高水基電液比例方向閥流場特性分析*

□ 黃夢真 □ 雷艷華 □ 高俊強(qiáng)

1.周口職業(yè)技術(shù)學(xué)院 汽車與機(jī)電工程學(xué)院 河南周口 466000 2.蕪湖德海機(jī)器人科技有限公司 安徽蕪湖 241000

1 分析背景

電液比例方向閥在裝備機(jī)械領(lǐng)域上有著廣泛應(yīng)用[1]。與開關(guān)型方向閥相比,電液比例方向閥能夠按輸入電信號(hào)的大小連續(xù)、按比例地實(shí)現(xiàn)對(duì)液流方向和流量的控制。同時(shí),電液比例方向閥具有較大的零位死區(qū),一般為10%～30%,有利于降低制造成本[2-3]。電液比例方向閥的額定工作壓差通常與開關(guān)型閥相當(dāng),因此很多電液比例方向閥可以直接應(yīng)用于開關(guān)閥的閥體[4-5]。朱碧海等[6]運(yùn)用摩擦學(xué)的知識(shí)闡明了不同閥芯和閥套材料配合對(duì)水壓閥空化現(xiàn)象的影響,得出較為合適的閥口幾何形狀。張海莉等[7]分析比較了定值補(bǔ)償、超前切換+變幅補(bǔ)償、變死區(qū)自學(xué)習(xí)補(bǔ)償、比例積分微分控制+變死區(qū)補(bǔ)償、模糊控制死區(qū)補(bǔ)償?shù)葘?duì)比例閥死區(qū)現(xiàn)象的影響。路波等[8]設(shè)計(jì)了一種采用雙閉環(huán)反饋的氣動(dòng)比例壓力閥,建立了整個(gè)控制系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型,考慮了閥口處的非線性問題及氣體泄漏,并對(duì)影響系統(tǒng)性能的關(guān)鍵部件進(jìn)行了仿真分析。筆者應(yīng)用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)理論,對(duì)所設(shè)計(jì)的高水基電液比例方向閥進(jìn)行流場特性分析,并對(duì)其進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化[9-11]。

2 高水基電液比例方向閥原理

高水基電液比例方向閥結(jié)構(gòu)如圖1所示。先導(dǎo)閥采用內(nèi)供液,因?yàn)楣┯蛪毫Υ髸?huì)導(dǎo)致先導(dǎo)閥的壓力位移增益過高,所以在先導(dǎo)閥的進(jìn)液口串聯(lián)一個(gè)定值減壓閥。減壓閥與主閥上的固定阻尼孔R(shí)組成C型先導(dǎo)液壓半橋,主級(jí)為一個(gè)二位三通方向閥,其工作原理為當(dāng)比例電磁鐵得電時(shí),先導(dǎo)閥常閉閥口打開,高壓油液經(jīng)定值減壓閥減壓后,進(jìn)入先導(dǎo)閥的進(jìn)液口P1,經(jīng)工作口A1、控制口K進(jìn)入主閥的控制腔,推動(dòng)回液閥芯向左運(yùn)動(dòng),關(guān)閉主閥回液口T。隨著輸入電流信號(hào)的增大,先導(dǎo)閥開口增大,輸出壓力增大,控制油液開始推動(dòng)進(jìn)液閥芯向左運(yùn)動(dòng),主閥進(jìn)液口P打開,高壓油液進(jìn)入主閥,由工作口T進(jìn)入液壓油缸。

圖1 高水基電液比例方向閥結(jié)構(gòu)

3 高水基電液比例方向閥建模

3.1 幾何模型

根據(jù)先導(dǎo)閥和功率級(jí)主閥內(nèi)部液流實(shí)際流動(dòng)情況,運(yùn)用Pro/E三維繪圖軟件建立先導(dǎo)閥和功率級(jí)主閥三維流道的幾何模型,采用三維數(shù)值模擬對(duì)先導(dǎo)閥和功率級(jí)主閥的流場進(jìn)行分析。將stp格式的先導(dǎo)閥和主閥三維流道模型導(dǎo)入Gambit前處理軟件,采用Tet/Hybrid單元體進(jìn)行網(wǎng)格劃分。為了提高數(shù)值模擬精度,對(duì)先導(dǎo)閥的進(jìn)液孔、閥口、徑向通道,以及主閥的進(jìn)液孔、閥口進(jìn)行局部網(wǎng)格加密。模型網(wǎng)格劃分如圖2所示。

