基于流固热耦合的负载敏感多路阀仿真研究*

2022-01-27王廷栋

机电工程 2022年1期

关键词：主阀补偿器节流

王廷栋,杨敬

(太原理工大学新型传感器与智能控制教育部(山西省)重点实验室,山西太原 030024)

0 引言

多路阀是工程机械的核心元件,通过对多个液压执行机构的同时控制,实现对压力和流量的双重控制,在工程机械中被广泛使用。

国内外许多学者长期以来对多路阀进行了不懈的研究。由于液压系统的封闭性,在工作时内部流场是不可见的。相较于传统的滑阀,对多路阀内部流场进行研究无疑更加困难。因此,对多路阀相关技术问题的深入研究有重要的现实意义。

陈源流等人[1]研究了多路阀阀芯拓扑形态设计中的流量参数模型,为阀芯设计提供了参考。冀宏等人[2]提出了一种气穴流动的平面观测模型,并通过实验对该模型进行了论证。尚翠霞等人[3-5]以阀芯为主要研究对象,对其进行了流固耦合仿真分析,得到了主阀芯的形变分布和应力场分布情况,并据此对原模型进行了优化;与原结构相比,优化后的结构有效减小了应力集中现象,提高了阀的安全性能,降低了其使用成本。曹永等人[6]将温度载荷导入液压阀表面,并对其结构变形展开了有限元分析,得出了结论,即阀芯局部区域径向变形较大,节流口部位形变量最大,变形最终破坏了原始的配合间隙,引起了卡滞现象。郑长松等人[7]应用动量定理对滑阀稳态液动力进行了推导,并采用简单滑阀模型对稳态液动力进行了仿真分析。曹飞梅等人[8]对入口节流式滑阀进行了研究,提出了改变阀芯直角结构的方法,分析得出了结论,即圆弧型结构和斜角圆弧型结构均可使液流在射出节流槽口时稳定过渡。

国外也有许多学者开展了关于液压阀的流固耦合分析。REICH A J[9]运用流固耦合方法,研究了开启状态下真空溢流阀设计模型中,各部件受到的流体冲击,并且优化了阀门的设计。DENG J[10]针对流体的粘性生热效应,研究了滑阀内流道和阀芯的耦合特性。AMIRANTE R等人[11,12]对三位四通换向阀进行了研究,并设计试验对其进行测试,得到了其流量、压力和稳态液动力特性曲线。BEUNE A等人[13]应用流固耦合方法,研究了高压安全阀的开口特性。

近年来,学者们对多路阀做了很多有益的研究工作,但对于多路阀的流固热耦合问题的研究还较少。而对于负载敏感多路阀的性能来说,温度是不可忽略的影响因素。

笔者以多路阀阀芯为研究对象,采用流固热耦合方法,对多路阀阀芯区域流场进行研究,分析流固热共同作用下阀芯的变化情况,以期对多路阀的优化设计提供理论指导。

1 计算方法

笔者采用流固热耦合求解过程为:

(1)使用Fluent流体分析软件,对多路阀流场进行仿真分析;(2)将结果通过耦合面导入固体温度求解器Steady-State Thermal,进行固体温度场求解;(3)将固体温度场求解结果和流体压力场求解结果传递给固体结构分析求解器Static Structural,进行结构分析。

