組合型節(jié)流槽對(duì)多路閥內(nèi)流場(chǎng)特性影響的仿真研究

曹文斌， 侯寶寶， 牛 壯， 苗瑞林， 王傳民

(1.華中科技大學(xué) 無(wú)錫研究院， 江蘇 無(wú)錫 214174； 2.蘭州理工大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院， 甘肅 蘭州 730050)

引言

多路換向閥簡(jiǎn)稱多路閥，主要用于液壓挖掘機(jī)、起重機(jī)以及其他需要操縱多個(gè)執(zhí)行機(jī)構(gòu)動(dòng)作的行走機(jī)械中。因其結(jié)構(gòu)緊湊，控制性能好，能夠根據(jù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)的數(shù)量、壓力、流量需求，設(shè)置不同結(jié)構(gòu)形式的工作聯(lián)，一般情況下，多路閥是由兩聯(lián)及兩聯(lián)以上的換向閥作為主閥，同時(shí)集成有單向閥、過(guò)載閥、補(bǔ)油閥和制動(dòng)閥，實(shí)現(xiàn)不同工作聯(lián)壓力、流量的復(fù)合控制。隨著全球工程機(jī)械行業(yè)的快速發(fā)展，對(duì)多路閥綜合性能的要求也逐步提高，因此，開展多路閥控制性能的研究具有重要的意義。

多路閥的內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，對(duì)于閥芯、閥體的加工和控制精度要求高。現(xiàn)有多路閥在實(shí)際工作過(guò)程中經(jīng)常出現(xiàn)流量控制精度不高，閥芯閥體磨損嚴(yán)重，閥口流速高、壓力損失大，閥內(nèi)氣蝕嚴(yán)重，噪音明顯等問題。為此，針對(duì)現(xiàn)有多路閥存在的問題，國(guó)內(nèi)外學(xué)者開展了多路閥相關(guān)基礎(chǔ)性能的研究，包括對(duì)多路閥的閥口結(jié)構(gòu)形式進(jìn)行了研究，并分析了多路閥閥芯微動(dòng)特性、動(dòng)態(tài)響應(yīng)、靜態(tài)性能和節(jié)流槽計(jì)算方法[1-4]；對(duì)多路閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)進(jìn)行詳細(xì)分析，研究了多路閥局部壓力損失大小，并對(duì)局部損失產(chǎn)生的原因進(jìn)行分析，給出了多路閥流道結(jié)構(gòu)的優(yōu)化方案[5-6]；針對(duì)大流量多路閥的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力做了仿真分析，發(fā)現(xiàn)在節(jié)流口處易產(chǎn)生壓力損失和射流現(xiàn)象，同時(shí)指出了射流角度隨著開口度的變化而變化[7-8]；針對(duì)多路閥高壓大流量，流道結(jié)構(gòu)復(fù)雜，節(jié)流溫升大，造成閥芯易卡滯的問題，采用流固熱耦合分析方法對(duì)滑閥閥芯進(jìn)行了仿真研究，提出了合理設(shè)計(jì)節(jié)流槽結(jié)構(gòu)可降低溫度效應(yīng)對(duì)閥芯的影響，閥芯變形主要產(chǎn)生在回油區(qū)域[9-10]；針對(duì)工程機(jī)械中的多路閥在工作過(guò)程中產(chǎn)生的發(fā)熱和異響應(yīng)用數(shù)值模擬的方法進(jìn)行了流場(chǎng)分析，提出了多路閥進(jìn)一步的改進(jìn)措施，為提升多路閥工作性能提供了參考[11-12]。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)多路閥傳統(tǒng)節(jié)流槽槽口處的流場(chǎng)特征進(jìn)行了研究，獲得的研究成果對(duì)于改善多路閥閥口性能具有重要意義。然而，關(guān)于不同結(jié)構(gòu)形式的組合型節(jié)流槽對(duì)多路閥流場(chǎng)特征的影響研究較少。本研究以某型號(hào)工程機(jī)械多路閥其中一工作聯(lián)為例，設(shè)計(jì)不同結(jié)構(gòu)形式的組合型節(jié)流槽，研究不同閥口節(jié)流槽形式在閥芯開啟過(guò)程中閥口前后壓差、流量、流速等流場(chǎng)特征。從而獲得不同組合形式節(jié)流閥口液阻損失，進(jìn)一步降低液流對(duì)閥芯的沖蝕，從而提升高壓、大流量多路閥綜合性能。

