基于閥芯結構優化的比例閥液動力補償方法研究*

白 俊,趙 斌,郝云曉,王 波,劉 赫

(太原理工大學 新型傳感器與智能控制教育部與山西省重點實驗室,山西 太原 030024)

0 引 言

直動式比例閥是比例控制技術的核心元件。在直動式比例閥的工作過程中,由閥內比例電磁鐵輸入電信號,使比例閥的閥芯產生相應的動作。在這一過程中,閥芯主要受到驅動力、慣性力、摩擦力、彈簧力和液動力共5個力的共同作用。

在閥芯受到的所有力中,最難準確計算的就是液動力。由于比例電磁鐵提供的驅動力有限,過大的液動力會導致閥芯產生卡滯現象。所以,研究閥芯所受液動力的規律和補償方法,對提高直動式比例閥工作性能有著重要作用。

在針對閥內流場及液動力的研究方面目前已有很多的成果。金偉等人[1]采用FLUENT對旋轉閥進行了仿真分析,得到了旋轉閥不同旋轉角度下的速度、壓力及基曲線圖,可為旋轉閥的優化設計提供理論參考。張鑫等人[2]利用FLUENT軟件,得到了多路閥動臂聯穩態流場的內部流動規律和穩態液動力的變化規律,該結果可為多路閥的優化設計提供參考。趙蕾等人[3,4]利用動網格技術,分析了全周開口滑閥所受的液動力及其徑向不平衡力。揚科等人[5]采用FLUENT中的動網格技術,針對0.5 mm小開口滑閥的流動狀態進行了靜、動態仿真,研究了小開口滑閥的流量及其液動力特性。楊慶俊等人[6-8]針對不同的節流槽及流道結構進行了仿真研究,分析比對了不同類型的節流槽及不同尺寸的流道結構對穩態液動力的影響。鄭長松等人[9]應用FLUENT仿真軟件,在考慮了軸頸對液動力影響的基礎上,分析了滑閥在不同開度下的流場與穩態液動力的變化規律。

由于以上的研究工作缺少相關實驗數據作為參照,張宏等人[10]采用了實驗與仿真相結合的方法,對滑閥的穩態液動力進行了仿真,結果發現,在滑閥的穩態液動力仿真中,采用k-ε模型能夠更好地擬合試驗數據。

目前,針對滑閥的穩態液動力的補償方法主要有:改變流道布置法[11]、閥套斜孔法[12]及非全周開口法[13]。同時,國外學者RICCARDO A等人[14-18]通過優化閥芯結構,有效地降低了滑閥的穩態液動力。

以上研究大多只針對比例閥的進油口,而在實際工程中,比例閥的進油口和回油口是同時工作的。

結合上述關于滑閥液動力的研究方法,筆者探討開度在0～1.0 mm閥套上開矩形通孔的滑閥,在不同開度及壓差時的液動力大小,并分別對滑閥進油口和回油口的閥芯結構進行優化;同時,分析全流域工況下,閥芯結構優化對其液動力補償的效果。

1 直動式比例閥工作原理

直動式比例閥是一種常見的、應用范圍廣泛的液壓控制裝置。通過比例電磁鐵,直動式比例閥可以按輸出電信號連續、按比例地對油液的壓力、流量和方向進行控制。

直動式比例閥的結構如圖1所示。

圖1 直動式比例閥結構圖1—線圈;2—銜鐵;3—推桿;4—彈簧;5—滑閥閥芯;6—閥套

圖1中,當線圈1接通電信號時,線圈內產生磁場,對銜鐵產生作用力,銜鐵2在磁場中按信號電流的大小和方向成正比例、連續地運動,再通過推桿3控制滑閥的閥芯運動。

在閥芯的運動過程中,閥芯的受力公式為:

(1)

