比例伺服閥低液動力閥芯導流結構優化設計*

張志豪，蘇 琦，李海賓，方梓帆，陳冬冬，魏遠恒

(1.浙江大學 機械工程學院·杭州·310057；2.上海衡拓液壓控制技術有限公司·上?！?01612；3.內蒙古北方重工業集團有限公司·包頭·014033)

0 引 言

液壓傳動比電氣傳動、機械傳動等驅動力更大、穩定性更好、體積緊湊。液壓閥是液壓系統的核心控制元件，用于控制液流的流動方向、壓力和流量等，特別在高性能比例伺服閥液壓控制系統中，比例伺服閥的控制性能直接影響著液壓系統的性能。流體的流態在經過閥口后會發生改變，對閥芯產生液動力，液動力屬于干擾力，具有很強的隨機性和不穩定性，其作為比例伺服閥閥芯控制系統中最大的干擾力，限制了比例伺服閥的靜動態控制性能。對閥芯處的液動力進行研究可以有效減少其對液壓閥性能的不利影響，進而指導比例伺服閥產品設計和工程實踐應用。

目前，國內外眾多學者已針對液壓閥的液動力開展了大量研究，計算流體力學(Computational Fluid Dynamics，CFD)方法的發展使得這項研究更加深入。浙江大學謝海波等基于CFD仿真方法研究了不同的閥口形態對錐閥液動力的影響規律，分析了閥座上有無倒角時閥芯所受液動力的情況，對液動力補償優化設計具有重要的指導意義；王迪等提出了帶孔阻尼套結構，通過改變閥芯表面壓力分布和油液射流角，以降低開關閥的閥芯液動力；楊慶俊等針對入口節流型滑閥開展了仿真試驗，計算了不同結構參數和工作條件下液動力的變化規律，并分析了其內在機理；大連理工大學張宏等對多路閥不同開度和流量下的閥芯受力情況進行了數值模擬分析,并通過試驗驗證了仿真的正確性。

比例伺服閥在現代工業中應用廣泛，其執行元件主要為滑閥式結構，即閥芯、閥套、閥體結構?；y通過閥芯與閥套間的相對運動，改變節流口面積，控制流量大小。在比例伺服閥中，液動力是最主要的外部干擾力，會因閥口開度的大小和閥芯結構的不同發生變化。對伺服閥滑閥內部進行流場分析有助于深入了解其工作機理，對液壓閥結構優化設計和提升控制性能具有重要意義。J.R.Valdes等基于動量定理和流體不可壓縮理論體系，針對比例閥的穩態液動力和流量建立了可估算的數學模型；楊科等采用Fluent中的動網格技術，研究了伺服閥滑閥在小開度范圍內的流量和液動力特性；陸倩倩等則對出口節流型換向閥的徑向液動力開展了系列研究，但多數學者認為液壓閥結構對稱時，徑向液動力是自相平衡的。

本文針對一種比例伺服閥，開展閥芯導流結構創新設計，提出優化設計方案，采用CFD技術對閥口處的流體域進行數值模擬分析，以研究不同的閥芯導流結構下的液動力特性。

1 方案設計

1.1 計算理論

穩態液動力又稱伯努利力，是液流進出閥腔后改變方向給閥芯的反作用力，直接影響滑閥的工作性能和控制性能。

穩態液動力的基本計算公式為

=cos

(1)

式中，為油液密度；為流量；為流速；為流束射流角。

本文研究的滑閥主閥芯徑向存在對稱的4組節流口，每組節流口周向均勻分布4個相同的閥口，因此閥芯徑向力處于平衡狀態，穩態液動力作用于閥芯軸線方向的壁面上。繪制滑閥閥口處的結構簡圖，受力面包括閥芯軸向壁面、左右壁面、閥套內壁面以及節流口壁面，如圖1所示。根據動量定理，對閥芯液動力進行理論計算，其動量公式為

圖1 滑閥的穩態液動力分析模型Fig.1 Steady-state hydrodynamic analysis model of slide valve

=-(cos-cos)

(2)

式中，、分別為流入、流出速度；、分別為進出口的射流角?？芍?，閥芯所受液動力受進出口射流角的影響。

1.2 液動力補償方案

為減小液動力對液壓閥性能的影響，現有多種液動力補償方案，經典的方法如閥套運動法、射流導向法以及壓降補償法等。射流導向法通過優化進口角度、閥套長度等參數，降低液動力；壓降補償法通過增加節流孔處的壓降，使之作用在閥芯上以補償穩態液動力，但只適用于大流量系統。由于比例伺服閥種類繁多，其液動力補償方案也因工況的復雜性和閥口形狀的特殊性而制定。

