旋轉配流激振閥輸出特性分析及試驗驗證

趙國超， 周國強， 王 慧， 張建卓， 李南奇,3

(1.遼寧工程技術大學 機械工程學院,遼寧 阜新 123000；2.遼寧省大型工礦裝備重點實驗室,遼寧 阜新 123000；3.佰斯特機械制造有限公司,遼寧 阜新 123000)

電液激振設備工作時，主要通過配流閥來控制振動的幅度、頻率和方向，配流閥的結構參數和動態特性對電液激振設備輸出的振動效果有一定影響，面向電液激振設備的振動控制研究配流閥具有重要意義[1-2]。配流閥在結構上可分為2D數字式、滑動式和旋轉式[3]。旋轉式配流閥因其結構緊湊、流量辨識率較佳和可控程度高等優勢逐漸引起機械制造基礎裝備行業的重視[4]。旋轉式配流閥工作過程時，依靠閥芯與閥體的相對旋轉運動，使得油口交替通流完成液體流量和壓力的輸出以及執行機構運動方向的改變[5]。由于旋轉式配流閥在激振技術中具有激振難度小、工作頻率高等天然優勢，已經逐漸成為研究熱點[6]。

針對電液激振系統的控制閥結構及其動態特性，專家學者們開展了大量相關研究。Liu等[7]提出了一種新型帶有旋轉閥結構的電動液壓激振器，使用Matlab/simulink分析不同開孔面積的閥芯結構特性，并對振動波形進行數值分析和試驗驗證。閔為等[8]通過試驗得到錐閥閥芯位移及系統壓力曲線，并研究閥體和閥芯不同結構時錐閥開啟過程閥芯的振動特性。Wang等[9]提出了一種液壓激振器，研究了矩形、三角形和半圓形的孔口形狀對振動波形的影響，證明了閥芯孔口形狀由振動波形的總諧波失真程度決定。李勝等[10]為了研究關鍵結構和工作參數對2D閥動態響應特性的影響規律，對2D閥進行了建模、動態仿真及試驗驗證，為其結構設計和優化提供理論依據。吳萬榮等[11-12]采用格子Boltzmann方法研究了不同參數對電液激振系統中的換向閥閥口壓力的影響。Ji等[13]設計一種以旋轉伺服閥為控制元件的振動清潔裝置，分析了伺服閥工作過程中系統的振動特性。王鶴等[14-15]基于旋轉式激振控制閥構建了電液激振系統，利用數值模擬和試驗驗證研究并分析了閥口形狀對振動波形的影響程度和趨勢。劉毅等[16]提出一種轉閥控制式脈沖波生成方法，建立Matlab/Simulink模型進行數值模擬，并研制出轉閥控制式推板造波試驗裝置進行驗證。Zhu等[17]采用計算流體力學方法分析了旋轉伺服閥的流量和液動力矩特性，并優化了閥口控制腔，通過流量對比試驗驗證了CFD模擬旋轉伺服閥運動過程的可行性。

上述文獻通過數值模擬和試驗驗證對電液激振系統的控制閥展開研究，證明了其結構的可行性和相關研究方法的有效性，但由于旋轉配流閥工作原理獨特，工況條件對其輸出特性的影響規律尚不清楚，使得不同工況條件下旋轉配流激振閥的輸出特性有待研究和證實。因此，本文提出一種用于產生交變激振力的新型旋轉配流激振閥，利用Fluent/MRF方法對旋轉配流激振閥進行流場動態模擬，研究不同進口壓力和不同閥芯換向頻率對旋轉配流激振閥輸出動態特性的影響規律，并搭建試驗臺對旋轉配流激振閥的輸出特性進行測試與驗證。