1 多路閥工作原理

圖1所示為本研究的多路閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)圖，閥芯1對(duì)應(yīng)的P口為高壓油進(jìn)口，左側(cè)A口和右側(cè)B口分別為控制口；圖1所示閥芯位置為中位閉合狀態(tài)，當(dāng)滑閥閥芯1向左移動(dòng)時(shí)，P口高壓油與控制口B口接通，B口輸出高壓油到執(zhí)行元件。同理，當(dāng)滑閥閥芯向右移動(dòng)時(shí)，P口高壓油與控制口A口接通，A口輸出高壓油至系統(tǒng)。圖2所示為本研究所采用的多路閥三維模型。

圖1 多路閥結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.1 Structure diagram of multi-way valve

圖2 多路閥三維模型Fig.2 3D model of multi-way valve

多路閥一般由兩聯(lián)及兩聯(lián)以上構(gòu)成，每一聯(lián)均為主滑閥控制介質(zhì)油液壓力或流量，各油路通斷控制機(jī)理相同，因此，在研究閥芯節(jié)流槽槽口結(jié)構(gòu)形式對(duì)流場(chǎng)特性的影響時(shí)，可以其中一聯(lián)閥芯對(duì)應(yīng)的一個(gè)閥口為例開展研究，本研究以P口至B口作為研究對(duì)象，分別設(shè)置3種形式的傳統(tǒng)節(jié)流槽槽口和3種組合形式的節(jié)流槽槽口，研究不同形式節(jié)流槽槽口壓力場(chǎng)特性及速度場(chǎng)特性，從而獲得最優(yōu)的閥口形式。圖3所示為簡(jiǎn)化后的多路閥結(jié)構(gòu)及抽取的內(nèi)流道模型。

2 多路閥組合型節(jié)流槽形式及結(jié)構(gòu)參數(shù)

多路閥主滑閥常見的節(jié)流槽槽口形式種類繁多，較為常見的有U形、矩形、V形、梯形等單閥口形式及2種或多種節(jié)流槽組合式的閥口形式，本研究?jī)H對(duì)U形、矩形、V形及組合形式的2U形、VU形、V矩形節(jié)流槽進(jìn)行分析。

圖3 簡(jiǎn)化處理后的多路閥Fig.3 Simplified multi-way valve

圖4 各種節(jié)流槽結(jié)構(gòu)示意圖Fig.4 Schematic diagram of various grooves structures

在一定范圍內(nèi)，節(jié)流槽長(zhǎng)度與壓力變化梯度成反比。在U形節(jié)流槽中，當(dāng)槽深為1.0 mm，槽寬為2.0 mm 時(shí)，流經(jīng)閥口的流量特性變化曲線最為平緩,沒有發(fā)生急劇變化，同時(shí)，其穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的變化曲線也最為平緩，無(wú)劇烈變化[13]。在矩形節(jié)流槽中，截面深寬比大,則流量系數(shù)增大；當(dāng)截面深寬比相當(dāng)時(shí),水力半徑大的矩形節(jié)流槽，流量系數(shù)較大[14]。而在V形節(jié)流槽中，隨著深度H和夾角E的增大，閥口流量增大；隨著半徑R的增大，閥口流量減小。不同開口下各因素對(duì)閥口流量影響的主次順序?yàn)镠>E>R[15]。參考以上文獻(xiàn)內(nèi)容及雙U形節(jié)流槽流量特性研究[16]分別對(duì)U形、矩形、V形及組合形式的2U形、VU形、V矩形節(jié)流槽進(jìn)行確定，具體形式如圖4所示。

