电喷发动机配油转阀的设计及其流场分析

2022-09-17常向龙赵永强陈鑫田智永

机床与液压 2022年7期

常向龙，赵永强,2，陈鑫，田智永

(1.陕西理工大学机械工程学院，陕西汉中 723001；2.陕西省液压技术重点实验室,陕西西安 710077)

0 前言

发动机共轨系统可直接向喷油器提供稳定的油压和流量。为了进一步提高喷油器输出流量的精度，本文作者提出了一种新型喷油器配油转阀结构。转阀作为流体方向和大小的控制元件，通过阀芯的转动控制出口流体的接通和切断，具有结构简单、可连续定量调节流量大小、开闭迅速等优点，在液压传动、机床设备等间歇作业过程中得到广泛的应用。

目前，对于转阀特性的研究逐渐增多。MOJALLAL等针对发动机燃油控制系统，提出了一种可变面积的新型比例流量控制旋转阀，对阀口形状进行了改进，在多种工况下进行仿真，并通过与试验对比，验证设计的可靠性。LISOWSKI等设计了一种多段比例方向控制阀，通过CFD数值模拟分析其流体动力学;同时，针对阀芯不同形状开口，分析了比例流量控制阀的流量特性，并通过试验加以验证。LI等针对电液励磁系统进行了参数分析，并建立了系统的AMESim仿真模型，解释了各参数之间的耦合关系。YU等提出了一种旋转直驱阀结构，通过仿真和试验验证结构的合理性。王鹤等人设计了三角形、半圆形和矩形阀口的旋转式换向阀，针对不同形状阀口建立过流面积模型并进行了分析。张增猛等针对球阀研究了两种形状阀口结构对阀芯稳态流体作用力的影响，以此优化阀体的结构。朱牧之等分析了一种新型直驱式转阀的流动特性，并结合实验对其进行了验证。ZARYANKIN等针对汽轮机控制系统，对阀门进行了设计并对油路中流动参数进行研究。张鹏运用Fluent对转阀三维模型进行流场仿真分析，为后续的实验样机试验提供了数据参考。毛麒源等等依据伺服阀提出了偏转板射流腔理论模型和压差计算关系式，通过实验验证了该模型的正确性。SONG、HAN等对转阀在相同的边界条件下设置不同开度，研究转阀出口交界处的流速和油槽处的压力涡度，为转阀进一步的优化提供了理论依据。金伟、史俊强建立了转阀流体域的简化物理模型，对阀芯不同转角下流场进行了仿真分析，得到了转阀在工作时的运动规律及流体压差变化情况。

根据上述研究现状，本文作者基于JE4D25A型电喷柴油发动机工作参数，设计了一种流量大小可调的喷油器配油转阀，并对其阀口流场进行仿真分析，讨论阀口在不同开度下的配流情况，为后续的阀口结构设计和流道优化提供参考。

1 转阀的工作原理和主要参数

1.1 转阀的工作原理

一种流量大小可调的喷油器配油转阀结构如图1所示，主要由正时带轮、花键轴、阀座和阀芯组成。在阀座的同一环面每间隔90°开有一个阀口，每个阀口都连接一个喷油器，如图2所示，各喷油器与阀口的连接顺序与发动机做功顺序相对应。阀芯的左端圆柱面开有一个梯形状流量调节口，在转动过程中，流量调节口依次与阀座上的各个喷油器接通，高压油经阀口进入喷油器，从而实现向各缸供油；阀芯的轴向往复移动，可实现油量大小的调节。基于上述原理，阀芯与阀座之间的间隙性通断，可实现对各缸的顺序配油和油量大小的调节。

图1 转阀三维模型结构分解

图2 转阀工作截面示意

1.2 转阀主要技术参数确定

根据JE4D25A型共轨柴油发动机的工作参数(如表1所示)来确定转阀的阀口直径、阀芯流道直径和流速等主要技术参数。

表1 JE4D25A型柴油发动机参数

发动机在额定转速下每循环喷油100次喷油量为Δ，则

(1)

式中：为燃油比重；对于0号轻质柴油(温度20 ℃)，=0.85 g/cm，可得Δ≈6.52 mL。由式(1)计算得到的喷油量仅为参考值，实际中应对喷油量进行修正，因此引进修正系数，取=1.12。