流固热耦合求解的具体流程如图1所示。

图1 流固热耦合求解流程

2 多路阀工作原理及仿真模型

2.1 工作原理

负载敏感多路阀的压力补偿器在一次节流口之后,负载压力最高联的负载压力,通过负载敏感腔通至各联的压力补偿器和泵的负载敏感腔。所以,各联一次节流口之后的压力相等。

因为进油油路为并联,所以各联一次节流之前的压力也是相等的,即泵的出口压力;且各联一次节流口前后压差相等,通过各联的液压油的流量只与各联的开度相关。

2.2 仿真模型

多路阀的结构简图如图2所示。

图2 多路阀结构简图

2.2.1 阀芯结构

在主阀芯一次节流口处分别开有6对(12个)节流槽,二次节流口处开有4个延周向均布且大小相等的U形槽,压力补偿器为插装式。

主阀芯及压力补偿器结构简图如图3所示。

图3主阀芯及压力补偿器结构简图

2.2.2 阀芯节流槽过流面积解析

图3中,该多路阀阀芯为非全周开口,压力补偿器为插装形式。

根据该多路阀三维模型及相关参数,通过搭建AMESim模型,可计算出一次、二次节流口与压力补偿器的过流面积,如图4所示。

由图4(b)可知:阀芯一次节流口处的过流面积起初上升较为缓慢,使得多路阀在启动和停止时具有较大的缓冲区段,减小冲击与振动。

图4 负载敏感多路阀AMESim模型及各节流槽过流面积

在工作区段内主阀口的过流面积梯度较大,又能很好地满足多路阀在不同工况下对流量的需求;而二次节流口处过流面积增长很快,该处的压力损失较小[14-16]。

3 计算流体力学理论

3.1 CFD简述

目前,计算流体力学(computational fluid dynamics,CFD)技术作为一种数值方法,正逐渐走向成熟,在流体机械中的应用也越来越广泛。通过CFD技术,可以得到流体机械内任意位置的流动细节,如速度、压力、能量损失、压力脉动、湍动量、漩涡等,从而在流体机械结构的设计和优化方面发挥重要的作用。

计算机性能的提升和日益增加的工业需求使得CFD在湍流模型、网格技术、数值算法、可视化、并行计算等方面取得了飞速发展。计算流体力学将会给研究和工业领域带来革命性的变化[17,18]。

3.2 基本控制方程

流体流动遵循质量守恒、动量守恒和能量守恒三大物理守恒定律。

质量守恒方程为:

(1)

动量守恒方程为:

(2)

(3)

(4)

式中:ρ—仿真模型网格划分后微元体上的压力;τxx,τxy,τxz—黏性应力τ在x、y及z坐标轴上的方向分量;Fx,Fy,Fz—仿真模型网格划分后微元体在x、y与z坐标轴上的方向分力。

能量守恒方程为:

(5)

式中:k—热传导系数;ST—流体内热源及由于黏性作于流体的机械能转换为热能的部分。

该流场中的流体为湍流流动,故采用标准k-ε模型,湍动能k和耗散率ε方程为:

(6)

(7)

式中:Gk—由平均速度梯度引起的湍动能;Gb—由浮力引起的湍动能。

气相P的体积比方程为:

(8)

液相的体积比αq计算如下:

αp+αq=1

(9)

体积比平均密度ρ为:

ρ=αpρp+(1-αp)ρq

(10)

忽略汽化产生的热量,气泡内压力恒定,气泡半径的变化近似为一个简化的雷诺方程,即:

(11)

式中:pv—汽化压力,对于液压油来说,为空气分离压;ρq—液相密度。

总的气体质量为:

(12)

式中:n—单位体积的气泡数。

气体形成的速率为:

(13)

结合得到由于气穴而产生的两相间的质量转移,即:

(14)

式(14)中,气泡半径R为:

(15)

4 网格划分及边界条件设置

首先,笔者提取多路阀内部流道的流体三维模型,采用ICEM非结构网格和局部网格细化的方法,对其进行网格划分。

其中,流体域网格划分如图5所示。

图5 流体域网格划分

阀芯网格划分如图6所示。

图6 阀芯网格划分

由于多路阀内部通流截面突变较大,易形成湍流。笔者在仿真中采用k-ε湍流模型,并激活黏性生热。

液压油的材料参数如表1所示。

表1 液压油参数

阀芯的材料参数如表2所示。

表2 阀芯材料参数

5 流固热耦合仿真及分析

笔者针对4种不同工作状态进行研究:

(1)主阀芯开度2 mm(小流量)情况下,压力补偿器两端压差接近最大;(2)主阀芯开度2 mm(小流量)情况下,压力补偿器最大开度,此时压力补偿器两端压差接近于零;(3)主阀芯开度10 mm(大流量)情况下,压力补偿器两端压差接近最大;(4)主阀芯开度10 mm(大流量)情况下,压力补偿器最大开度,此时压力补偿器两端压差接近于零。