圖2 模型網(wǎng)格劃分

定義流體為水。定義先導(dǎo)閥的進(jìn)液口為速度入口,液體流速為10 m/s,對(duì)應(yīng)8 L/min流量工況下。定義先導(dǎo)閥出液口為壓力出口,出口壓力為2 MPa。定義主閥八個(gè)直徑為7.4 mm的圓形進(jìn)液孔為速度入口,流速為48.5 m/s,對(duì)應(yīng)1 000 L/min流量工況下。定義功率級(jí)主閥八個(gè)回液孔為壓力出口,出口壓力為25 MPa,即主閥工作壓力。

3.2 數(shù)學(xué)模型

連續(xù)性方程為:

(1)

式中:ρ為流體密度;ui為流體相速度;t為流體運(yùn)動(dòng)時(shí)間;xi為流體運(yùn)動(dòng)位移;i代表坐標(biāo)軸方向。

動(dòng)量方程為:

(2)

標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型及其湍動(dòng)能和耗散率方程為:

+Gb-ρε-YM

(3)

(4)

式中:k、ε分別為湍動(dòng)能和端動(dòng)耗散率因數(shù);Gk為由于平均速度梯度引起的湍動(dòng)能;Gb為由于浮力影響引起的湍動(dòng)能;YM為可壓縮湍流脈動(dòng)膨脹對(duì)總耗散率的影響;C1ε、C2ε、C3ε為經(jīng)驗(yàn)常數(shù);σk、σε分別為湍動(dòng)能和湍動(dòng)耗散率對(duì)應(yīng)的普朗特?cái)?shù)。

分析時(shí),取C1ε為1.44,C2ε為1.92,C3ε為0.09,σk為1.0,σε為1.3。

4 仿真結(jié)果

4.1 進(jìn)液閥套孔直徑

在進(jìn)液通道流速為10 m/s,出口壓力為2 MPa的邊界條件下,進(jìn)液閥套孔錐角為80°,閥芯開口度最大,對(duì)不同進(jìn)液閥套孔直徑時(shí)的先導(dǎo)閥流場進(jìn)行分析。進(jìn)液閥套孔直徑為1.2 mm時(shí)的壓力和速度分布如圖3所示。

圖3 進(jìn)液閥套孔直徑1.2 mm時(shí)壓力和速度分布

當(dāng)進(jìn)液閥套直徑為1.2 mm時(shí),先導(dǎo)閥進(jìn)出口壓差為2.7 MPa左右時(shí),壓降主要產(chǎn)生在進(jìn)液閥套孔和閥口處,閥芯彎折處出現(xiàn)低壓區(qū),當(dāng)高壓液體經(jīng)過時(shí),會(huì)發(fā)生氣穴現(xiàn)象,給閥芯造成損害。當(dāng)進(jìn)液閥套孔直徑為1.3 mm時(shí),先導(dǎo)閥進(jìn)出口壓差為2.3 MPa左右,壓降主要產(chǎn)生在進(jìn)液閥套孔和閥口處,閥芯彎折處同樣出現(xiàn)低壓區(qū),容易產(chǎn)生氣蝕現(xiàn)象。當(dāng)進(jìn)液閥套孔直徑為1.4 mm時(shí),先導(dǎo)閥進(jìn)出口壓差為2 MPa,壓降主要產(chǎn)生在閥口處,幾乎無低壓區(qū),符合先導(dǎo)閥的設(shè)計(jì)要求。因此,先導(dǎo)閥的進(jìn)液閥套直徑設(shè)計(jì)為1.4 mm最為合適。

當(dāng)進(jìn)液閥套孔直徑為1.2 mm時(shí),液體產(chǎn)生在閥口處的最大流速為86 m/s。當(dāng)進(jìn)液閥套孔直徑為1.3 mm時(shí),液體產(chǎn)生在閥口處的最大流速為77 m/s。當(dāng)進(jìn)液閥套孔直徑為1.4 mm時(shí),液體產(chǎn)生在閥口處的最大流速為73 m/s。因此,進(jìn)液閥套孔直徑的大小對(duì)先導(dǎo)閥通道內(nèi)最大液體流速有較大的影響。液體流速越大,對(duì)閥芯的沖擊就越強(qiáng),容易導(dǎo)致閥芯磨損、斷裂。同時(shí),流速過大也是負(fù)壓區(qū)產(chǎn)生的原因。

