基于流—固—熱耦合的高溫伺服閥蛇形流道散熱罩散熱效率研究

摘 要：電液伺服系統具有液控負載大、響應快的特點，因此其被廣泛應用于航空領域。由于飛行器處于高溫工況時，電液伺服系統會受極大影響，不利于飛行器的正常工作。針對這一問題，本文采用流—固—熱多場耦合的方法對高溫伺服閥散熱罩蛇形流道進行了優化研究。首先，介紹了流—固—熱三場耦合的理論基礎，設計了7種散熱罩的結構參數模型，分別建立了散熱罩物理模型及流體模型。其次，在此基礎上分析了7種模型的散熱效果。研究結果表明，增加流道條數并不能提升散熱效率，而增加散熱罩溝槽寬度和溝槽深度可以提高散熱效率，但散熱效果并不明顯。如要達到散熱要求，可以通過增大散熱流體流量、降低散熱流體溫度來實現。

關鍵詞：電液伺服閥； 高溫工況； 散熱罩； 流—固—熱三場耦合； 散熱效率

中圖分類號：V245 文獻標識碼：A DOI：10.19452/j.issn1007-5453.2024.02.010

基金項目： 國家自然科學基金（51805108）；航空科學基金（20200007077002）；黑龍江省重點研發計劃（GZ20220097）；哈爾濱市制造業科技創新人才項目（CXRC20221104079）；中央高校基本科研業務費專項資金（2572022BF02）

電液伺服閥是電液伺服控制系統的核心元件，其主要作用是控制流體輸送到執行器中。電液伺服閥由于具有動態響應快、控制精度高、使用壽命長等優點，已被廣泛應用于航空、航天、艦船、冶金、化工等領域的電液伺服控制系統中[1]。在航空航天領域中，隨著飛機對機載電子設備壽命的指標要求越來越高，使用環境日益惡劣，各系統設備的復雜程度及元器件集成度越來越高，對機載電子設備可靠性設計提出了新的挑戰[2]。

發動機的工作環境過高，會導致高溫失效問題。各國學者進行了一系列研究，提出了間冷回熱航空發動機概念，其思想是在常規循環分開排氣大涵道比渦扇發動機的基礎上加裝間冷器和回熱器，以提高熱效率[3]。

電液伺服閥是發動機的重要部件，高溫不僅會導致其發生零漂、控制腔左右兩腔壓力增大、輸出壓力變化、卡死現象等[4-8]，還會產生電液伺服閥的控制部件力矩馬達的共振峰值提高、螺釘預緊力下降等一系列不良影響[9-11]。

針對溫度對電液伺服閥的影響，各國學者進行了一系列研究。穆玉康等[12]對直動式電液伺服閥進行了高溫優化設計，提高了耐高溫能力和輸出力。Li Lei等[13]針對伺服閥溫度漂移特性測試系統展開研究，提出了預防溫漂的具體措施。夏天等[10]針對高溫情況下電液伺服閥力矩馬達振動特性進行研究，得出高溫下其固有頻率隨油溫升高而線性降低、力矩馬達的共振峰值受高溫影響略微提高的結論。賈濤等[7]針對伺服閥滑閥級在寬溫域工況下易產生的卡死現象展開研究，分析得出了溫度變化后閥芯與閥套之間徑向配合間隙的變化規律。王利寧等[8]分析了電液壓力伺服閥因溫度變化而引起輸出壓力發生變化的原因。Li Changhai等[14]利用電磁學基本定律，詳細分析了磁元件的磁阻對力矩電機的影響，同時在此基礎上建立了伺服閥轉矩電機的數學模型。D.Gordic等[15]針對同一種電液伺服閥，研究了不同轉矩的力矩馬達參數變化時對電液伺服閥性能的影響。

從近年來的研究成果可知，目前研究者已經對伺服閥的高溫特性展開了較為全面的研究，但還未有對伺服閥主動散熱方面的研究的公開報道。當溫度達到450K左右時，電液伺服閥的可靠性會大大下降，產生諸如力矩馬達故障、滑閥故障、密封圈失效等一系列問題[15]。因此，本文選擇研究高溫伺服閥散熱罩散熱能力，利用數字模擬的方法探究不同結構參數蛇形流道、散熱流體在不同流速、壓力參數下對高溫伺服閥散熱效果的影響。