各种工况下的进出口压力仿真数据如表3所示。

表3 各种工况下进出口压力

由负载敏感多路阀工作原理可知,各工况下一次节流口前后压差相等,即一次节流口处流场分布情况的区别只与开度有关。因此,笔者按一次节流口处及一次节流口后两个部分分别进行仿真。

一次节流口处仿真结果如图(7～15)所示。

图7 工况1、2一次节流口处压力分布云图

图8 工况1、2一次节流口处速度流线图

图9 工况1、2一次节流口处温度分布云图

(a)工况1、2阀芯温度分布云图

(b)工况1、2阀芯变形云图图10 工况1、2阀芯温度分布云图及变形云图

图11 工况3、4一次节流口处压力分布云图

图12 工况3、4一次节流口处速度流线图

图13 工况3、4一次节流口处温度分布云图

图14 工况3、4阀芯温度分布云图

图15 工况3、4阀芯变形云图

从图(7～15)可知:

温度升高的区域主要集中在节流槽附近区域,液压油在黏性作用下流经节流口时,由于面积减小导致流速增加,产生了大量涡旋并发生能量交换,产生的内能以液压油温度升高的形式表现出来;流体在此处温度升高总体并不明显,温度最高的区域始终位于U形槽附近;阀芯和液压油的温度分布基本保持一致,说明阀芯的温度变化确实受液压油的影响;U形节流槽锐边处的温升相对明显,并沿着周围递减,流出节流槽方向的温度要高于进油口方向的温度;阀芯在液压油压力、热载荷和热应力作用下发生微小的膨胀变形,阀芯的最大变形区域始终位于U形槽附近,整体向四周径向隆起。

工况1一次节流口后仿真结果如图(16～20)所示。

图16 工况1一次节流口后流场压力分布云图

图17 工况1一次节流口后流场速度流线图

图18 工况1一次节流口后流场温度分布云图

图19 工况1阀芯温度分布云图

图20 工况1阀芯温变形云图

从图(16～20)可知:

主阀芯开度为2 mm且压力补偿器两端压差接近最大时,压力补偿器的左右阀口压降十分明显;同时,在出口的拐角处,存在小压力范围区域,但并未出现负压,油液温升较为明显,最高可达409 K。

该工况下,阀芯变形量较小且最大变形量在2.6 μm左右,最大变形区域位于U形槽半圆弧面处中间部分区域,并向四周径向隆起。

工况2一次节流口后仿真结果如图(21～25)所示。

图21 工况2一次节流口后流场压力分布云图

图22 工况2一次节流口后流场速度流线图

图23 工况2一次节流口后流场温度分布云图

图24 工况2阀芯温度分布云图

图25 工况2阀芯变形云图

从图(21～25)可知:

主阀芯开度为2 mm,且压力补偿器处于最大开度时,压力补偿器右阀口几乎没有压力降;而左阀口由于有液压油流通,存在微小的压降且油液温度几乎没有升高。

该工况下,阀芯变形量较小,最大变形量在2.3 μm左右,最大变形区域与压力补偿器两端压差接近最大时类似,即位于U形槽半圆弧面处中间部分区域,且向四周径向隆起。

工况3一次节流口后仿真结果如图(26～30)所示。

图26 工况3一次节流口后流场压力分布云图

图27 工况3一次节流口后流场速度流线图

图28 工况3一次节流口后流场温度分布云图

图29 工况3阀芯温度分布云图

图30 工况3阀芯变形云图

从图(26～30)可知:

主阀芯开度为10 mm且压力补偿器两端压差接近最大时,压力补偿阀的左右阀口存在较为明显的压力降;同时,在出口的拐角处,存在负压范围区域。因此,此处较易出现气穴,并产生气蚀现象,如图(31,32)所示。

图31 工况3压力补偿阀口处压力分布云图

液压油温度升高非常明显,最高可达595 K。该工况下阀芯变形量较大,最大变形量在6.8 μm左右,阀芯的最大变形区域位于U形槽半圆弧面根部向四周径向隆起,且上侧较下侧更为明显。此时,多路阀易发生卡滞现象,所以在工作中应尽量避免这种状况;该工况下,阀芯的温度较高且变形量相较于其他情况有明显增大,说明热应力是阀芯发生膨胀变形、破坏原始配合间隙的重要因素。