二通插裝閥流場數值模擬及其閥口流動特性研究

吳萬榮，萬 非

（中南大學 機電工程學院，長沙 410083）

0 引言

二通插裝閥（以下簡稱插裝閥）與普通液壓閥相比，具有結構緊湊、流動阻力小、通流量大、密封性能好、對油液污染敏感度低等特點，其工作可靠、使用壽命長，且在控制特性上響應快速，易于實現多機能控制。近年來，隨著計算機技術和計算流體動力學理論的發展，應用CFD方法對液壓閥內部流場進行仿真計算以及可視化分析，已成為液壓技術領域新的研究熱點，特別是對閥的結構參數設計以及流道結構的優化設計是發展液壓技術的重要內容之一。

目前，國內外眾多學者對液壓錐閥的內部結構與流場的研究取得了大量成果。Han Ming-xing等人[1]建立了三種不同結構的二維錐閥模型，采用CFD方法對錐閥內部流場進行解析計算，并分析了錐閥幾何參數和背壓對流動特性和空化特性的影響；Taghinia-Seyedjalali Javad等人[2]建立了兩種不同閥口結構的二維錐閥模型，采用CFD方法對錐閥內部流場進行數值模擬，并研究了不同閥口開度和不同閥口形狀對錐閥內部流場的影響；鄭淑娟等人[3,4]采用CFD方法對閥芯運動狀態下流體在插裝型錐閥內的流動狀態以及錐臺形錐閥的出流特性進行了可視化分析；王艷珍等人[5]采用CFD方法對水壓錐閥內部流場進行解析計算，并對閥芯結構進行優化，減小了壓力損失，并降低了閥腔內的最低負壓和閥芯所受的軸向液動力；高紅等人[6]采用數值模擬與可視化試驗相結合的方法，驗證了錐閥閥口的氣穴流動，并研究了氣穴流場對閥體與閥芯的影響；孫燦興等人[7]采用CFD方法對插裝閥內的流動狀態進行了可視化分析，并研究了開口度大小及閥芯運動對閥內流量及壓力的影響；曹飛梅等人[8]采用CFD方法對滑閥閥腔進行了穩態可視化分析，結合閥內流場特征，對滑閥結構進行了優化，有效抑制了閥內旋渦的產生，降低了能量損失；Abdalla M.Osman等人[9]利用FLUENT研究了液壓滑閥內部和比例閥內部的流動特性并研究了閥芯位置與比例方向控制閥上的能量損失之間的關系，結果發現能量損失主要發生在閥口處，通過改變閥腔的結構是降低能量損失的最有效方法。

上述研究主要針對錐閥內部流場特性、流量特性和氣穴，以及滑閥閥內部的流動特性和能量損失等進行了研究，但是對于錐閥能量損失方面的研究卻不多見，并且大部分研究把內部流場簡化為二維計算模型。為了深入解析工作過程中二通插裝閥內部流場，按照插裝閥的實際結構參數建立三維計算模型，本文采用Fluent軟件對插裝閥的內部流場進行可視化分析以及能量損失研究，并對流道結構進行了適當的改進，對比分析了不同閥口結構的內部流場特性。其研究的方法與結果對二通插裝閥的結構參數設計以及流道結構的優化設計具有一定的參考價值。

1 二通插裝閥的物理模型

插裝閥的基本結構如圖1所示，它由閥體、錐閥單元和蓋板等組成。閥體是錐閥單元的安裝體，閥體中有連接錐閥單元的主油口A，B及控制口C。錐閥單元是插裝閥的基本單元，它由閥套、閥芯、彈簧組成，閥芯是不完整錐形，閥芯錐角60°，在閥套上有4個對稱通油孔。閥套是錐閥單元的外殼，其外形尺寸已標準化，可以和閥體上的標準插裝孔相配合。閥芯是錐閥單元的運動零件，彈簧用來使閥芯復位，蓋板蓋住錐閥單元并安裝插裝閥的控制機構。

圖1 二通插裝閥結構原理圖

如圖1所示，A、B分別為主油路的進出口，C為控制油路通口。設A、B、C油口的壓力及其作用面積分別為pA、pB、pC和AA、AB、AC，AC=AA+AB，為彈簧作用力。如不考慮閥芯的質量、液動力和摩擦力等的影響，則當pAAA+pBAB＞pCAC+Fs時，閥芯開啟，油路A、B接通；當pAAA+pBAB＜pCAC+Fs時，閥芯關閉，A、B不通。可見，只要改變控制油口C的壓力 就可以控制油口A、B的通斷。因此，插裝閥通過不同的控制蓋板和各種先導閥組合，便可構成方向控制閥、壓力控制閥和流量控制閥。

2 CFD計算模型

2.1 流體基本方程

采用CFD軟件Fluent對插裝閥閥內三維流場進行數值模擬，分析內部流場特性，并假設流體為不可壓縮、牛頓流體，流體流動的控制方程包括質量守恒方程、動量守恒方程、能量守恒方程[10]。