4.2 進(jìn)液閥套孔錐角

在進(jìn)液通道流速為10 m/s,出口壓力為2 MPa的邊界條件下,進(jìn)液閥套孔直徑為1.4 mm,閥芯開口度最大,對(duì)不同進(jìn)液閥套孔錐角時(shí)的先導(dǎo)閥流場進(jìn)行分析。進(jìn)液閥套孔錐角為45°時(shí)的壓力和速度分布如圖4所示。

圖4 進(jìn)液閥套孔錐角45°時(shí)壓力和速度分布

當(dāng)進(jìn)液閥套孔錐角為45°時(shí),先導(dǎo)閥內(nèi)液體流速最大值為76 m/s,最大速度出現(xiàn)在閥口處。當(dāng)進(jìn)液閥套孔錐角為60°時(shí),液體流速最大值為75 m/s,最大速度出現(xiàn)在閥口處。當(dāng)進(jìn)液閥套孔錐角為80°時(shí),液體流速最大值為73 m/s,最大速度出現(xiàn)在閥口處。因此,隨著進(jìn)液閥套孔錐角增大,先導(dǎo)閥內(nèi)液體流速最大值減小,閥芯所受沖擊越小。

不同進(jìn)液閥套孔錐角時(shí)穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力曲線如圖5所示。當(dāng)進(jìn)液閥套孔錐角為45°時(shí),主閥進(jìn)出口壓降為6 MPa左右,壓力損失主要產(chǎn)生在閥口處,閥芯兩壁面壓力差較大,此時(shí)進(jìn)液口流體的速度矢量方向和進(jìn)液閥套錐角相同,作用于閥芯上的軸向穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力最大值為600 N左右。當(dāng)進(jìn)液閥套孔錐角為60°時(shí),進(jìn)液口流體速度矢量方向和進(jìn)液閥套錐角相同,此時(shí)作用于閥芯上的軸向穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力最大值為390 N。當(dāng)進(jìn)液閥套孔錐角為70°時(shí),主閥進(jìn)出口壓降為7 MPa左右,壓力損失主要產(chǎn)生在閥口處及環(huán)形通道內(nèi),閥芯兩壁面壓力差較小,此時(shí)進(jìn)液閥套處大部分流體的速度矢量方向和進(jìn)液閥套錐角相同,作用于閥芯上的軸向穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力最大值為300 N。當(dāng)進(jìn)液閥套孔錐角為80°時(shí),主閥進(jìn)出口壓降同樣為7 MPa左右,壓力損失主要產(chǎn)生在閥口及環(huán)形通道內(nèi),此時(shí)進(jìn)液閥套處大部分流體的速度矢量方向約為70°,作用于閥芯上的軸向穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力最大值為295 N。由于主閥結(jié)構(gòu)的限制,進(jìn)液閥套錐角不能太大,因此進(jìn)液閥套孔錐角宜選擇為70°。

圖5 不同進(jìn)液閥套孔錐角時(shí)穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力曲線

5 結(jié)束語

筆者對(duì)高水基電液比例方向閥流場特性進(jìn)行分析。當(dāng)進(jìn)液閥套孔直徑為1.4 mm時(shí),先導(dǎo)閥進(jìn)出口壓差為2 MPa,液體最大流速產(chǎn)生在閥口處,為73 m/s,壓降主要產(chǎn)生在閥口處,幾乎無低壓區(qū),符合先導(dǎo)閥的設(shè)計(jì)要求。確定先導(dǎo)閥的進(jìn)液閥套直徑設(shè)計(jì)為1.4 mm最為合適。

隨著進(jìn)液閥套孔錐角增大,先導(dǎo)閥內(nèi)液體流速最大值減小,閥芯所受沖擊越小。當(dāng)進(jìn)液閥套孔錐角為70°時(shí),主閥進(jìn)出口壓降為7 MPa左右,壓力損失主要產(chǎn)生在閥口處及環(huán)形通道內(nèi),閥芯兩壁面壓力差較小,此時(shí)進(jìn)液閥套處大部分流體的速度矢量方向和進(jìn)液閥套錐角相同,作用于閥芯上的軸向穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力最大值為300 N。