甘蔗收獲機多路閥閥芯的溫升及熱變形仿真分析

王大宇,廖國陸,歐陽崇欽

(1.中國工程機械工業協會,北京 100176; 2.廣西大學 機械工程學院,廣西 南寧 530004)

引言

多路閥被廣泛應用于工程機械、起重機械、農業機械等多執行器作業機械的液壓傳動系統中,對整機工作的調控精度、平穩性、節能性、可靠性以及經濟性等均有重要影響[1-4]。多路閥常常用于高壓大流量、負載多變工況,加之閥內流道結構復雜,閥口節流損失疊加流道壓損,容易使閥芯閥孔發熱變形,造成閥芯卡滯或操縱力過大等問題。近年來學者們基于流固熱耦合仿真方法對多路閥開展了系列研究。王廷棟等[5]研究了不同工況下多路閥流場內流體速度、壓力分布、節流溫升、氣穴氣蝕以及閥芯變形;胡林華等[6]的仿真結果表明,閥芯上節流槽受油液溫度影響最大,閥芯變形主要產生在回油區域;高澤坤等[7]對挖掘機多路閥回轉聯閥口流道進行數值模擬,研究了不同閥口開度、入口度和出口負載對閥口流速和壓力的影響,發現閥口開度會顯著影響閥口處流體的速度場和壓力場的分布;張宇航等[8]研究了裝載機鏟斗聯多路閥K形節流槽閥口在不同閥口開度和入口體積流量下的流場特性及壓降場協同角分布規律;張磊等[9]提出了雙閥芯并聯結構并進行數值模擬,結果表明,該結構可有效降低閥內壓損,減小閥芯變形量,提高微小流量控制分辨率;楊曉[10]、馬志傲[11]分析了挖掘機動臂聯的流場、溫度場和結構場特征,對閥體和流道參數進行優化;徐莉萍等[12]分析了不同油液溫度對不同材料的閥芯和閥體變形量的影響;YAN Jingjiang等[13]研究表明,流體黏度是影響溫升的主要因素,而閥芯的熱膨脹系數也是影響變形節流溫升的主要因素。CHEN Qianpeng等[14]進行了熱變形和卡緊力的實驗研究,結果表明,閥芯和閥孔的直徑都隨溫度線性增加,閥孔增加的速率比滑閥快,但由于滑閥的溫度高于閥體的溫度,因此滑閥和閥孔有可能產生卡滯現象。綜上,目前針對多路閥的研究主要集中在工程機械多路閥,并且由于工程機械有微動控制性能需求,因此研究的節流口形式主要為U,K,U+U和U+K等形狀。而徐莉萍等[15-16]研究發現,在拖拉機多路閥上采用三角形或改進型三角形節流槽,將有利于改善多路閥閥口的流動性能。

甘蔗收獲機包含有切梢、扶蔗、根切、切段、輸送、除雜等多個工作機構,多路閥需要在時變負載干擾下跟蹤行走速度的變化,控制各工作機構的速度以保持對整機的協調控制,但上述工作機構對閥芯的微動控制性能要求不高,因此多路閥的設計應該根據甘蔗收獲機的工況特點進行設計分析。為了減小閥芯的發熱變形,提高多路閥工作可靠性,對比研究雙U形和三角形節流槽在不同開度、不同進出口壓差工況下,多路閥內部流場的流體速度、閥芯溫升及變形的情況,為甘蔗收獲機多路閥的設計和選擇提供理論依據。

1 多路閥簡述

選取甘蔗收獲機中輸出功率較大、載荷波動范圍較大的多路閥切段聯進行仿真分析,該聯為閉中位三位四通換向閥,在閥芯上設置有節流槽,可以通過調節閥口開度改變節流槽的過流面積,從而控制流量的大小。多路閥的結構模型如圖1所示。

圖1 多路閥結構簡圖

為研究不同節流槽型在相同工況下的發熱和變形情況,設計了雙U形和三角形節流槽閥芯,結構簡圖見圖2。在兩種閥芯上分別設置4對周向均布且大小相等的雙U形和三角形節流槽,兩種節流槽的長寬高尺寸相同。