式中:Fact—電磁鐵所提供的驅動力;m—直動式比例閥閥芯、電磁鐵銜鐵及彈簧的質量之和;b—閥芯運動時的等效粘性阻尼系數;Fpk—彈簧作用力;F1—直動式比例閥閥芯所受液動力;Fpf—直動式比例閥所受的摩擦力。

由式(1)可知:

(1)在比例閥的工作過程中,電磁鐵的輸出力需克服彈簧力、液動力和摩擦力等阻力。在這些阻力中,摩擦力較小,其對比例閥的動、靜態特性影響也較小;

(2)彈簧輸出力與其自身剛度和閥芯位移有關,基本不受閥口壓差和流量變化的影響,因此,其對比例閥的動、靜態特性影響基本不變。

在比例閥的工作過程中,閥芯液動力隨閥口壓差和流量的增大而增大。由于比例電磁鐵自身驅動能力有限,當比例閥在高壓、大流量工況下工作時,閥芯所受液動力較大,閥芯響應速度過慢,比例電磁鐵輸出力不足以推動閥芯運動。

而閥芯所受到的液動力是限制直動式比例閥工作壓差、通流能力,及影響比例閥動態特性的關鍵因素。因此,研究如何減小閥芯所受到的液動力,對提升直動式比例閥的性能具有重要意義。

2 計算模型處理

2.1 分析模型處理

此處以某型號6通徑直動式比例閥作為研究對象,其結構如圖2所示。

圖2 比例閥整體結構示意圖

在直動式比例閥中,為了獲得良好的性能,通常采用閥套與閥芯組合的形式,同時便于閥套上節流槽的加工。圖2中,閥套上就加工有矩形節流槽。

同時,在圖2中,油液由P口經節流槽流向A口,油液由B口經節流槽流向T口。

設定額定壓差為3.5 MPa、額定流量為24 L,筆者對閥套節流槽進行設計;初步計算得到閥套矩形節流槽的通流面積為7.5 mm2;設計比例閥閥芯行程為1 mm,在閥套上設計2個對稱的矩形節流槽,節流槽面積梯度為3.125 mm。

首先,筆者采用UG軟件,對該直動式比例閥結構進行三維建模。

比例閥的滑閥三維模型如圖3所示。

圖3 比例閥的滑閥三維模型圖

2.2 網格劃分

筆者將建立的三維模型導入ANSYS/DM中,抽取其流道。

在對模型進行網格劃分時,為了控制網格數量,提高計算的效率,此處只對閥套節流口處進行網格細化,并保證在閥口尺寸最小的地方有5個網格(比如開口度為0.2 mm時,閥口處網格大小為0.04 mm)。

P-A進油口流體域三維網格模型如圖4所示。

圖4 直動式比例閥三維網格模型

2.3 邊界條件和計算條件

此處,將邊界條件設置為:

油口P為壓力入口,油口A為壓力出口;其余壁面設置為靜止壁面,整個實體區域設置為流體區域。

計算條件設置為:

(1)流體為牛頓流體,且不可壓縮;

(2)假設閥芯與閥套之間無配合間隙;

(3)液體介質選用46號液壓油,其密度為ρ=890 kg/m3,動力黏度為μ=0.046 kg/(m·s);

(4)流動狀態為湍流,采用k-ε湍流模型。

3 比例閥CFD仿真分析

3.1 直動式比例閥流場分析

此處取閥口壓差為12 MPa,此時,筆者通過FLUENT軟件對不同閥口開度進行仿真計算,得到閥口及流道的壓力和速度流線分布結果。

這里以閥口開度1.0 mm為例,經過仿真得到常規滑閥流場分布圖,如圖5所示。

圖5 常規滑閥流場分布圖

從圖5中可以看出:

(1)當油液流經閥口時,由于閥口起一定的節流作用,導致流經閥口的流速增大,此時,在閥口處形成高速射流區;

