液压换向阀径向稳态液动力的研究

2020-12-14王晓凯

液压与气动 2020年12期

王晓凯

(1.中国煤炭科工集团太原研究院有限公司，山西太原 030006； 2.山西天地煤机装备有限公司，山西太原 030006)

引言

换向阀作为各液压系统的重要组成部件，在液压传动控制中被广泛应用。流体流经阀口时，由于流动方向及流速的变化引起液体动量变化而产生的液动力是影响换向阀性能的关键因素之一。液动力不仅会影响阀的操纵力，而且可能引起阀的自激振动，影响整个液压系统的稳定性和可靠性，是换向阀设计优化的重要依据，特别是在中高压、大流量系统中，液动力对设计优化的影响更甚。

目前，许多学者在仿真分析时为求模型简化，针对换向阀入口节流型和出口节流型的液动力做了分别研究[1-5]，并对理论模型进行了修正[6]。除赵蕾等[7]、陆倩倩等[8]分别基于入口节流型和出口节流型对换向阀径向液动力做了一定研究以外，大部分学者在稳态液动力的研究中认为，径向稳态液动力因结构对称可以自相平衡。然而，换向阀是滑阀中最常用的类型，大部分换向阀包含了P，A，B，T 4个油孔，区别于一进一出形式的流体模型，其液动力也更加复杂，径向间隙的泄漏对滑阀的影响也不能忽略。因此，本研究将换向阀实际情况如实的反映到流体模型上，并对径向稳态液动力进行了求解仿真。

1 换向阀理论模型

1.1 液动力理论模型[9]

某二位四通换向阀模型如图1所示。当阀芯处于左位时，P→A，B→T。当阀芯处于右位时，P→B，A→T。图1所示中，P→A为出口节流型，B→T为入口节流型，阀芯直径D=8 mm，阀杆直径d=5 mm，油口通径a=4 mm，阀口开度xv=1.2 mm。阀芯所受稳态液动力如图2所示。

图1 换向阀模型示意图

图2 阀芯受力图

图中，Fd1，Fd2为阀芯在A，B口处所受稳态液动力，矢量分解后得阀芯在A，B口所受径向稳态液动力为Fr1，Fr2，轴向稳态液动力为Fs1，Fs2。

1.2 各阀口流体流量计算

由于阀孔与阀芯之间是有间隙存在的，滑阀必然存在内泄，流经各阀口的流量必然不尽相同。且当负载为油缸驱动时，由于油缸有杆腔和无杆腔面积差的存在，使得A，B口流量必然不同。故对于工作状态的换向阀，根据实际工况来研究其液动力是十分必要的。

令qv1，qv2，qv3，qv4分别为流体通过P，A，B，T口的流量；qx1为P口流向B口的内泄漏量，qx2为A口流向T口的内泄漏量。油缸举升时，假定油缸无杆腔与有杆腔的面积比为f，油缸部分泄漏忽略不计。则有：

qv2=qv1-qx1

(1)

qv3=qv4=f(qv2-qx2)+qx1

(2)

由于阀的开口量较小，其流动特性与薄壁小孔相近，因此可以用薄壁小孔的流量公式来确定阀口流量：

(3)

式中，qv为流经小孔的流量；Cd为流量系数；A0为阀口通流截面积；ρ为流体密度。

阀芯和阀体之间间隙泄漏可以认为是同心环形缝隙，其流量为：

(4)

式中,qx为同心环形缝隙的流量；cr为阀体与阀芯间半径向间隙；μ为动力黏度；xl为缝隙长度；v0为阀芯阀体相对运动速度，取v0=0。

在液压系统中，我们假设已知P口流量为qv1，A口压力为pA，T口背压为pT。

联立以上各式(1)～式(4)，得：

(5)

(6)

联立式(5)、式(6)，即可解得所有压力、流量值。

1.3 稳态液动力计算

由动量定理，结合图1可知，阀芯所受的稳态液动力为：

Fd1=-ρ(qv2v2-qv1v1)

(7)

Fd2=-ρ(qv4v4-qv3v3)

(8)

将矢量公式沿x轴和y轴分解，得径向稳态液动力Fr：

Fr1=ρqv1v1sin∂-ρqv2v2sinφ

(9)

Fr2=ρqv3v3sinφ-ρqv4v4sin∂

(10)

将各已知条件带入式(9)、式(10)，即可得出阀口处径向稳态液动力。

2 换向阀CFD仿真分析

2.1 仿真条件[10-12]

CFD仿真采用Fluent完成，对流体模型划分网格并在阀口处、间隙密封处局部加密优化，划分总网格数量约40万个。仿真过程中设定阀为理想滑阀，壁面无滑移；介质为46#液压油，为不可压缩黏性牛顿流体，定常流动，无热传导，其密度为860 kg/m3，动力黏度0.039 Pa·s；模型采用非定常流动，标准k-ε湍流模型；若负载油缸无杆腔与有杆腔的面积比f已知，则由式(2)可得出阀B口的流量；给定边界条件如表1所示。

表1 模型边界条件

2.2 仿真结果

在仿真计算过程中，每个迭代步骤结束时，都会对计算守恒变量的残差进行计算，残差反映的是当前计算过程中的流场与收敛后得到的流场的差距，残差变化曲线可以用来判断计算的精度和准确性。本次残差精度设定为0.001，在迭代解达到指定的精度后，Fluent会自动结束求解过程，如图3所示，在迭代步数I到152步的时候，所监测的残差值R均小于0.001，判定计算收敛。

图3 残差监视图

将求解结果导入CFD-Post中，以流体模型的对称面进行剖切并显示换向阀内部流体的压力云图，如图4所示。图5为做为边界的阀芯所受的压力云图。

图4 流体压力云图

2.3 仿真分析

如图6所示，在垂直于阀芯轴方向取E，F，G3个面，分别位于A，P，B油口中心，沿每个面在其周向上取8个位置，提取压力值，分析各个截面压力分布情况，如图7所示。由图可见，在压力入口处(F面)，压力值从14.94～15 MPa不等，分布基本稳定；在P→A的出口处(E面)，压力值从11.3～15 MPa不等，压力变化较大；在B→T的入口处，压力值从0.3～0.5 MPa不等。压力分布基本关于竖直的截面对称，而非完全均匀分布。

图5 阀芯压力云图

图6 压力点位置示意图

图7 阀芯周向受力曲线

在换向阀对称面中，从左向右沿x轴在阀芯上下表面各取15个点，如图6所示。提取各点压力值并相减得压力分布差值如图8所示，用于衡量液动力在Y方向上的径向不平衡力状况。由图可知，阀芯Y方向所受压力并没有完全抵消，其呈不规律状态分布，并且正负值均有，这将导致阀芯呈整体偏心和倾斜，并产生液压卡紧力，导致需要较大的驱动力才能驱动阀芯运动，同时产生摩擦损失。