圖2 閥芯及節流槽結構簡圖

2 流固熱耦合仿真建模

流固熱耦合仿真求解過程為:

(1) 利用Design Model軟件抽取多路閥內部流道,建立不同開度的流道-閥芯流固熱耦合仿真模型,對流體域和固體域進行共享拓撲,確保流固耦合面網格節點一一對應,溫度、壓力數據無縫傳遞;

(2) 使用Mesh網格劃分軟件對流道-閥芯流固熱耦合仿真模型劃分網格,并將流體域模型導入Fluent進行流場仿真分析;

(3) 將流場仿真結果通過流固耦合面導入Steady-State Thermal進行閥芯溫度場求解;

(4) 將閥芯溫度場及流體壓力場的求解結果傳遞到Static Structural進行閥芯形變分析。具體流程如圖3所示。

圖3 流固熱耦合仿真求解流程

2.1 理論基礎

1) 湍流及熱傳導模型

由于閥芯的開啟過程中主要存在射流、分離流、旋流等較為復雜的流動,采用RNGk-ε模型求解并可得到更高的精度,且該模型收斂特性穩定,收斂速度較快,在大量的工程應用領域取得了可靠結果。在流體域邊界處的壁面函數采用標準壁面函數,且作如下假設:油液不可壓縮,忽略重力的作用;描述流體運動的方程為RNGk-ε輸運方程、連續性方程、動量方程。

RNGk-ε輸運方程:

Gb-ρε-Ym+Sk

(1)

式中,Gk——速度梯度產生的湍動能

Gb——浮力產生的湍動能

Ym——湍流波動膨脹對耗散率的貢獻

αk——有效k值普朗特數的倒數

αε——有效ε值普朗特數的倒數

Sk,Sε——用戶定義源項

流體連續性方程:

(2)

x方向動量方程,其他方向同理可得:

(3)

閥芯流固熱耦合分析問題屬于溫度場的第三類邊界條件。當油液與閥芯溫度不同時將產生對流換熱,閥芯表面的熱流密度與溫度差的關系為:

(4)

式中,n——換熱表面的外法線

β——換熱系數

Tw——邊界面溫度

Tf——油液溫度

Ts——閥芯溫度

2) 熱膨脹模型

閥芯熱膨脹主要由溫度引起的熱變形和閥芯內部的熱應力束縛變形組成。利用線彈性理論方法將溫度熱應變和內部熱應力影響產生的形變相互疊加,并運用胡克定律得到變形公式:

?TΔT(x,y,z)

(5)

(6)

式中,ΔT(x,y,z)——閥芯的溫度差

αT——熱膨脹系數

E——彈性模量

G——切變模量

υ——泊松比

2.2 網格模型及邊界條件設置

通過Design Model軟件提取多路閥內部流道區域,并調整閥芯與流道之間的裝配關系,獲得閥芯-流道流固熱耦合仿真模型,如圖4所示。模型通過ANSYS Mesh采用四面體網格和局部網格加密方法劃分,劃分結果如圖5所示。

圖4 閥芯-流道流固熱耦合仿真模型

圖5 網格劃分結果

由于閥芯的開啟過程中存在較為復雜的湍流流動并產生較大的溫升,本研究采用RNGk-ε湍流模型求解,并激活黏性生熱。液壓油采用46號抗磨液壓油,閥芯材料為SCM415L,參數如表1、表2所示。

表1 液壓油參數

表2 閥芯材料參數

由于主要研究閥芯的熱膨脹變形,故忽略閥體對內部流道和閥芯的影響,將油液與閥體接觸面設置為絕熱壁面,油液與閥芯接觸面設置為流固耦合面。流體邊界條件:Inlet選擇壓力入口條件,入口壓力分別為2,4,6,8,10 MPa,初始溫度為室溫300 K,即26.85 ℃;Outlet選擇壓力出口條件,出口壓力為0 MPa,初始溫度為室溫300 K。固體邊界條件:閥芯表面初始溫度為室溫300 K,閥芯兩端采用固定約束。