以上幾種節(jié)流槽槽口形式過(guò)流面積的確定原則及計(jì)算方法可參考文獻(xiàn)[14,17]，在此不再贅述，本研究設(shè)計(jì)的不同形式節(jié)流槽槽口結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

表1 不同形式節(jié)流槽結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Structural parameters of different forms of grooves

其中，D為節(jié)流槽寬度(組合形式節(jié)流槽指主槽口寬度)，L為節(jié)流槽長(zhǎng)度(組合形式節(jié)流槽指主槽口長(zhǎng)度)，H為節(jié)流槽深度(組合形式節(jié)流槽指主槽口深度)，h為組合形式節(jié)流槽先導(dǎo)槽深度，l為組合形式節(jié)流槽先導(dǎo)槽長(zhǎng)度，d為組合形式節(jié)流槽先導(dǎo)槽寬度，R，r分別表示單V形節(jié)流槽和組合形先導(dǎo)部分V形節(jié)流槽底部圓弧半徑，E，e分別表示單V形節(jié)流槽和組合形先導(dǎo)部分V形節(jié)流槽臺(tái)肩端面V形角度。

3 數(shù)學(xué)模型

工程機(jī)械用多路閥采用46號(hào)抗磨液壓油，當(dāng)不考慮油液壓縮性的影響時(shí)，流體連續(xù)性方程為：

(1)

式中，ρ—— 密度，kg/m3

t—— 時(shí)間，s

?(az)/?z；

流體定常流動(dòng)時(shí)，密度不隨時(shí)間改變，則有：

(2)

動(dòng)量方程(Navier-Stokes equations)：

(3)

(4)

(5)

式中，p—— 流體微元體上的壓力，Pa

μ—— 動(dòng)力黏度，N·s/m2

梯度grad(a)=?(a)/?x+?(a)/?y+?(a)/?z，Su，Sv，Sw為廣義源項(xiàng)。

本研究主要研究多路閥進(jìn)口節(jié)流槽槽口結(jié)構(gòu)形式對(duì)流場(chǎng)特征的影響，在多路閥閥口處流體流動(dòng)為湍流流動(dòng)，仿真模型采用RNGk-ε模型來(lái)對(duì)其流場(chǎng)進(jìn)行計(jì)算，其中湍動(dòng)能k和湍流耗散率ε的方程分別為：

Gb+ρε-YM+Sk

(6)

(7)

式中，αk—— 湍動(dòng)能k對(duì)應(yīng)的Pradtl數(shù)

αε—— 散率ε對(duì)應(yīng)的Pradtl數(shù)

Gk—— 平均速度梯度變化所產(chǎn)生的湍動(dòng)能附加項(xiàng)

Sk,Sε—— 設(shè)計(jì)定義的源項(xiàng)

ui—— 表示對(duì)應(yīng)i向速度

xi—— 表示對(duì)應(yīng)i向位移

xj—— 表示對(duì)應(yīng)j向位移

μeff,Rε—— 修正系數(shù)

Gb—— 由于浮力變化引起湍動(dòng)能k的產(chǎn)生項(xiàng)

YM—— 可壓縮流動(dòng)中脈動(dòng)激發(fā)湍流產(chǎn)生的項(xiàng)

C1ε,C2ε,C3ε—— 常數(shù)

湍流耗散率ε的方程附加項(xiàng)Sε的表達(dá)式為：

(8)

(9)