1 控制方程

1.1 湍流模型

電液伺服閥的冷卻液在散熱罩的蛇形流道流動時，由于蛇形流道的空間較為狹窄，冷卻液的流動方式主要為湍流流動。眾所周知，由于湍流傳遞過程中主要通過質點相互滲摻，導致湍流的熱傳遞速率遠大于層流的傳遞速率，因此在實際的熱量傳遞過程中湍流傳熱被廣泛應用。

2 散熱罩結構優化分析

2.1 散熱罩蛇形流道

高溫電液伺服閥散熱罩結構圖如圖1所示。電液伺服閥散熱罩分內罩和外罩兩個部分，內罩為冷卻液提供流道，外罩的主要作用是隔絕外部高溫氣體。內罩中的流道為蛇形結構，其具體結構如圖2（b）所示。

本文主要針對散熱罩流道結構參數展開研究，通過對電液伺服閥散熱罩結構的優化，探究提升散熱效率的可行方案。

2.2 散熱罩結構調整

散熱罩是在面外圓加工出周期性排布的散熱溝槽，每個溝槽均呈周期性結構。本次研究在溝槽整體高度、頂部面積不變的前提下，對溝槽橫向周期排布的三個主要參數進行優化：（1）散熱罩流道條數n；（2）散熱罩溝槽深度a；（3）散熱罩構造寬度b。三個參數的具體排布如圖3所示。

原結構中散熱罩流道排布為：n =36，a =0.8mm，b = 1.8mm。本次針對散熱罩的具體優化為：在a、b不變的情況下，改變n為40、32；在n、b不變的情況下，改變a為1.2mm、1.6mm；在n、a不變的情況下，改變b為2.2mm、2.6mm。本次優化后的模型具體參數見表1。

3 流—固—熱耦合分析

3.1 優化后的模型建模

在進行流—固—熱耦合分析前，應先對優化后的散熱罩結構進行建模，為便于進行網格劃分及提高流—固—熱耦合分析的準確性，應對新建立的模型進行結構優化。由于散熱罩由散熱內罩和散熱外罩組合而成，流道由散熱內罩上的溝槽和散熱外罩內壁面配合產生。其內部存在螺紋孔、倒角、小型截面，應對其進行優化。以模型1為例，其優化后的模型如圖4所示，圖4中A、B面分別為流體的進口面與出口面。

當前主流網格劃分理論為偏微分方程數值離散方法，即先計算節點上的物理量，然后通過插值的方法求得節點間的值。因此，從理論上講，網格點布置得越密集，所得到的計算結果就越精確。但隨著網格數量的增加，網格越密，計算量越大，計算周期就越長，計算機浮點運算造成的舍入誤差也會增大。因此，在進行網格劃分前需確定網格無關的閾值，即計算精度與計算開銷間的一個比較合適的點。

本次確定網格無關的閾值為：網格尺寸分別選擇0.4mm、0.3mm、0.2mm、0.1mm，然后進行流—固—熱耦合仿真，觀察散熱罩壁面溫度的變化。最終發現，在0.4mm的網格尺寸下，得到的散熱罩壁面溫度結果變化誤差均大于5%，其余均小于5%。因此，取0.2mm這一中間值作為網格無關的閾值。其具體劃分網格如圖5所示，其中圖5（a）為散熱罩中提取流體后所劃分的網格，圖5（b）、圖5（c）分別為散熱罩外罩、散熱罩內罩所劃分的網格。

3.2 引流部分仿真分析

電液伺服閥散熱罩引流部分如圖6紅框部分所示，A口為引流區入口，B口為引流區出口，C口為節流口，其作用是避免進入散熱罩的液壓油壓力過大，造成散熱罩結構變形。現對其進行流—固—熱仿真分析，用于確定散熱罩入口壓力分布及流體溫度。