(2)最高流速出現在高速射流的中心區域,此處油液壓力迅速降低,并出現局部負壓區,導致流體空化現象的發生。

3.2 穩態液動力

當閥口的開度一定時,油液流經滑閥時其流速的大小和方向均發生變化,對滑閥產生一個反作用力,該力作用在閥芯上,其軸向分量即為穩態液動力。

滑閥穩態液動力的理論表達式為:

F=2CVCdAaΔpcosθ

(2)

式中:CV—流速系數,一般取值為0.95～0.98;Cd—流量系數;Aa—閥口通流面積;Δp—閥口前后壓差;θ—滑閥節流口處的射流角,對于理想滑閥,一般取θ=69°。

筆者采用FLUENT軟件,對比例閥不同閥口開度及壓差下閥芯所受的液動力進行仿真計算,得到穩態液動力的仿真值,并將其與通過式(2)計算得到的液動力理論值做對比。

不同壓差與閥芯位移時,比例閥穩態液動力的變化曲線,如圖6所示。

圖6 不同壓差與閥芯位移時比例閥穩態液動力變化曲線

對圖6所示的理論與仿真曲線進行分析可知:

(1)閥芯所受液動力都是隨閥口開度和閥口壓差的增大而增大,當閥口開度大于一定值時,仿真獲得的閥芯穩態液動力變化速率明顯減小;

(2)在理論計算過程中,將射流角、流量系數和流速系數等取為定值,閥口壓差固定;閥套采用矩形節流通孔設計,通流面積和閥口開度成正比;理論計算獲得的比例閥液動力與閥口開度成比例關系。

然而,閥芯穩態液動力為作用于臺肩壁面的壓力合力,而臺肩壁面所受壓力與閥腔尺寸等因素相關,它們之間沒有線性關系,所以仿真獲得的穩態液動力與閥口開度的變化關系曲線并不是一條直線。

3.3 閥芯結構優化設計

3.3.1 改進結構原理

由于本質上閥芯液動力是由流過閥口的流體動量變化引起的,此處可采用閥腔控制體的動量變化來表示閥芯的液動力。

P-A原結構和改進結構示意圖如圖7所示。

圖7 P-A口示意圖

根據動量定理,液動力的計算公式為:

F=ρQ(v1cosθ1-v2cosθ2)

(3)

式中:v1，v2—流體流入和流出閥口的平均速度;θ1，θ2—流體流入和流出閥口的角度。

由于閥口處無倒角、圓角,且無配合間隙,此時的出射角θ2=69°,入射角θ1=90°。

由式(3)可知:要想減小液動力可以采用減小入射角的方法,這里通過在閥桿中間增設錐形凸臺的方法,來改變流入閥口的速度方向,以減小入射角的大小;并且在閥芯臺肩根部增加圓角,以獲得更好的導流效果,減小對閥芯臺肩根部造成沖擊(圖7)。

圖7(b)中,錐形凸臺的高度與閥芯臺肩平齊,由于出射角θ2=69°,這里將凸臺斜角α設為21°,倒角R=1 mm。

3.3.2 結構改進后對液動力及流量的影響

在不同壓差下,筆者對優化后的滑閥結構在不同開口度下的液動力進行三維流場仿真分析,以得到滑閥閥芯所受的液動力和進出口流量。

優化前后，不同滑閥結構的液動力曲線如圖8所示。

圖8 不同結構液動力曲線

優化前后，不同滑閥結構的流量曲線如圖9所示。

圖9 不同結構的流量曲線

由圖9可以看出:

(1)閥口流量隨閥口開度和壓差的增大而增大,流量與閥口開度近似成線性關系,該結果表明,閥套開矩形節流口這種結構使其具有良好的線性特性;

(2)改進結構后閥口的流量曲線近似與原結構閥口流量曲線重合,這表明優化的錐形凸臺對流量造成的影響很小。

由圖8、圖9可以看出:當閥口開度較小及流量較小時,改進結構對滑閥液動力的補償效果并不明顯;但隨著閥口開度、流量和壓差的不斷增大,結構優化對閥芯液動力的補償效果則越來越明顯。