1 旋轉配流激振閥結構模型

提出的旋轉配流激振閥主要部件有閥芯、閥體、軸承、旋轉軸和格萊圈等，其結構原理如圖1所示。

圖1 旋轉配流激振閥Fig.1 Rotary flow-distribution excitation valve

閥芯、旋轉軸和閥體的三維形貌如圖2所示，閥芯外徑為49.5 mm、閥芯內徑為22.5 mm、油槽長度為18 mm、油槽寬度為7 mm、油槽深度為6 mm、油口直徑為6.5 mm。由圖1、2可知：在X-Y平面內，油口Ⅰ和液壓缸高壓腔接通，油口Ⅱ和液壓缸低壓腔接通。在X-Z平面內，閥體兩側和前后對稱排布四個油口，兩個油口利用管路和供油泵連接，從而完成高壓油液向閥體的內部輸入，另外兩個油口與油箱連接，實現低壓油液經過閥體內部回到油箱。閥芯兩端有相互交替的24個油槽，一側的12個油槽置于外接供油泵的高壓區，另一側的12個油槽置于外接油箱的低壓區。電機帶動旋轉軸不斷轉動，驅動油槽與液壓缸交替接通，閥芯轉動一個油槽角度實現一次供油和回油，兩個過程相互獨立、互不影響且同時進行，從而實現液壓缸活塞桿的激振。與傳統滑閥結構相比，由于在閥芯兩端開設多個相互交替的油槽，既可提高激振頻率和響應速度，也可使振幅和頻率可調，并在一定程度上避免了持續運轉引起的發熱問題。

圖2 閥芯、旋轉軸和閥體結構Fig.2 Structural of valve core, rotation axis and valve body

2 旋轉配流激振閥流場模擬分析

2.1 理論基礎

多重參考系(multiple reference frame, MRF)法是一種在旋轉坐標系中的定常計算模型，通過把計算域劃分為具有相對運動的子域，并在每個子域中建立不同的參考系和控制方程，完成問題的計算和求解[18]。MRF模型計算原理如圖3所示，MRF模型將流體域分為靜止域和旋轉域，交界處用交界面連接，交界面即屬于旋轉域也屬于靜止域，通過交界面傳遞不同區域之間的數據。

圖3 多區域示意圖Fig.3 Multi-regional schematic

進行流場分析時，應該滿足質量守恒方程和動量守恒方程[19]

(1)

式中：ρ為流體密度；u為速度分量的時均值。

(2)

本文所使用的湍流模型為RNGk-ε模型，在計算時須引入如下的湍流輸運方程[20]

(3)

式中：C1ε=1.42、C2ε=1.68、αk=1.0、αε=0.769；ueff為湍動黏度；k為湍動能；ε為湍動耗散率。

旋轉配流激振閥的換向頻率與閥芯旋轉速度和油口通流次數有關，而油口通流次數由油槽數量決定，因此，換向頻率與旋轉速度的換算關系可由式(4)計算

在“十二五”規劃中曾提出不斷促進第三產業的發展，優化產業結構，提高第三產業比重的期許，而不斷促進第三產業的發展有利于促進我國經濟的發展，對于實現我國的可持續發展具有重要的意義。擴大增值稅征收范圍對于不斷促進我國產業結構優化具有重要的意義，也符合經濟發展的規律。

(4)

式中：f為閥芯換向頻率；Z為閥芯同側油槽數量；n為閥芯旋轉速度。

2.2 旋轉配流激振閥流場特性

為分析旋轉配流激振閥的輸出動態特性，利用Fluent對其流場進行動態模擬，計算時轉動區域不存在網格畸變，因此利用MRF方法進行流場仿真可行[21]。

根據閥芯結構、功能對稱性，對旋轉配流激振閥流道模型進行網格劃分，設定三個油口為壓力邊界，油槽為滑移域的壁面邊界，網格劃分與邊界條件如圖4所示。

圖4 流道模型與邊界條件Fig.4 Flow channel and boundary conditions

主要仿真參數為：仿真時間為0.5 s、步長為0.000 1 s、油液密度為890 kg/m3、進口壓力為15 MPa、出口壓力為10 MPa和閥芯換向頻率為100 Hz(對應的閥芯轉速為500 r/min)，圖5、6分別為旋轉配流激振閥流場的速度矢量分布圖和不同時刻的截面壓力分布云圖。

圖5 速度矢量分布圖Fig.5 Contours of velocity vector

(a) t=0.004 0 s截面壓力分布云圖

(b) t=0.006 8 s截面壓力分布云圖

(c) t=0.009 6 s截面壓力分布云圖圖6 不同時刻的截面壓力分布云圖Fig.6 Contours of sectional pressure distribution at different moments