圖7（a）為散熱罩引流部分的流體模型，為避免回流，將入口段和出口段增長10mm。如流體模型網格采用六面體網格，如圖7（b）所示，則進口壓力設置為10MPa，流體溫度為423K，外壁面溫度為600K，采用Realizable k-epsilon湍流模型。

圖8為引流部分流體模型的壓力云圖，其出口處平均壓力為6MPa，該壓力值也為散熱罩進口壓力。圖9為引流部分模型的溫度云圖，其平均溫度為434.2K，該溫度也為引流部分入口溫度。

3.3 額定流量下的流—固—熱耦合

在本文中，A=0.64mm2，代入得v=9.49m/s，進而算得動壓約為0.1MPa。

現設置邊界條件：散熱罩外壁面設置溫度為600K，出口邊界選擇outflow出口。設置入口邊界條件質量流量入口，質量流量設置為0.877×10-2kg/s，靜壓選定為6MPa，考慮到動壓影響，總壓設置為6.1MPa。

3.4 流道條數優化分析

圖10為散熱罩與流體的交界面，該面的溫度變化直接反映了優化后散熱罩的散熱效果，因此本文針對優化后的散熱罩流—固—熱耦合分析，選擇該面為標準面。由圖11可知，模型1散熱罩壁面的初始溫度為530K，隨著仿真步數增至20步時，溫度到達578K隨后降至570K時達到平衡。由圖12可知，模型1散熱罩壁面的溫度分布與散熱罩流道溫度分布在交界處保持一致，驗證了本次流—固—熱耦合的準確性。

圖13為模型2散熱罩壁面在穩態熱仿真時隨步數的平均溫度曲線圖。由圖13可知，其初始溫度為504K，達到平衡時溫度為570K，其溫度較快達到平衡位置。

從圖14（a）中可以看出，流體進出口處散熱效果較好，可能是由于進出口相鄰且進口時流體速度較快，導致該部分散熱效果較好，溫度較低。圖14（a）中，壁面頂端溫度較高，原因可能是在重力作用下，流體流速減低、流量減小導致散熱效果下降。圖14（b）驗證了這一想法。

圖15為模型3散熱罩壁面在穩態熱仿真時隨步數的平均溫度曲線圖。由圖15可知，其初始溫度為520K，達到平衡時溫度為578K，其溫度達到平衡位置時較慢。可能是由于流道數量增加導致流體速度減慢，進而導致溫度平衡速度下降。圖16為溫度平衡時模型3溫度云圖。

由模型1～模型3的散熱罩壁面平均溫度變化曲線可知，隨著流道條數的增加，散熱罩散熱效率下降。這可能是由于流道條數增加導致流體速度下降，使得流體與壁面的對流換熱效率下降。通過對比模型1～模型3的流道溫度云圖可以看出，隨著流道條數的增加，溫度逐漸上升，這一現象可驗證這一結論。

3.5 散熱罩溝槽深度優化分析

模型4散熱罩壁面平均溫度變化曲線如圖17所示，模型4散熱罩溝槽深度為1.2mm。由圖17可知，其初始溫度為498K，很快達到平衡溫度570K。

將溫度平衡時模型4溫度云圖（見圖18）與溫度平衡時模型2溫度云圖進行對比，可以發現模型4散熱罩流道溫度更低，溫度分布更加均勻。

模型5散熱罩壁面平均溫度變化曲線如圖19所示，模型5散熱罩溝槽深度為1.6mm。由圖19可知，其初始溫度為502K，很快達到溫度568K，然后緩速下降達到平衡溫度563K。模型5的壁面溫度云圖和流道溫度云圖如圖20所示。

對模型2、模型4、模型5的散熱罩壁面平均溫度變化進行對比，可以證明通過增加散熱罩溝槽深度能夠降低散熱罩壁面溫度，提高散熱效率。對模型2、模型4、模型5的散熱罩流道溫度云圖進行對比，可以看出散熱罩流道溫度隨溝槽深度的增加而下降。