閥芯和閥套的結構會直接影響射流角的大小，因此，理論上適量改變閥芯導流內壁的弧度，可調整閥芯所受液動力的大小。根據1.1節的理論分析，本研究主要針對閥口導流壁面提出創新設計方案。

圖2所示分別為閥芯導流內壁的傳統結構和創新后的結構圖。由圖2可見，傳統方案中進油口處的閥芯縱向內壁與軸向內壁垂直，僅有較小的圓角；而創新方案中改變了縱向內壁的方向，整體的導流內壁呈圓弧過渡狀。從圖2可觀測到，創新設計后的射流角比傳統方案的射流角數值要小，代入式(2)可得出，在小開度范圍內創新設計方案的液動力理論值小于傳統方案。

(a)傳統方案

1.3 方案設計與模型建立

基于上述創新方案對本研究的比例伺服閥閥芯導流內壁進行創新設計。

首先運用SolidWorks軟件建立滑閥主閥芯、閥套、閥體的三維幾何模型，如圖3所示，主閥芯從左到右沿軸向分布4組節流口，分別對應A-T、P-A、P-B、B-T節流口，每組節流口又包含周向分布的4個閥口。滑閥模型建好后，內部生成流體域，直觀展示油液的流動情況，如圖4所示。

圖3 閥腔三維模型Fig.3 Three-dimensional model of valve chamber

圖4 流體域模型Fig.4 Fluid domain model

該滑閥結構上存在較好的對稱性，即無論主閥處于左位還是右位，都有2個閥口處于節流狀態，如左位狀態時油液流向為：P→A、B→T，每個閥口處實際上由上下前后4個相同的閥口組成，且所有閥口的尺寸都一致。為減小計算量，縮短運算時間，初步選擇左位狀態下單個閥口及其連通容腔中的油液為分析對象，將單閥口的流量和液動力數值乘以閥口數量作為總流量和總液動力。

對P-A、B-T這4個閥口的閥芯導流內壁分別進行創新設計，傳統方案為兩垂直壁面，拐角處設置較小的圓角；創新方案則設計為圓弧狀導流壁面，圓弧均與閥芯軸向壁面相切，設計參數如表1所示。繪制各個閥口的傳統結構和創新結構對比圖，如圖5所示，其中4個閥口的傳統結構分別用P、A、B、T表示，創新結構分別用P、A、B、T表示。

圖5 傳統方案與創新方案的結構參數對比圖Fig.5 Structure comparison chart of traditional and innovative schemes

表1 閥芯導流壁面設計參數Tab.1 Design parameters of valve guide wall

對每個閥口均做結構創新設計，則P-A閥口有PA、PA、PA、PA四種結合方案，同理B-T閥口有BT、BT、BT、BT四種結合方案，再將閥口兩兩結合最終形成共十六種總方案。接下來進行仿真實驗，探究各個方案對流場狀態及閥芯所受液動力的影響規律。

2 仿真設置

2.1 網格劃分與Fluent仿真設置

本研究中主要探討最大開度小于1mm的開口滑閥在不同開度下的閥芯液動力特性和液流狀態。使用傳統的仿真分析方法只能不斷改變模型的開度尺寸，效率低下；而運用CFD滑移網格法則更加高效便捷。其原理是采用瞬態分析思路，設置閥芯移動速度，在每個時間步長內，將閥芯油腔移動一小段距離進行計算，可得到從0開度到最大開度下的流量和液動力數據。在Fluent中對閥口的特殊形狀作網格細化處理，建立的仿真模型更加精確，更貼合實際工況。

利用ANSYS Fluent軟件進行仿真分析，假設流體域介質為不可壓縮的牛頓流體，忽略重力和閥腔內部的傳熱影響。采用Mesh工具對流體域進行網格劃分，模型如圖6所示，該模型節點數為31萬，網格數為53萬，網格比較精細，仿真分析精度較高。

圖6 單個節流口(P-A)網格模型Fig.6 Single orifice (P-A)grid model

仿真參數設置主要包括邊界條件、介質參數以及求解原理等，如表2所示。

表2 流場仿真主要參數設置Tab.2 Main parameter settings of flow field simulation

2.2 網格無關性驗證

網格無關性即網格的疏密程度及數量不影響數值計算的結果。由于滑閥閥口處的結構較為復雜，在Fluent仿真過程中,網格劃分質量會直接影響仿真結果，因此需要驗證仿真試驗的網格無關性。取P-A模型進行網格無關性驗證，得到驗證曲線如圖7所示?？梢娋W格數量為53萬和86萬時的仿真結果差異較小，故而判斷53萬網格數量的仿真模型和結果具有普適性和可靠性。