式中，Cμ為常數(shù)，Cμ=0.0854。

4 數(shù)值計(jì)算

4.1 流道抽取及網(wǎng)格劃分

分別對(duì)開設(shè)有U形、矩形、V形及組合形式的的2U形、VU形、V矩形共6種節(jié)流槽的閥芯所對(duì)應(yīng)的流道進(jìn)行抽取，參照本研究第2節(jié)中各種節(jié)流槽結(jié)構(gòu)尺寸，U形、矩形、V形節(jié)流槽長(zhǎng)度均為3 mm，組合形式的2U形、VU形、V矩形節(jié)流槽長(zhǎng)度均為4 mm，分別建立開度為節(jié)流槽長(zhǎng)度的10%，20%，40%，60%，80%，100%，120%，140%共8種流域模型。此外，為保證仿真數(shù)據(jù)的合理可靠，將每種流體域模型網(wǎng)格劃分時(shí)網(wǎng)格類型均選擇四面體網(wǎng)格，經(jīng)過(guò)網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證，確定仿真采用網(wǎng)格數(shù)為2.9×106的網(wǎng)格模型，并對(duì)閥口進(jìn)行局部網(wǎng)格加密。圖5為劃分的流體域網(wǎng)格模型。

圖5 多路閥閥口流體域網(wǎng)格模型Fig.5 Mesh model of fluid domain at valve port of multi-way valve

4.2 數(shù)值計(jì)算條件及結(jié)果分析

仿真介質(zhì)采用46號(hào)抗磨液壓油相關(guān)參數(shù)，50 ℃時(shí)的密度為870 kg/m3，黏度為0.025 kg/(m·s)。該研究對(duì)象為工程機(jī)械用多路閥，實(shí)際應(yīng)用中壓力較大，因此忽略重力影響。多路閥進(jìn)口閥口處流場(chǎng)中流體為湍流流動(dòng)，采用RNGk-ε湍流模型，采用SIMPLE算法進(jìn)行計(jì)算。

1) 多路閥閥口流量特性

設(shè)置進(jìn)口為壓力入口，分別設(shè)置壓力為10, 20, 30, 40 MPa，對(duì)比體積流率進(jìn)行分析。

(1) 速度場(chǎng)分析

仿真結(jié)果表明，幾種節(jié)流槽口壓力變化趨勢(shì)大致相似，此處以VU形節(jié)流槽口為例進(jìn)行分析，如圖6所示，作出壓力為20 MPa、不同閥口開度時(shí)的速度云圖。

圖6 VU形節(jié)流槽在不同開度時(shí)的速度云圖Fig.6 Velocity contours of VU-shaped groove at different openings

圖6中可以看出當(dāng)閥口開度為節(jié)流槽長(zhǎng)度的10%時(shí)，前段V形閥口起作用，后段U形閥口處射流流出，此時(shí)閥口的出流特性接近薄壁孔的出流特性，節(jié)流槽對(duì)液流的阻力作用較小；隨著閥口不斷打開，閥口后腔產(chǎn)生渦流，且渦流旋轉(zhuǎn)中心逐漸向閥芯運(yùn)動(dòng)方向的后側(cè)移動(dòng)，當(dāng)流速在一定范圍內(nèi)增大時(shí)，渦流區(qū)域出現(xiàn)空化，渦流及空化造成閥口能量損失、溫度升高，進(jìn)而影響液壓油中的含氣量，沖蝕閥口表面。同時(shí)隨著閥門不斷打開，高速射流區(qū)面積逐漸增大，油液流過(guò)閥口最小斷面流速逐漸增長(zhǎng)到2.10×102m/s附近，而后逐漸減小至勻速。

通過(guò)對(duì)不同形式節(jié)流槽槽口所對(duì)應(yīng)速度云圖進(jìn)行觀察分析，其中開度為20%～40%時(shí)，流場(chǎng)特征最為明顯，圖7為不同形式節(jié)流槽槽口在開度為節(jié)流槽長(zhǎng)度20%、壓力為20 MPa時(shí)的速度云圖。

圖7 不同形式節(jié)流槽在開度20%時(shí)的速度云圖Fig.7 Speed cloud diagram of different types of grooves at 20% opening