=Δ

(2)

由式(2)得到阀口输出的额定流量=7.3 mL。

转阀阀芯轴向移动采用伺服电机驱动，在发动机不同转速下，阀芯上的流量调节口与阀口有不同的重合开启时间，以此达到调节油量大小的目的。不同转速下阀口中心在流量调节口上所转过的角度不同，以发动机转速依次为800、2 000、3 800 r/min为例，阀口中心在流量调节口经过角度变化如图3所示。

图3 阀口过流面积示意

流量调节口与阀口形成的过流面积大小呈周期性变化，如图4所示，油液在阀出口处的流量大小也呈周期性变化。

图4 阀口开度随阀芯旋转变化结构示意

在阀口全开状态下，其压力-流量特性方程为

(3)

式中：为流量系数；为阀口开度面积，mm；Δ为系统压差，MPa；为油液密度，kg/m。

取=0.8，Δ=3 MPa，对于0号轻质柴油，=850 kg/m,在额定输出流量=7.3 mL时，由式(3)可得阀口最大过流面积≈108.61 mm。最大过流面积下阀口全开，由公式=π(/2)，可推出阀口最大圆形水力直径=11.76 mm。为了补偿加工过程中流道偏心误差，取阀口直径为=12 mm。

阀芯油道尺寸对配油量大小没有影响，可根据下式确定

(4)

式中：为流量调节口油速，取=20 m/s。最终得到阀芯流道直径为=10 mm。

用0号柴油(20 ℃)作为流体介质，其运动黏度=3.4×10m/s，由此，可计算出阀口流动的雷诺数为

(5)

流体转变流动状态的临界雷诺数为2 320～4 000，由式(5)计算的雷诺数=58 820，显然液压油在阀中的流动状态是湍流。

2 转阀内部流场特性仿真

2.1 控制方程

流体流动一般满足能量守恒、质量守恒和动量守恒三大守恒定律。三大守恒定律分别用数学描述为能量守恒方程、连续性方程和动量方程(N-S方程)。由于转阀的内流场为湍流，因此无法直接用上述的三大定律求解，但是引入湍流模型可以有效求解。转阀普遍采用RNG-模型，即：

(6)

(7)

(8)

(9)

式中：、、分别是压力、油液密度和运动黏度；、、分别是3个方向的速度矢量。利用Fluent仿真软件，基于有限元法、有限差分法将模型流体域离散化求解控制方程，进一步对流场模型求解。

2.2 内流场模型的建立

根据转阀结构参数要求，在建好的模型中分别抽取怠速工况(800 r/min)下阀口与流量调节口3个不同旋转角度下的流体域三维模型，将抽取的三维流体域模型导入到Fluent中进行仿真。在怠速工况下转阀阀口从开启到关闭，阀芯旋转34.5°，由于转阀结构具有对称性，阀芯旋转23°时过流面积最大。因此，分别选取阀芯旋转角度为11.5°、23°和34.5°时的流体域模型作为仿真模型，不同角度的流体域模型如图5所示。

图5 不同转角下转阀阀道流场模型

2.3 网格模型

在仿真前对流体模型进行前处理，采用Fluent软件对模型进行网格划分。阀芯流道和阀口处流体域均是规则的圆柱形，因此采用六面体单元进行网格划分，单元格尺寸设为0.3 mm，中间流体域为不规则体积，采用四面体单元来划分，同时对质量较差的网格进行修改，在保证计算精度的同时也控制了计算规模。划分完毕总网格有110万个，总节点有39万个，平均网格质量在0.88左右，符合CFD求解器精度要求。流体域网格模型如图6所示。

图6 流体域网格模型

2.4 边界条件

在Fluent软件中进行仿真分析，对边界条件作如下设置：

(1)流体介质选用0号(20 ℃)轻质柴油，是不可压缩牛顿流体，密度为850 kg/m，运动黏度为3.4×10m/s。

(2)经上文计算，雷诺数为58 820，流体在阀内的流动状态为湍流，仿真时选用RNG-两方程湍流模型。

(3)假设所设计的转阀为理想条件下配油阀，阀芯与阀座配合精确，没有径向间歇，无泄漏，阀芯流场中流动是单相流，流动过程中无气泡产生，流体在阀口压力大，流速高，可认为没有热交换。