圖7 模型(T-B)網格無關性驗證曲線Fig.7 Model (T-B)grid independence verification curve

3 仿真結果分析

3.1 流態分析

最終獲得不同結構方案的仿真結果，如圖8所示，其中前4組圖片分別為P-A閥口的壓力和流速對比云圖，后4組圖片分別為B-T閥口的壓力和流速對比云圖。

整體上可以明顯觀察到，有圓弧導流壁面時的壓力場分布情況比垂直壁面的均勻，沒有明顯的壓力集中區域；而傳統方案的壓力場中存在局部高壓和局部低壓區。受閥芯壁面的導流作用，優化方案的流速分布更加平滑，過渡自然；而傳統方案的速度場則相對紊亂，過渡不連續，對壁面的急速沖擊現象較明顯。

仿真云圖的分析結果直觀展示了滑閥工作時的內部流場狀態。局部低壓區域易產生空化現象，從而解釋了液壓閥在小開度啟閉時產生振動的原因，致使液壓閥控制不平穩。仿真結果證明了存在圓弧導流壁面時,液壓閥內部流態得到了明顯改善，為實現該比例伺服閥小開度精準控制提供了可行的優化思路。

(a)P-A閥口的四種組合方案

3.2 液動力分析

將P-A、B-T的模型分別兩兩結合的十六種方案相對比，并對所有模型的仿真數據進行匯總分析，得到各方案在0～1mm開度范圍內的流量和液動力變化曲線。以BT方案為例，單閥口從零開度至1mm開度狀態時的流量及液動力變化曲線如圖9所示。

將單個閥口的液動力仿真數值與閥口數量相乘，再將P-A、B-T各方案兩兩相加，得到所有方案閥芯所受總液動力數值。在本研究中，以閥芯所受最大液動力作為評估標準，匯總不同方案在0～1mm開度內的最大液動力值，結果如表3所示。

(a)流量變化曲線

表3 不同方案閥芯所受總液動力最大值(單位：牛)Tab.3 The maximum hydraulic power of different valve cores (unit：N)

根據表3數據，在兩組結構方案中閥芯所受液動力情況受P-A閥口結構影響較大，受B-T閥口的影響相對較小，B、T閥口采用圓弧導流壁面結構對液動力的數值無明顯優化作用。P-A閥口不同方案之間的液動力數值有明顯差異：當采用PA方案，即P、A處均為傳統垂直壁面結構時，最大液動力可達71.2N；而采用圓弧導流內壁結構的PA方案要比其他方案的液動力小很多，其液動力最大值僅為27.5N，比PA方案降低近60%。因此，在P-A閥口采用圓弧導流結構可顯著提高比例伺服閥的力學性能，有效減輕液動力對閥芯的干擾。

以PA方案為基礎，針對B-T閥口的仿真結果繪制不同開度時各方案的液動力變化曲線，如圖10所示?？梢杂^察到，閥口開度在0～1mm區間內，BT方案的液動力波動較小，其他方案的液動力數值波動較大。即當B處采用圓弧導流結構，P處采用垂直壁面結構時，液壓閥整體所受液動力狀態相對穩定，因此，采用BT方案時閥芯的控制性能相對較優。

圖10 液動力隨開度變化的曲線Fig.10 Curve of hydrodynamic force versus opening

4 結 論

液動力是影響比例伺服閥控制性能的主要干擾因素，研究閥芯所受液動力對液壓閥性能提升具有指導性意義。本研究針對滑閥閥芯結構進行了優化設計，提出了閥芯壁面導流的液動力補償方案，之后開展了液壓閥內部流場的系列CFD仿真試驗。通過仿真分析得到以下結論：

1)傳統閥芯無導流內壁，其內部壓力場中存在局部高壓和局部低壓區，且速度場紊亂，局部高速區域較明顯；而優化結構中,受閥芯壁面導流作用的影響，壓力和流線分布更加均勻，過渡自然，可有效減輕空化、振動等問題。

2)閥芯導流內壁優化設計結構可顯著減小閥芯所受穩態液動力，與傳統結構方案相比降低近60%，因此優化方案可明顯改善比例伺服閥的力學和控制性能。