由圖6(a)可知，0.004 0 s時旋轉配流激振閥閥芯與閥口交界面處的壓力(即旋轉配流激振閥閥口輸出壓力)為10.66 MPa，油槽內部壓力平穩，出口邊界面處壓力為9.42 MPa；由圖6(b)可知，0.006 8 s時旋轉配流激振閥旋轉至閥口完全開啟狀態，閥口輸出壓力為11.33 MPa，出口邊界面處壓力為10.28 MPa；由圖6(c)可知，0.009 6 s時旋轉配流激振閥閥口輸出壓力為10.74 MPa，出口邊界面處壓力為10.14 MPa；由上述可知，旋轉配流激振閥閥口通流面積先增加后減小，閥口輸出壓力隨之先增加后減小，兩者變化趨勢相同。

3 旋轉配流激振閥輸出特性分析

3.1 進口壓力對旋轉配流激振閥輸出特性的影響

為分析進口壓力對旋轉配流激振閥輸出壓力、流量的影響規律，設定閥芯換向頻率為100 Hz、進口壓力分別為14 MPa、15 MPa、16 MPa和出口壓力為10 MPa進行仿真，獲得如圖7(a)、(b)所示的旋轉配流激振閥輸出壓力、流量動態特性曲線。

(a) 壓力

(b) 流量圖7 不同進口壓力下旋轉配流激振閥輸出特性曲線Fig.7 Output characteristic curve of rotating flow-distribution excitation valve with different inlet pressure

3.2 閥芯換向頻率對旋轉配流激振閥輸出特性的影響

旋轉配流激振閥與電機直接相連，電機的轉速直接影響閥芯的換向頻率。設進口壓力為15 MPa，出口壓力為10 MPa，換向頻率分別為100 Hz、140 Hz、180 Hz(對應的轉速分別為500 r/min、700 r/min和900 r/min)進行仿真，獲得如圖8(a)、(b)所示的旋轉配流激振閥輸出壓力、流量動態特性曲線。

(a) 壓力

(b) 流量圖8 不同換向頻率下旋轉配流激振閥輸出特性曲線Fig.8 Output characteristic curve of rotating flow-distribution excitation valve with different commutation frequency

由圖8可知，換向頻率為100 Hz時，旋轉配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.31 MPa和84.42 L/min；換向頻率為140 Hz時，旋轉配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.23 MPa，和77.81 L/min；換向頻率為180 Hz時，旋轉配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.17 MPa和69.37 L/min。由此可知，隨著換向頻率增加，旋轉配流激振閥輸出壓力、流量峰值降低，由于過高的換向頻率使液體局部漩渦程度增加，局部壓力損失增加，從而影響輸出壓力和流量。

由圖7、8可知，旋轉配流激振閥輸出壓力、流量與閥口通流面積變化趨勢相同；通過旋轉配流激振閥的不同進口壓差和與閥芯換向頻率，可以實現激振頻率和振幅的協同調節及參數匹配控制。

4 試驗驗證

為檢驗MRF方法的有效性和所得結果的準確性，研制旋轉配流激振閥樣機并搭建電液激振試驗臺對該閥的輸出壓力和流量進行試驗測試，電液激振試驗臺主要包含旋轉配流激振閥、液壓缸、供油泵、電控系統、壓力控制系統、數據采集系統及上位機等，試驗臺實物及測試現場如圖9所示。試驗時首先供油泵對系統進行預加壓，然后通過壓力控制系統的電磁換向閥、電磁溢流閥調節系統壓力，直到蓄能器和液壓缸壓力達到預設值，最后開啟電機即可開展試驗。電液激振試驗臺參數及設備型號如表1所示。

圖9 電液激振試驗臺與測試現場
Fig.9 Electro-hydraulic exciting test bench and test site

表1 電液激振試驗臺相關設備型號及參數Tab.1 Type and parameters of equipment related to electro-hydraulic vibration test bench

