復雜流道特種滑閥流場數值仿真

(上海船舶設備研究所，上海 200031)

引言

流場數值模擬是計算流體力學的核心內容之一，主要用于研究流體運動的物理特性，目前已廣泛應用于液壓工程設計領域，其中液壓閥的流場數值仿真成為近些年的熱門研究領域，運用先進的計算機分析技術，可使工程設計人員從復雜深奧的公式推導、反復驗算工作中解脫出來，更多的關注液壓閥功能的實際設計效果，指導液壓閥的結構優化設計，為后續液壓閥的實驗研究和定型使用奠定基礎，具有重要的工程意義。本研究中的特種滑閥是大型復雜液壓裝備流量調節的關鍵控制元件，具有獨特的結構設計形式[1-2]，滑閥由非全周開口窗口型大小閥組合而成，閥芯驅動部件驅動大閥閥芯動作開啟閥口，大小閥的開度調節通過杠桿機構實現，杠桿臂可繞鉸接點做小幅擺動，小閥與大閥開度大小關系取決于杠桿比，根據系統實際流量需求，工作時可小閥單獨作用或小閥大閥一起作用，圖1為滑閥主體結構示意圖。

該滑閥內部結構呈不規則狀，流道拓撲關系復雜，大閥通徑達150 mm，高壓、大通徑及超大流量的使用環境使其具有很大的特殊性，與工程中常見的液壓滑閥設計方法和性能指標存在較大差異，尤其在高壓大流量工況下，特種滑閥的流場行為表現出一定的獨特性[3-4]，使得該滑閥的設計開發具有相當的技術難度。為了降低研發成本、節省研制周期，工程中采用數值模擬方法分析液壓滑閥的內部流場特性[5]。本研究以特種滑閥為研究對象，借助CFD技術對滑閥內部流場進行數值模擬和可視化分析，用于指導實際工程中特種滑閥的優化設計工作。

圖1 滑閥主體結構示意圖

1 流場分析理論

1.1 數學模型

特種滑閥內部流體的流動遵循質量、動量及能量守恒定律，在大流量工況時，滑閥窗口的節流效應使實際流體工作在大雷諾數環境下，流體具有隨機性、有渦性、擴散性和耗散性等特征[6]，可視為工作在湍流狀態，適用標準k-ε湍流模型，其湍動能k方程如下[7]：

(1)

耗散率ε方程：

(2)

式中，ρ—— 流體密度

μ—— 分子黏度

μt—— 湍流黏性系數

Gk—— 由平均速度梯度引起的湍動能

Gb—— 由浮力影響產生的湍動能

YM—— 可壓縮湍流脈動膨脹對總的耗散率的影響

C1ε,C2ε,C3ε—— 常數，一般C1ε=1.44,C2ε=1.9

σk,σε—— 湍流普朗特數，σk=1.0，σε=1.3

Sk,Sε—— 源項

1.2 滑閥流量系數計算方法

流量系數是滑閥設計的重要參數，它是衡量液阻流通能力的指標，取決于閥口的收縮完善程度、孔口邊緣狀態和孔口形狀等因素。由伯努利方程推導得出滑閥閥口的平均速度為：

(3)

滑閥的流量為：

(4)

式中，Cv—— 流速系數

Cc—— 流經閥口的收縮系數

Δp—— 閥口前后壓差

ρ—— 介質密度

Ac—— 收縮斷面面積

A0—— 閥口面積

Cd=CcCv—— 流量系數[8]

由滑閥流量式(4)可得流量系數理論計算公式為：

(5)

2 流場數值模擬仿真

2.1 建模及網格劃分

本研究中的特種滑閥為三位三通機能的非全周開口滑閥，內部流道復雜且結構呈現非對稱狀，流場特性隨液體流向的不同而不同，需建立P-A及A-T兩個流向的三維模型分別加以分析。在不影響分析結果的前提下，對模型進行簡化，采用UG三維建模軟件和Fluent Meshing網格劃分工具建立內部流體三維模型并進行網格劃分，網格類型選用Poly-Hexcore，對閥口處網格進行加密處理，保證體網格的精度使maximum-skewness均小于0.8，采用網格總數分別為55萬個和64萬個時的仿真結果基本相同，計算效率相對較高，表明算法收斂性較好，網格劃分相對合理。