質量守恒方程：

動量守恒方程：

能量守恒方程：

式中，p為平均壓力；ρ為流體密度；γ為運動粘度；μ-i為平均速度；μ'i為i方向的脈動速度分量；μ'j為j方向的脈動速度分量；cp為比熱容；T為溫度；k為流體的傳導系數；ST為內熱源及粘性摩擦產生的熱能。

2.2 湍流動能平衡方程

標準模型k-ε的湍動能k和耗散率ε方程為[11]:

式中：k為湍動能；μl為層流粘性系數；μt為湍流粘性系數；Gk為層流速度梯度產生的湍流動能；Gb為浮力產生的湍流動能；μ為有效粘性系數，且μ=μl+μt；Cμ為湍流常數，C1ε、C2ε、C3ε、δk和δε為經驗常數，且（Cμ，C1εC2εδkδε）=（0.99，1.44，1.92，1.0，1.3）。

2.3 計算模型與網格劃分

為了深入解析工作過程中二通插裝閥內部流場，按照插裝閥的實際結構參數建立三維計算模型。由于該二通插裝閥不是完全以閥芯中心線對稱布置，且流體在閥腔內的流動是非常復雜的三維運動。另外，采用二維計算模型進行分析會產生較大的誤差。因此按照該插裝閥的實際尺寸，采用SolidWorks軟件建立插裝閥的三維流場模型，如圖2所示。

圖2 二通插裝閥的三維流道剖面模型

創建閥內三維流場模型，并利用Fluent的前處理軟件進行網格劃分。采用靈活性高和適應能力強的非結構化網格，對壓力、速度梯度較大或存在復雜渦流的閥口及其進出口腔交界處采用局部網格細化，以獲得更好的求解精度，對壓力變化不大的地方采用粗網格以減少計算機運行時間和存儲容量。劃分網格后閥內流道幾何結構如圖3所示。

圖3 劃分網格后閥內流道幾何結構

流體介質為液壓油，密度為860kg/m3，運動粘度為40mm2/s，絕對粘度為0.0344Kg/(m·s)。計算邊界條件為速度入口(velocity-inlet) 和壓力出口（pressureoutlet），入口流速由流量控制，出口壓力為0MPa。

3 仿真結果與分析

3.1 流場仿真結果分析

如圖4所示，是閥口開度為1mm，入口流量為80L/min，閥腔內部的壓力分布圖、速度矢量圖和湍動能分布圖。

由壓力分布圖（如圖4(a)所示）可知，閥口附近的壓力梯度較大，而閥進、出口流道的壓力梯度較小。在閥口附近閥芯底部處，出現了最低負壓（-0.52MPa），且在閥腔出口流道出現了較大面積的負壓區域。這是由于閥口收縮流動作用，使收縮處油液流速區域增大，壓力值急劇下降導致負壓區域的產生，當壓力值降低到空氣分離壓（一般液壓油的空氣分離壓為1300～6700Pa）[12]時，就會出現氣穴現象，氣穴不僅會使閥芯在運動過程中產生噪聲和振動，同時還會出現氣蝕現象，破壞閥體表面。因此需對閥結構進行改進，盡量減小負壓區域，并且提高負壓值。

由速度矢量圖（如圖4(b)所示）可知，油液經過閥口時呈高速射流狀態，在進口流量恒定不變時，由于閥口處過流面積的突變，油液流速迅速增大，在此處流速最大。油液呈射流狀態流經閥口并形成附壁流，進入閥的出油腔后，在閥腔內形成了兩個旋渦，一個位于閥套拐角處，分布面積較小，另一個位于閥出口流道內，分布面積較大。由于粘性作用，拐角處后面的油液被帶動而旋轉，產生渦流，造成能量損失，并產生噪聲。同時對比壓力分布圖，閥腔產生旋渦的區域和出現局部低壓區域相吻合，因此閥腔內產生旋渦主要是由局部區域的壓力差所造成的。

由湍動能分布圖（如圖4(c)所示）可以看出，在閥口下游以及閥出口流道內部湍動能變化梯度較大，同時對比速度矢量云圖可知，旋渦產生區域分布在湍動能突變區域，出現旋渦的附近，湍流動能相對很大，因此旋渦的產生造成了較大的能量損失，減小了能量利用率[8,9]。因此，在對二通插裝閥結構設計時應該盡量避免旋渦的產生。

圖4 閥口開度為1mm的流場分布圖

3.2 不同閥口開度對插裝閥流場分布影響

圖5、圖6和圖7分別為入口流量80L/min，閥口開度3mm、5mm閥腔內部的壓力分布圖、速度矢量圖和湍動能分布圖。

圖5 不同閥口開度下的壓力分布圖

圖6 不同閥口開度下的速度矢量圖

圖7 不同閥口開度下的湍動能分布圖

對比不同閥口開度下的壓力分布圖（如圖4(a)和圖5）所示，在相同入口流量的情況下，隨著閥口開度的增大，閥腔內整體壓力變化梯度減小，閥腔內部最高壓力值由0.78MPa逐漸下降至0.15MPa；當閥口開度較小時，閥口處形成局部負壓區域，隨著閥口開度的增大，閥口處負壓區域分布面積逐漸減小，并且負壓區域壓力值也逐漸增大。