4.1 進口壓力條件下旋轉配流激振閥輸出特性試驗

保證試驗條件與仿真條件一致，不同進口壓力條件下，試驗所得旋轉配流激振閥輸出壓力和輸出流量實測曲線如圖10所示。

由圖10可知，進口壓力為14 MPa時，實測旋轉配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.23 MPa和80.63 L/min；進口壓力為15 MPa時，實測旋轉配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.29 MPa和82.54 L/min；進口壓力為16 MPa時，實測旋轉配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.36 MPa和86.26 L/min。隨系統供油壓力增加，旋轉配流激振閥輸出壓力、流量峰值均提高，系統壓力由14 MPa增至16 MPa時，旋轉配流激振閥的輸出壓力、流量峰值分別提高了1.16%和6.98%。

圖10 基于進口壓力的旋轉配流激振閥輸出試驗曲線Fig.10 the output test curve of the rotating vaive based on the commution frequency

4.2 閥芯換向頻率條件下旋轉配流激振閥輸出特性試驗

保證試驗條件與仿真條件一致，不同換向頻率條件下，試驗所得旋轉配流激振閥輸出壓力和輸出流量實測曲線如圖11所示。

圖11 基于換向頻率的旋轉配流激振閥輸出試驗曲線Fig.11 the output test curve of the rotating vaive based on the inlet pressure

由圖11可知，換向頻率為100 Hz時，實測旋轉配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.30 MPa，和83.28 L/min；換向頻率為140 Hz時，實測旋轉配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.22 MPa和76.50 L/min；換向頻率為180 Hz時，實測旋轉配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.16 MPa和67.82 L/min。隨著換向頻率增加，旋轉配流激振閥輸出壓力、流量峰值均下降，換向頻率由100 Hz增至180 Hz時，旋轉配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別下降了1.24%和18.6%。

4.3 仿真與試驗結果對比分析

以旋轉配流激振閥仿真和試驗獲得的輸出壓力、流量峰值作為統計對象。進口壓力為14 MPa、15 MPa、16 MPa的仿真和試驗對比結果如圖12(a)所示；換向頻率為100 Hz、140 Hz、180 Hz的仿真與試驗對比結果如圖12(b)所示。

圖12 仿真和試驗結果對比Fig.12 Comparison of simulation and test results

對比仿真和試驗結果可知：基于進口壓力工況下的旋轉配流激振閥仿真與試驗輸出壓力峰值的平均誤差約為0.18%，輸出流量峰值的平均誤差約為2.14%；基于換向頻率工況下的旋轉配流激振閥仿真與試驗輸出壓力峰值的平均誤差約為0.10%，輸出流量峰值的平均誤差約為1.76%。不計試驗過程的微量泄漏、油液黏度降低等環境因素引起的誤差，可認為數值仿真結果和試驗結果的總體趨勢相同，波形情況基本吻合，即驗證了前文的研究，又證明了旋轉控制閥結構的合理性和其操作的可行性。

5 結 論

(1) 旋轉配流激振閥閥口通流面積直接影響旋轉配流激振閥輸出壓力和流量，輸出壓力和流量的變化趨勢與通流面積變化趨勢相同。

(2) 旋轉配流激振閥輸出壓力和流量的峰值隨進口壓力增加而上升；當進口壓力由14 MPa增至16 MPa時，輸出壓力、流量峰值分別提高了1.16%，和6.98%；改變進口壓力可實現對旋轉配流激振閥輸出特性進行調幅控制。

(3) 旋轉配流激振閥輸出壓力和流量的峰值隨換向頻率增加而降低；當轉速向頻率由100 Hz增至180 Hz時，輸出壓力、流量峰值分別降低了1.24%和18.6%；改變換向頻率(電機轉速)可實現對旋轉配流激振閥輸出特性進行調頻控制。

(4) 壓力工況下，仿真和試驗結果的輸出壓力和流量的平均誤差分別為0.18%、2.14%；換向頻率工況下，仿真和試驗結果的輸出壓力和流量的平均誤差分別為0.10%、1.76%；兩種工況下的平均誤差均小于5%，證實了旋轉配流激振閥結構的合理性及仿真的可行性。