以小閥開度為基準，選取閥口開度范圍內的若干個工作點，分別建立小閥開度為6， 9， 12， 15， 17.5， 20.5， 23.5， 29， 41， 52， 64， 76， 87， 99， 110， 122， 134 mm時的三維模型，圖2為小閥開度29 mm(大閥開度5 mm)時，P-A和A-T兩個流向的內流場流體三維模型網格圖。

圖2 滑閥內部流場三維模型網格圖

2.2 邊界及參數設置

邊界條件設置如下：采用標準k-ε湍流模型，假設液壓油(水-乙二醇)為理想不可壓縮流體，忽略溫度的影響，密度為1080 kg/m3，動力黏度為0.0432 Pa·s。采用的邊界條件為壓力入口和壓力出口，標準大氣壓下操作環境，P-A流向的入口壓力為19.5 MPa，出口壓力為12.5 MPa，A-T流向的入口壓力為11 MPa，出口壓力為0，其他表面采用壁面邊界條件，流體與壁面的接觸面為非滑移壁面。

2.3 數值仿真結果分析

流場分析在ANSYS Fluent軟件中進行，按兩個流動方向分別開展流場三維穩態仿真模擬，得出不同閥口開度下滑閥內部流場的壓力速度分布規律及流量特性、流量系數隨閥口開度的變化規律。

1) 壓力及速度分布

(1) P至A口的壓力和速度云圖：以下各圖為小閥開度29 mm，大閥開度5 mm時，油液從進口P經滑閥流出至A口的壓力和速度云圖?；y內部的速度場如圖3所示。

圖3 滑閥內部流場流線圖(P-A流向)

從圖4壓力云圖可知，流體在流經小閥圓形通油孔進入小閥腔體時，壓力從19.5 MPa逐漸下降至約15.5 MPa，沿閥桿及閥體壁面狹小區域進一步流向小閥節流窗口時壓力基本穩定，經節流窗口壓力進一步下跌至約12.8 MPa；相對而言，大閥的壓力分布較為均勻，進出口及流道的壓力分別約為19.5 MPa和12.5 MPa，流體經大閥節流窗口形成約7 MPa壓差，可見節流窗口是壓力損失的主要部位?？傮w而言，小閥的壓力梯度變化比大閥更為明顯，這是因為此開度下，流體的絕大部分是通過小閥閥口流出至A口的原因，隨著大閥開度的變化，大閥壓力分布變化將加快。另外，閥體內存在局部低壓區域和壓力沖高現象，最低壓力約為9.5 MPa，小于出口壓力12.5 MPa，最高壓力19.7 MPa，高于入口壓力19.5 MPa，出現局部高低壓區的主要原因是系統在大流量工況下，流體流經節流窗口時，通流面積大大減小，流速急劇上升，形成射流形態，根據伯努利方程，流體動能增加，靜壓能就變小，出現局部低壓，反之入口處的流體流動速度相對較慢，流體動能較小，靜壓能就變大，導致近入口處及流速較低區域易出現局部壓力沖高，低壓的存在容易產生渦旋形成氣穴及“回流”現象，增大系統耗散能，引起振動和噪聲。

圖4 大小閥中心截面的壓力云圖(P-A流向)