3 仿真及結果分析

兩種節流槽前端尺寸較小,且過流面積變化較大,故分別建立了閥口開度x為1,2,3,4 mm的流固熱耦合仿真模型。為探究進出口壓差和節流槽開度對油液速度、閥芯溫升及形變量的影響,對不同開度的仿真模型設置進出口壓差Δp為2,4,6,8,10 MPa進行仿真,并對仿真結果進行可視化處理,選取節流槽對稱面作為可視化截面。

3.1 流體速度場分析

1) 進出口壓差Δp對流體速度的影響

當閥口開度開度x為1 mm時,雙U形、三角節流槽在進出口壓差Δp為2,4,6,8,10 MPa工況下,流道可視化截面的速度流線圖如圖6所示,雙U形、三角節流槽油液速度最大值v1,v2對比情況如圖7所示。

圖6 不同壓差下節流槽速度流線圖

圖7 不同壓差下雙U形、三角節流槽流體最高速度對比圖

從圖6可以看出,由于節流槽處的過流面積相對于流道大幅減小,在進口壓力的作用下,油液速度急劇上升,并在節流槽處達到最大值。同時,可以觀察到油液沿著各個節流槽的壁面形成了渦形環流,隨著進出口壓差的增大,渦形環流的速度增快,加劇能量耗散,增大油液溫升。由圖7可知,在相同的進出口壓差下,三角節流槽處的油液最高速度均小于雙U形節流槽的油液最高速度,且兩種節流槽的油液最高速度隨著進出口壓差的增大而增大,但增長幅度逐漸減小。在相同長寬高尺寸下,三角節流槽的過流面積小于雙U形節流槽,通流能力弱于雙U形節流槽,隨著壓差的增大,兩種節流槽的通流能力達到飽和,油液速度不能隨著壓差增大而線性提升。

2) 閥口開度x對流體速度的影響

當進出口壓差Δp為2 MPa時,雙U形、三角節流槽在閥口開度x為1,2,3,4 mm工況下,流道可視化截面的速度流線圖如圖8所示,雙U形、三角節流槽油液速度最大值v1,v2對比情況如圖9所示。

圖8 不同開度下節流槽流體速度流線圖

圖9 不同開度下雙U、三角節流槽流體最高速度對比圖

雙U形節流槽為等截面節流槽,過流面積變化較小,而三角節流槽為截面漸闊形節流槽,過流面積逐漸增大。由圖9可知,在進出口壓差Δp為2 MPa工況下,隨著閥口開度的增大,雙U形節流槽的油液最高速度波動較小,三角節流槽的油液最高速度近似線性增大,且閥口各開度下三角節流槽的油液最高速度均小于雙U形節流槽。

3.2 閥芯流固熱耦合特性分析

將流場仿真油液溫度結果和流體壓力結果通過流固耦合交界面導入Steady-State Thermal模塊,求解閥芯溫度場和變形分布云圖。

1) 進出口壓差Δp對閥芯溫度及變形的影響

當閥口開度為1 mm時,雙U形、三角節流槽閥芯在進出口壓差為2,4,6,8,10 MPa工況下,溫度分布云圖如圖10所示,雙U形、三角節流槽閥芯溫度最大值T1,T2對比情況如圖11所示,變形分布云圖如圖12所示,雙U形、三角節流槽閥芯最大變形量Δx1,Δx2對比情況如圖13所示。

圖10 不同壓差下閥芯溫度分布云圖

圖11 不同壓差下雙U、三角節流槽閥芯最高溫度對比圖

圖12 不同壓差下閥芯變形分布云圖

圖13 不同壓差下雙U形、三角節流槽閥芯最大形變量對比圖

由圖10可知,雙U形節流槽閥芯溫度上升的區域主要集中在節流槽處,且最高溫都出現在第一、二節節流槽的交接處。由于此處流場結構變化劇烈,油液速度增大,與節流槽壁面摩擦增強,抵抗黏性應力做功加劇,從而產生大量的熱能向閥芯進行熱傳導,影響了閥芯的溫度場分布。三角節流槽閥芯溫度上升的區域主要集中在節流槽及槽后閥桿處,這是因為三角節流槽具有較好的導流結構,使大量加熱后的油液沖向槽后閥桿,將熱量直接分散到閥芯的其他部位,減少節流槽處的熱量聚集。同時,從圖11可以觀察到,在各進出口壓差工況下,三角節流槽閥芯的最高溫度均遠小于雙U形節流槽閥芯的最高溫度,兩種節流槽閥芯的最高溫度隨著壓差的增大均近似線性增大。