3.3.3 錐角α對液動力的影響

由式(3)可以看出:理論上,當入射角θ1越小,即錐形凸臺的傾斜角α越大時,式中液動力F值越小。

根據前述分析可知,液動力隨閥口開度和壓差的增大而增大,這里選取壓差為12 MPa,開口1.0 mm的工況下,不同錐臺斜角α(α分別取11°、21°、31°、41°、51°、61°)進行仿真分析。

在不同凸臺傾斜角下,穩態液動力的變化結果如圖10所示。

圖10 穩態液動力在不同凸臺傾斜角下的變化

圖10中,隨著凸臺傾斜角的不斷增大,穩態液動力的值不斷減小,由此可見,仿真結果與理論公式分析的結果相符。

由于受到閥芯尺寸的限制,在本研究中,凸臺傾斜角α設置為61°。此時,閥芯的液動力已經很小。

3.4 全流域的液動力分析

3.4.1 回油口結構改進

改進前后的回油口B-T結構對比圖,如圖11所示。

圖11 B-T口示意圖

圖11中,原結構回油口結構模型的閥口處無倒角、圓角,且無配合間隙,此時的入射角θ1=69°,出射角θ2=90°。由前文可以得出結論,要想減小液動力,應盡量減小出射角θ2。

因此,在改進后的結構中,筆者將壁面4設計成錐面;錐面斜度應取較大值,以滿足出射角θ2盡量小的條件;而且,更大的錐面斜度也有利于減小油液對原壁面4的沖擊。

3.4.2 全流域仿真模擬

優化前后的閥芯模型如圖12所示。

筆者分別對原閥芯結構和優化后的閥芯結構進行了全流域的流場仿真,得到的全流域流體域計算模型如圖13所示。

圖13 全流域流體域計算模型

然后,筆者將油口A和B用管路相連,P口為進油口,T口為出油口。

在仿真過程中,筆者取進油口壓力值為12 MPa、18 MPa、24 MPa,取出油口壓力值為0 MPa分別進行模擬。

模擬得到不同結構全流域液動力仿真曲線如圖14所示。

圖14 不同結構全流域液動力仿真曲線

由圖14可以看出:采用優化后的閥芯,能夠明顯地減小閥芯的液動力;在比例電磁鐵自身驅動力有限的條件下,可以避免由于閥芯所受液動力過大而造成閥芯響應速度慢的問題;

同時,與改進結構相比,原結構在小開口處液動力差異很小,且差異隨著閥芯開口度和壓差的增大而增大,液動力最大補償效果可達45%。

以上仿真結果表明:通過對閥芯結構進行優化[19,20],可在大開口、大流量、大壓差的工況下,很好地補償閥芯的液動力。

4 結束語

筆者以開矩形閥套節流通孔的滑閥閥腔為研究對象,分析了滑閥閥芯所受的穩態液動力、隨閥芯的開口度以及壓差變化的規律,提出了一種閥芯結構的優化方法,實現了對滑閥閥芯所受穩態液動力的補償。

主要研究結論如下:

(1)通過理論分析與仿真研究,發現穩態液動力理論計算結果與閥的開口度、壓差成線性關系(仿真獲得的穩態液動力與閥口開度關系并不成比例關系),并且隨著閥的開口度的增大,比例系數不斷減小;

(2)依據理論公式提出的閥芯結構優化方法,可有效地減小閥芯所受的穩態液動力,且不會對滑閥流量特性造成影響;優化后的閥芯結構錐面斜度越大,液動力補償效果越好,并且在高壓、大流量的工況下,液動力的補償效果更明顯。

在后續的研究工作中,筆者將研制出直動式比例閥的樣機,并通過對其特性的測試,來驗證上述閥芯結構優化方法的可行性和效果。