從圖5速度云圖可知，大閥流道的絕大部分區域及閥腔死角、壁面等處的流速較小，接近為10 m/s，因大部分流體從小閥通過，小閥內的流動相對復雜、流速分布不均勻；大小閥的節流窗口處因通流面積大大減小，流速急劇增加，閥口區域形成射流，仿真結果顯示在約4100 L/min系統流量下，大小閥節流窗口處的最高流速分別可達約110 m/s和90 m/s，大閥閥口的流速變化相對小閥閥口緩慢，但亦會隨著大閥開度的增大逐漸上升，小閥閥口出口可能形成多個局部渦旋，也是形成氣穴的主要區域，對應壓力云圖的低壓區，隨著大閥開度和流量的增加，大閥閥口出口區域同樣會出現渦旋。對滑閥內流道采用流線型設計，同時對閥腔、閥口等局部尖角、棱邊處倒角，適當增大閥芯與閥桿過渡圓弧半徑等措施，可改善高速流體對閥桿、閥腔壁面的沖擊，減小振動和噪聲對系統的不利影響[9-10]。

圖5 大小閥中心截面的速度云圖(P-A流向)

(2) A至T口的壓力和速度云圖：以下各圖為小閥開度29 mm，大閥開度5 mm時，油液從進口A經滑閥流出至T口的壓力和速度云圖。油液從進口經滑閥流道的流動狀態如圖6所示。

圖6 滑閥內部流場流線圖(A-T流向)

從圖7壓力云圖可知，高速流體從進口流向小閥全開狀態的節流窗口時，因流道壁面沖擊效應消耗能量，壓力已從進口的11 MPa下降至約9.6 MPa，出小閥閥口后壓力變化速度加快，呈現不均勻分布，最低約2.3 MPa，流體沿閥桿及閥體壁面間的狹小區域行進時壓力基本穩定，經通油孔進入大閥腔體后壓力進一步下跌至約1.4 MPa；與P至A流向相似，在大閥處于5 mm的小開度下，大部分流體從小閥閥口經過，大閥流道內的大部分液體流速較慢，故壓力分布大范圍均勻，僅閥口處略有變化，但區域較小。同樣，局部低壓的存在，容易產生渦旋形成氣穴及“回流”現象，唯一不同的是，A-T流向時閥腔內存在較多的負壓區域，負壓將導致油液中的氣體以氣泡形式析出后破滅并混入系統，使得油液體積彈性模量大大降低，產生較大的振動和噪聲，影響系統穩定性，可見A-T流向下，在出口T無壓力的邊界條件下，滑閥工作狀態相對惡劣。實際工程中可考慮通過增加出口T回路上的背壓，消除負壓效應，改善液壓系統振動及噪聲。

圖7 大小閥中心截面的壓力云圖(A-T流向)

從圖8速度云圖可知，大小閥的節流窗口處流速急劇增加，閥口區域形成射流，在約4900 L/min系統流量下，大小閥節流窗口處的最高流速分別可達約140 m/s和98 m/s，與P至A流向相似，流速的快速變化是引起壓力分布不均、渦旋及氣穴現象的主要原因，優化閥體內部流道設計和局部結構可在一定程度上改善流場性能。

圖8 大小閥中心截面的速度云圖(A-T流向)

2) 流量特性及流量系數

本研究建立了不同開度下的滑閥內流場三維流體模型，基于出入口壓差一定的邊界條件，開展數值模擬仿真。計算得到出入口質量流量的理論值，取出入口質量流量的平均值并轉化為液壓工程中常用的體積流量，根據滑閥壓力流量公式求解流量系數的大小。

圖9為P-A和A-T兩個流向下，不同小閥開度對應的流量和流量系數仿真值繪制的折線圖。從圖形判斷，在閥口前后壓差一定時，流量隨閥口開度的增加而增大，單獨小閥作用時，流量增加相對緩慢，隨著小閥開度不斷增大，小閥和大閥共同作用時，流量增幅顯著上升，主要原因是大閥窗口過流面積遠大于小閥窗口，大閥開啟節流功能后，滑閥的面積梯度不斷增加，但流量上升到一定程度后均趨于穩定，可能原因是當閥口開到一定程度后，流量趨于飽和狀態。兩個流向下，流量系數Cd測算值整體均呈現先減小后增加再減小的趨勢，隨著小閥開度增加，P-A和A-T流向時，流量系數分別從最大的0.81、0.75較快的下跌至最小的0.42、0.38，流量系數的最大值出現在小閥小開口區域，最小值出現在小閥全開、大閥處于微小開口的過渡區域，小閥全開后大閥開度繼續增大，則流量系數呈現先增加后減小趨勢，仿真工作點測得的流量系數Cd的平均值約為0.55。另外， 仿真還進行了對相同閥口開度，施加不同數值的出入口壓力邊界后的計算，得出同一開度下，流量系數的大小基本不變的結果，表明特種滑閥流量系數的大小主要與流體的流動狀態和閥口的位置相關[11-12]。