對比不同閥口開度的速度矢量圖（如圖4(b)和圖6）所示，在相同入口流量的情況下，隨著閥口開度的增大，閥腔內油液最大流速由41.8m/s逐漸下降至18.9m/s，閥口附近油液流體速度變化梯度較小；當閥口開度較小時，閥腔主要出現兩個旋渦，隨著閥口開度的增大，旋渦在主流的影響下逐漸耗散，最終只出現一個分布面積較小的旋渦。

對比不同閥口開度下的湍動能分布圖（如圖4(c)和圖7）所示，當入口流量相同時，隨著閥口開度的增大，閥口處以及閥出油腔內部湍動能值逐漸減小；隨著閥口開度的減小，高湍流區域逐漸向閥口區域移動。因此，當入口流量相同時，隨著閥口開度的增大，閥腔內部油液湍流強度減弱，能量損失降低。與速度矢量圖及壓力分布圖對比可知，湍動能變化較大的區域與旋渦產生區域及壓力變化較大區域相吻合。因此，旋渦的產生能夠造成較大的能量損失。

3.3 閥口壓降特性分析

根據前面分析可以得到插裝閥在不同入口流量下的閥口開度－壓降特性曲線，如圖8所示。

圖8 閥口開度－壓降特性

由圖8可知，閥口開度從0.5mm逐漸增大到5mm時，閥口壓降從4.33MPa逐漸降低至0.01MPa，當入口流量一定時，閥口壓降隨著閥口開度的增大而逐漸減小。當閥口開度小于1mm時，壓降減小的幅度較大，閥口開度大于1mm時，壓降減小趨勢較平緩。出現上述現象的主要原因是，當閥口開度小于1mm時，閥口過流面積隨閥口開度的增大逐漸增大，但其增大幅度較小，因此，在一定入口流量的情況下，壓降減小的幅度較大。當閥口開度相同時，閥口產生的壓降隨著入口流量的增大逐漸增大，同時油液經過閥口后造成的節流損失也隨之增大。

4 不同閥口結構對流場分布的影響

在二通插裝閥原結構的仿真結果基礎上，提出以下兩種結構，如圖9所示。由原結構的仿真結果可知，閥腔內形成了旋渦，造成能量損失，可將閥腔內突變拐角結構改為較為平緩的過渡結構，從而改善旋渦的分布情況，因此將原結構節流口下游的閥芯和閥套突變拐角結構改為圓弧過渡結構，如圖9(a)所示；根據原結構的仿真結果，基于速度矢量圖中主流的流動方向，將閥芯的形狀改為圓凸臺形，如圖9(b)所示的結構。

以閥口開度為1mm為例，進口流量為80L/min，出口壓力為0的情況下進行了仿真，仿真結果如圖10和圖11所示。

如圖10所示，與原有二通插裝閥結構的仿真結果（如圖4所示）相比較，由速度矢量圖和湍動能分布圖可知，A型結構的流場中只形成了一個分布面積較大的旋渦，且其分布位置較原結構往下移動了。相比較原結構的湍動能，旋渦附近的湍流強度減弱，大大降低了能量損失。由壓力分布圖可知，閥腔內最高壓力值為0.55MPa，低于原結構的入口壓力，但由于閥口處過流面積突然減小，導致油液的流速迅速增大（流速達到43.3m/s），使閥口的壓力值降低（最低負壓為-0.69MPa），出現了更低的負壓區域，增大了發生氣穴現象的概率。

圖10 A型結構的流場分布圖

如圖11所示，與原有二通插裝閥結構的仿真結果（圖4）相比較，由速度矢量圖和湍動能分布圖可知，B型結構的流場中也出現了兩個旋渦，且旋渦的分布位置很相近，這主要是因為圓凸臺的導向作用造成的。但相比較原結構的湍動能，旋渦附近的湍流強度減弱，能量損失降低。由壓力分布圖可知，閥腔內最高壓力值為0.74MPa，最低負壓為-0.46MPa，與前幾種結構相比較，此時出現的最低負壓明顯提高了，降低了發生氣穴現象的概率。

圖11 B型結構的流場分布圖

5 結語

1）通過對二通插裝閥內部流道進行流場仿真分析得出，閥口開度為1mm時，在靠近閥套拐角處產生了旋渦；在閥口附近閥芯底部處，出現了最低負壓為-0.52MPa，且在閥腔出口流道出現了較大面積的負壓區域。隨著閥口開度的逐漸增大，負壓區域分布面積也逐漸縮小。

2）通過流場仿真結果對閥腔內部流道進行適當的改進，與原二通插裝閥結構相比較，A型結構的流場仿真結果中旋渦區減少，大大降低了能量損失。因此，平緩的過渡結構可以有效消除旋渦。但閥腔內出現了更低的負壓區域，最低負壓為-0.69MPa，增大了發生氣穴現象的概率。B型結構的流場仿真結果中出現了兩個旋渦，且旋渦的分布位置與原結構很相近，但旋渦附近的湍流強度減弱，降低了能量損失。閥腔內最低負壓為-0.46MPa，其最低負壓明顯提高了，大大降低了發生氣穴現象的概率。