3.6 散熱罩溝槽寬度優化分析

圖21為模型6的散熱罩壁面平均溫度變化曲線圖，模型6的壁面寬度為2.2mm。由圖21可知，其初始溫度為505K，步長為15時壁面達到566K的平衡溫度，其收斂速度較快。由圖22（a）散熱罩壁面溫度云圖可知，隨著散熱罩溝槽寬度的增大，流體與壁面之間的對流換熱加強，散熱罩的散熱效率提升較明顯。

圖23為模型7的散熱罩壁面平均溫度變化曲線，模型7的壁面寬度為2.6mm。由圖23可知，其初始溫度為510K，步長為15時壁面達到570K然后回落到562K達到平衡溫度。圖24為模型7散熱罩壁面溫度云圖和散熱罩流道溫度云圖。

對模型2、模型6、模型7的散熱罩壁面平均溫度變化曲線進行對比分析，可以看出隨著散熱罩溝槽寬度的增加，散熱罩散熱效率顯著提升，這可能是由流體與壁面的接觸面積增大所導致的。對模型2、模型6、模型7的壁面溫度云圖進行對比，可以看出流道與壁面的對流換熱情況有顯著加強，可以驗證這一結論。

4 結論

本文從電液伺服散熱罩的蛇形流道的結構優化角度出發，設計了7種優化后的散熱罩模型，通過對7種模型流—固—熱耦合的三場仿真分析，得出了以下結論：

（1）模型2（散熱罩溝槽寬度為1.8mm）、模型6（散熱罩溝槽寬度為2.2mm）、模型7（散熱罩溝槽寬度為2.6mm）溫度平衡時的散熱罩壁面溫度分別為570K、566K、562K。模型2（散熱罩溝槽深度為0.8mm）、模型4（散熱罩溝槽深度為1.2mm）、模型5（散熱罩溝槽深度為1.6mm）溫度平衡時的散熱罩壁面溫度分別為570K、570K、563K。從上述仿真結果可知，增加散熱罩溝槽寬度和溝槽深度可以提高散熱效率，但散熱效果并不明顯。

（2）模型1（流道條數32）、模型2（流道條數36）、模型3（流道條數40）溫度平衡時的散熱罩壁面溫度分別為570K、570K、578K。從上述仿真結果可知，增加流道條數并不能提升散熱效率，反而會由于流體速度下降導致平衡時散熱壁面溫度上升。

（3）對散熱罩蛇形管道結構參數進行優化雖可以提高散熱效率，但散熱效果并不明顯。如要提升散熱效果，可以通過降低散熱流體溫度、增大散熱流體流量來實現。

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Research on Heat Dissipation Efficiency of Serpentine Flow Channel Heat Dissipation Hood for Hing-temperature Servo Valve Based on Fluid-solid-hermal Coupling

Xu Mingqian1， Zhang Jian1， Li Jiayang2

1. Northeast Forestry University，Harbin 150040，China

2. Harbin Institute of Technology， Harbin 150001，China

Abstract： Electro-hydraulic servo systems are widely used in the field of aviation because they are characterized by large hydraulic loads and fast response. When the aircraft is in high temperature working condition， the electrohydraulic servo system will be greatly affected， which is not conducive to the normal operation of the aircraft. In order to address this problem， this paper adopts the method of fluid-solid-thermal multi-field coupling to optimize the serpentine flow path of high-temperature servo valve heat sink. First of all， this paper introduces the theoretical basis of fluid-solid-heat three-field coupling. Then， seven heat sink models are designed in this paper， and the physical model and fluid model of the heat sink are established respectively. Finally， the heat dissipation effects of the seven models are analyzed on this basis. The results show that increasing the number of runner bars does not improve the heat dissipation efficiency， while increasing the heat sink groove width and groove depth can improve the heat dissipation efficiency， but the heat dissipation effect is not obvious. If the heat dissipation requirement is to be achieved， it can be realized by increasing the flow rate and decreasing the fluid temperature.

Key Words： electro-hydraulic servo valves； high-temperature operating conditions； heat shield； fluid-solid-thermal three-field coupling； heat dissipation efficiency