(4)采用压力入口与压力出口边界条件，考虑流体在流道中流动会有压力损失，因此阀芯入口压力设为50 MPa，阀座出口压力设为47 MPa，压差为3 MPa。

(5)流体与壁面的边界是静态的，没有滑动壁面，采用Simplec算法进行流体动力学计算模拟。

3 转阀流场仿真分析

3.1 阀芯旋转11.5°流域仿真分析

当转阀阀芯转过11.5°时，阀芯上流量调节口与阀口以一定重合面开启，流体从流道下端口进入，从上端阀口流出，其阀口的流体压力分布、湍流强度分布、进出口流速及速度矢量如图7所示。

图7 阀芯旋转11.5°流体流场

在图7(a)中，进出口压力比较稳定，当阀芯转过11.5°时，阀口与流量调节口所形成的过流面较小，造成压力损失，约为2.7 MPa，但在流量调节口中部形成局部高压。原因是流量调节口外表面正对阀座内壁面，流体流至流量调节口后，须向其他方向扩散，因此在这里形成局部高压，可达55 MPa。

3.2 阀芯旋转23°流域仿真分析

当转阀阀芯转过23°时，流体流向与第3.1节相同，此时，过流面积达到最大，阀口全开，其阀口的流体压力分布、湍流强度分布、进出口流速及速度矢量如图8所示。

从图8(a)和(b)可以看出:此时进出口流体压差进一步缩小，约为0.7 MPa；流体在入口至流量调节口这段流道内，流速平稳，但由于流量调节口特殊的形状设计，使得在出口处流体速度出现了较大的波动，局部最大流速约为150 m/s，在流量调节口及阀口处流体的湍流强度增高。

图8 阀芯旋转23°流体流场

3.3 阀芯旋转34.5°流域仿真分析

当转阀阀芯转过34.5°时，流体流向与第3.1节相同，此时，过流面积相比减小，阀口趋向关闭，其阀口的流体压力分布、湍流强度分布、进出口流速及速度矢量如图9所示。

从图9(a)和(b)可以看出:在阀口趋于关闭时，进出口压差逐渐增大，约为1.9 MPa，原因是过流面积减小；流量调节口中部压力增大，其原因与阀芯转过11.5°时所形成的高压相同；流体在进口处流速平稳，但在出口处局部流速较大，由于此时流出阀口的流量体积减少，因而湍流强度也相应减小。

图9 阀芯旋转34.5°流体流场

3.4 各旋转角度下转阀特性分析

当阀芯转角不同时，流体压力、流速、湍流强度等各物理参量都会发生变化。为了进一步研究新转阀的工作特性，将阀芯相对于阀座的转角和发动机转速作为变量进行仿真。将阀的出、入口压差设置为3 MPa，发动机转速分别设置为800、2 000和3 800 r/min，阀口从开到闭所转过的角度中取10个插值点进行流体仿真，其结果如表2所示。

表2 发动机不同转速下阀芯转角与流量特性

阀芯不同转角下过流面流量特性曲线如图10所示，从图10(a)可以看出:发动机转速不同，阀芯转角与过流面输出流量成对称性变化，随着发动机转速增大和阀芯沿轴向向右移动，流量调节口相对于阀口的转角增大，阀口的开启时间加长，过流面输出流量呈现先增加后减少的趋势。

图10 阀芯不同转角下流量特性曲线

阀芯不同转角下阀口总输出流量体积如图10(b)所示，可以看出:随着阀芯旋转角的增大，阀口输出流量也相应增加，其中，在800 r/min工况下，阀芯与阀座一个阀口在一个转动周期内，阀口总的输出流量是0.059 mL;同样地，在2 000 r/min和额定转速3 800 r/min工况下，阀口总的输出流量分别是0.108 mL和0.078 mL。对比理论计算中发动机在额定转速下每循环1次喷油量为0.073 mL，其配油流量比理论计算多6.8%，但在2 000 r/min工况下，实际配油量比理论计算多了48%。这是由于在该位置下，进油口与阀口完全正对，流体压力损失小导致配油量过多，可通过改变进油口位置解决。