從中可以明顯看出幾種閥口在閥口處均產(chǎn)生了射流現(xiàn)象，在此開度時(shí)矩形閥口射流中心流速最大為2.10×102m/s，2U形閥口射流中心流速最大為2.35×102m/s，相比之下，在當(dāng)前開度，矩形、U形兩種閥口入口射流角在45°以上，V形閥口因結(jié)構(gòu)參數(shù)因素，入口射流角在30°附近，而3種疊加型閥口入口射流角均在30°以下，其中以V矩形入口射流角最小。在此開度下，結(jié)合入口流速及閥口兩側(cè)壓差分析可得，矩形閥口因其射流角較大，作用至閥口表面流體射流狀態(tài)因閥口結(jié)構(gòu)而產(chǎn)生突變，瞬間開啟對(duì)閥芯沖擊較為嚴(yán)重，而疊加形閥口因前段閥口約束，入口射流角較小，對(duì)閥芯沖擊小；且矩形、V形、U形閥口渦流區(qū)較疊加形閥口大，能量損失更大。

(2) 出口體積流率分析

圖8～圖11為閥前后壓差分別為10，20，30，40 MPa時(shí)，不同閥口開度α?xí)r的出口體積流率ql折線圖。

圖8 10 MPa時(shí)出口體積流率Fig.8 Outlet volume flow rate at 10 MPa

圖9 20 MPa時(shí)出口體積流率Fig.9 Outlet volume flow rate at 20 MPa

圖10 30 MPa時(shí)出口體積流率Fig.10 Outlet volume flow rate at 30 MPa

圖11 40 MPa時(shí)出口體積流率Fig.11 Outlet volume flow rate at 40 MPa

從圖8～圖11可以看出，在閥口開度為節(jié)流槽槽口長(zhǎng)度的10%～100%時(shí)，因?yàn)橥髅娣e較小，所以出口體積流率ql較小，至閥口開度為100%后，主閥閥口打開，ql大幅增長(zhǎng)，至閥口開度為140%時(shí)，閥口右側(cè)趨于關(guān)閉，ql下降。

在閥口開度為節(jié)流槽槽口長(zhǎng)度的10%～100%范圍內(nèi)，出口體積流率ql增加。其中在閥口開度為節(jié)流槽槽口長(zhǎng)度的10%～40%時(shí)，VU形、V矩形ql最小，矩形閥口ql最大。在閥口壓差分別為10～40 MPa變化過(guò)程中，矩形閥口ql大約為VU形、V矩形出口體積流率的6.5倍；閥口開度為節(jié)流槽槽口長(zhǎng)度的40%～100%時(shí)，VU形、2U形、U形閥口ql最小，而V形閥口隨著過(guò)流面積的不斷增大，ql最大。因此，VU形閥口具有良好的線性流量特性，而矩形閥口流量增益最大，可根據(jù)具體工況要求來(lái)選擇具有相應(yīng)流量特性曲線的閥口。

2) 多路閥閥口壓力特性分析

根據(jù)該聯(lián)多路閥實(shí)際工作狀態(tài)參數(shù)，設(shè)置多路閥進(jìn)油口流速分別為0.5 m/s和0.6 m/s兩組參數(shù)，通過(guò)仿真分析，研究不同節(jié)流槽結(jié)構(gòu)形式閥口壓阻損失及流場(chǎng)特征的影響。

(1) 壓力場(chǎng)分析

分別設(shè)定進(jìn)油口流速為0.5 m/s和0.6 m/s兩組參數(shù)，可以得到閥口兩側(cè)壓差相差較小，大小在同一量級(jí)，各開度壓力云圖變化趨勢(shì)類似，此處以閥口開度為節(jié)流槽長(zhǎng)度的20%為例進(jìn)行分析，圖12為入口流速0.5 m/s時(shí)的閥口壓力云圖。

從圖12中分析可知，在閥口開度為節(jié)流槽長(zhǎng)度的20%，進(jìn)口流速為0.5 m/s時(shí)，閥口處均產(chǎn)生了壓降，其中矩形、U形兩種閥口形式在其節(jié)流槽內(nèi)表面存在壓力突增產(chǎn)生壓力集中，閥后壁面壓力值最大達(dá)到5.63 MPa；其余4種閥口產(chǎn)生的壓降比較接近，VU形、V矩形閥口因前段閥口為V形，開度為20%時(shí)通流面積小，因此在入口最小斷面處壓力激增較為明顯，最大達(dá)0.95 MPa。因此在當(dāng)前開度時(shí)，VU形、V矩形閥口液阻效果最為明顯。當(dāng)閥口開度增大，兩側(cè)壓力逐漸相等，壓差降低。