由圖12、圖13可知,雙U形節流槽閥芯主要變形位置在雙U形節流槽處,且節流槽處閥芯徑向隆起明顯。三角節流槽閥芯主要變形位置出現在三角節流槽及槽對面閥桿處,最大變形位置與最大溫度位置不一致,可見油液對閥芯的沖擊和閥芯結構剛度分布不均勻對閥芯變形也有重要影響。

2) 閥口開度x對閥芯溫度及變形的影響

當進出口壓差Δp為8 MPa時,雙U形、三角節流槽閥芯在閥口開度x為1,2,3,4 mm工況下,溫度分布云圖如圖14所示,雙U形、三角節流槽閥芯溫度最大值T1,T2對比如圖15所示。變形分布云圖如圖16所示,雙U形、三角節流槽閥芯最大變形量Δx1,Δx2對比情況如圖17所示。

圖14 不同開度下閥芯溫度分布云圖

圖15 不同開度下雙U形、三角節流槽閥芯最高溫度對比圖

圖16 不同開度下閥芯變形分布云圖

圖17 不同開度下雙U形、三角節流槽閥芯最大形變量對比圖

由圖14、圖15可知,兩種節流槽閥芯溫度上升區域隨著閥口開度的增大逐漸擴大,這是因為隨著閥口開度的增大,雙U型節流槽的節流位置隨之后移,油液經節流槽處節流加熱后沖刷槽后閥桿,引起節流槽及槽后閥桿的溫度上升。隨著閥口開度的增大,雙U形節流槽閥芯最高溫度逐漸下降,三角節流槽閥芯最高溫度向上升后下降,在開度為3 mm時達到峰值96.46 ℃。當閥口開度較大時,兩種節流槽過流面積增大,流量較大,節流槽處加熱的油液與其他區域溫度較低的油液混合,油液溫度降低,但溫度上升區域加大,從而影響閥芯的溫度場分布。

由圖16、圖17可知,雙U形節流槽閥芯最大變形位置隨著閥口開度的增大,不斷向右移動,且形變量逐漸增大,在開度為3 mm時,形變量達到峰值6.18 μm,在開度為4 mm時,閥芯最大形變位置由節流槽轉變為槽對面閥桿處,但由于油液溫度的下降,形變量降低;三角節流槽閥芯最大變形位置始終位于槽對面閥桿處,隨著開度的增大,形變量逐漸增大,最大形變量為4.63 μm,較雙U形節流槽閥芯下降25.1%。在各開度工況,三角槽閥芯最大變形量明顯小于雙U形節流槽閥芯,可減小閥芯卡滯的發生概率。

4 結論

基于ANSYS Workbench平臺中的流體、穩態熱和靜態結果模塊對甘蔗收獲機雙U形、三角節流槽多路閥切斷聯進行了不同工況流固熱耦合仿真,分析了進出口壓差、閥口開度對閥腔內流體速度場、閥芯溫度場及閥芯形變的影響,得到以下研究結論:

(1) 兩種節流槽型閥芯最高溫度始終在節流槽處;當閥口開度一定時,隨著進出口壓差的增大,油液的最大流速變大,兩種節流槽型閥芯的最高溫度和最大形變量近似線性增大;隨著閥口開度的增大,雙U形節流槽閥芯的最大變形處由節流槽轉變到槽對面閥桿上,三角節流槽閥芯的最大變形處始終在槽對面閥桿;

(2) 閥的進出口壓差一定,不同閥口開度工況下,三角節流槽閥芯的最高溫度以及最大形變量均小于雙U形節流槽閥芯;三角節流槽閥芯的最大形變量比雙U形節流槽閥芯小25.1%,可見在減少閥芯卡滯現象發生方面,三角節流槽較雙U形節流槽具有較為顯著的優勢;

(3) 三角形節流槽較雙U形節流槽更適合甘蔗收獲機工況,該結論同樣適用于對微動控制性能無要求的其他作業機械的液壓傳動系統。