圖9 閥口開度與流量及流量系數對應關系圖

3 流量系數的實驗測定

3.1 實驗方案

流量系數在特種滑閥性能試驗臺上測定，試驗臺主要包括液壓源、被試特種滑閥、調壓閥、流量計、壓力傳感器、位移傳感器、工控機等組成。根據滑閥實際工作狀態，按P-A和A-T兩個流動方向分別實驗，實驗基于定壓差條件開展(壓力參數設定值如表1所示)，進出口壓力由調壓閥設定并由壓力傳感器測得數據，流經滑閥的流量由流量計測得，閥芯開度由位移傳感器檢測，實驗時滑閥前后壓力及閥口開度調定至仿真模擬計算相同的數值，由液壓源供油后，測得不同閥口開度下的流量值，通過滑閥壓力-流量公式測定出流量系數的大小。圖10為特種滑閥流量系數實驗測定原理圖。

表1 流量系數測定實驗的壓力設定參數值

圖10 滑閥流量系數實驗測定原理圖

3.2 實驗結果及分析

由圖11可知，特種滑閥的流量系數計算值與實驗值最大偏差約為0.02，最大相對誤差約為3.4%，具有較高的吻合度，實驗值與仿真模擬值存在偏差的主要原因可歸結為仿真采用的流體模型和實驗條件下的流體實際流動狀態不盡相同，滑閥內部流道復雜，局部壓力損失及內泄漏等因素。但總體均在工程可接受范圍，表明采用CFD仿真手段測算特種滑閥流量系數值的方法可行，從仿真和實驗數值看，閥口開度不同流量系數的數值不同，故對于本研究的特種滑閥而言，參考液壓工程中對滑閥的流量系數取0.60～0.65定值的近似處理方法并不可取，將產生較大的工程計算誤差，而采用流量系數仿真數據擬合曲線用于工程分析計算更加符合工程設計要求。

圖11 滑閥流量系數對比曲線

4 結論

本研究通過對特種滑閥內部流場建模仿真，分析了其流場特性，得出的仿真結果和結論可用于指導實際系統和特種滑閥結構優化設計，仿真分析的主要結論如下：

(1) 特種滑閥中的節流窗口、流道、凹凸壁面、局部尖角、閥腔死角等局部位置是引起高壓大流量流體沖擊和壓力損失的主要原因，壓力和速度分布規律因閥口開度的不同表現不同。仿真結果表明，在系統大流量工作環境下，特種滑閥閥口處的流速急劇上升，壓力快速變化，產生局部低壓區，存在渦旋或回流的可能，優化節流窗口形狀、完善流道型線、平滑閥芯閥桿過渡面、倒鈍銳邊、減小死角數等措施，能一定程度上改善壓力突變現象，降低系統耗散能;

(2) 從A-T流向的仿真結果可知，系統大流量工作時，出口T壓力為0的情況下，閥體內部能量損失較大，出現較多的負壓區域，尤其是大閥處于小開口位置，這會導致油液中析出大量氣泡，氣泡破滅后產生氣體，產生氣穴現象，工程中可考慮在T口增加背壓，避免出現負壓效應，這樣可大大改善系統振動和噪聲;

(3) 仿真分析測算出的滑閥不同開度下的流量系數與實驗測定值吻合程度較高，表明通過CFD仿真技術得出特種滑閥流量系數的方法合理可行，對流量系數的仿真值進行曲線擬合，可用于實際工程分析計算，參考液壓工程中對滑閥的流量系數取定值的近似處理方法不適用本研究中的特種滑閥。