圖12 開度20%進(jìn)口流速為0.5 m/s閥口壓力云圖Fig.12 Pressure cloud map of valve port when opening degree is 20% and inlet flow rate is 0.5 m/s

(2) 進(jìn)出口壓差比較分析

圖13、圖14分別是進(jìn)口流速為0.5 m/s和進(jìn)口流速為0.6 m/s時(shí)不同閥口開度所對(duì)應(yīng)的閥進(jìn)出口壓差Δp變化情況。通過(guò)圖13、圖14分析得到，閥口開度為節(jié)流槽長(zhǎng)度0%～40%時(shí)，Δp逐漸減小，且變化趨勢(shì)較明顯，對(duì)應(yīng)的Δp從大到小依次為V矩形、VU形、2U形、V形、U形、矩形閥口形式。

閥口開度為節(jié)流槽長(zhǎng)度40%～100%時(shí)，幾種閥口形式進(jìn)出口壓差Δp近似相等，但因各種閥口節(jié)流槽槽口參數(shù)不同導(dǎo)致VU形、2U形、U形節(jié)流槽槽口Δp較大，近似為其余3種閥口的2.5倍。

圖13 0.5 m/s時(shí)進(jìn)出口壓差Fig.13 Pressure difference between inlet and outlet at 0.5m/s

圖14 0.6 m/s時(shí)進(jìn)出口壓差Fig.14 Pressure difference between inlet and outlet at 0.6 m/s

可以看出，滑閥開啟瞬間，V矩形、VU形、2U形3種疊加形閥口的液阻效果較好，具有良好的預(yù)升壓效果，而矩形閥口的液阻效果較差，壓力瞬間升高易產(chǎn)生振動(dòng)、噪聲；而在閥口開度逐漸增大的過(guò)程中，VU形、V矩形、V形壓力梯度更小，液阻損失更小；40%～120%時(shí)，閥口開度變大，兩側(cè)壓力近似均等，壓差Δp變化不明顯。相比之下VU形節(jié)流槽預(yù)升壓效果更好。

5 結(jié)論

本研究針對(duì)工程機(jī)械用多路閥閥口壓力損失大、流速高，極易出現(xiàn)閥芯沖蝕磨損的問題，以國(guó)內(nèi)某型號(hào)工程機(jī)械用多路閥為研究對(duì)象，在其中一工作聯(lián)滑閥閥芯上設(shè)計(jì)不同組合形式的節(jié)流槽，基于液壓流體力學(xué)基本理論，采用數(shù)值分析的方法研究并總結(jié)如下：

(1) 當(dāng)進(jìn)口壓力穩(wěn)定時(shí)，6種結(jié)構(gòu)形式的節(jié)流槽閥口處均產(chǎn)生高速射流，其中矩形、U形、V形入口射流角較大，且產(chǎn)生的射流區(qū)域更大，因此瞬間開啟對(duì)閥芯沖擊較大，且具有較大的能量損失。6種結(jié)構(gòu)相比，VU形、V矩形入口射流角更小，瞬間開啟對(duì)閥芯沖擊較小，渦流造成的能量損失更小；

(2) 在固定壓差作用下，當(dāng)閥口開度在節(jié)流槽長(zhǎng)度的10%～100%范圍內(nèi)逐漸增大時(shí)，根據(jù)不同節(jié)流槽多路閥出口體積流率ql分析比較得出，VU形閥口具有良好的線性流量特性，矩形閥口流量增益最大;

(3) 當(dāng)多路閥進(jìn)口流量穩(wěn)定時(shí)，6種節(jié)流槽對(duì)應(yīng)的滑閥閥口在節(jié)流槽段產(chǎn)生的壓降不同，相比之下，在滑閥開啟瞬間，VU形節(jié)流槽閥口的液阻效果最好，具有良好的預(yù)升壓效果。