫度分布,入口處是低溫區,出口處為高溫區,溫升區主要為節流槽口出處,這是因為受到節流槽的節流作用后流體流速迅速上升,流場狀態復雜化并形成脈動,流體脈動黏性應力為抵抗脈動變形做功,這一過程中消耗湍動能轉換為熱能,同時,由于黏度系數大,高溫油會附著在滑閥上,導致節流槽及其附近區域溫度較高。

圖8 溫度分布圖

通過對比3種不同節流槽形狀的溫度分布圖,可以看到U形液壓閥高溫區域較小。

4 閥芯閥體溫度場及結構變形分析

4.1 閥芯溫度分布

將流場計算出的閥芯溫度加載到閥芯表面,在之前的分析中已經發現流體流經節流槽時會產生黏性熱,溫度升高,而與流體接觸的閥芯閥體固體會與流體產生熱交換,閥體和閥芯的溫度將逐漸升高。圖9分別為U形、C形、V形液壓滑閥的閥芯溫度分布,閥芯兩端為低溫區,同時閥芯出口端溫度要略高于閥芯入口端溫度,這是因為流體流經節流槽產生的黏性熱主要存在于出口處并且通過熱交換傳遞給閥芯。而閥芯節流槽處溫度升高明顯,并且在其附近存在高溫區,這是節流槽處流體流動狀態較為復雜使得該處流體溫度無法快速傳導,產生的高溫只能傳遞至對應的閥芯節流槽口,從而造成了局部高溫出現在槽口處附近的現象,而越遠離節流槽,可以發現閥芯溫度越低。

圖9 閥芯溫度分布圖

通過對比3種不同節流槽形狀的閥芯溫度分布圖,V形液壓閥閥芯整體溫度相對偏低。

4.2 閥芯熱變形

在熱變形分析中,將液壓滑閥閥體底部設置為固定約束,閥芯閥體材料設置為結構鋼。圖10分別為U形、C形、V形液壓滑閥的閥芯熱變形,因為影響液壓閥卡滯的主要原因是閥芯的徑向變形δ,故重點分析3種液壓閥閥芯的徑向變形δ,可以看到3種不同形狀的液壓閥閥芯變形趨勢基本一致,閥芯整體變形形式為受熱膨脹,同時變形量最大處為節流槽口處,而入口端閥芯的整體形變量要小于出口端閥芯,這是因為閥芯出口端溫度略高于入口端溫度。節流槽處為主要變形量區域,槽口出口是徑向變形最大的區域,說明這是閥芯卡滯現象發生的主要區域。

圖10 閥芯熱變形(放大400倍)

對比3種不同節流槽形狀的閥芯變形可以發現3種不同形狀的液壓閥閥芯徑向變形關系為δU>δC>δV。

5 結論

本研究通過對不同節流槽形狀的液壓滑閥進行熱流固耦合模擬,得出以下結論:

(1) 在流場計算中,高射流區主要產生在節流槽處,射流角的大小呈現θV<θC<θU,且V形節流閥高速區相較于U形與C形明顯更大;

(2) 在熱固耦合計算中,得到了不同液壓閥閥芯閥體表面溫度分布,不同形狀的液壓閥閥芯閥體表面溫度分布基本相同,節流槽處溫度升高明顯,并且在其附近存在高溫區;

(3) 在閥芯閥體熱變形計算中,閥芯閥體的明顯變形區主要出現在最高溫度區也就是節流槽及其附近區域,而閥芯閥體徑向熱變形關系為δU>δC>δV。