挖掘机多路阀回转联阀口流场仿真分析

2022-10-17高泽坤王心如时文卓李世振

液压与气动 2022年10期

高泽坤，王心如，吉晨，时文卓，李世振，3

(1.山东大学海洋研究院，山东青岛 266237； 2.山东建筑大学，机电工程学院，山东济南 250102；3.山东大学机械工程学院，山东济南 250100)

引言

工程机械在我国工业工程中有广泛的应用和重要作用，其中占工程机械总产值比较大的是挖掘机，约为25%～50%。工程中约70%的土方量都是由挖掘机完成的，在建筑、交通和国防等工程中起了重要作用[1-2]。液压系统是挖掘机的重要系统之一，也是挖掘机的基础条件和其发展的重要前提之一[3-4]。液压多路阀作为挖掘机液压系统的核心控制元件，其性能与可靠性对挖掘机的整体工作水平有很大的影响[5-7]。多路阀结构复杂，集成度较高，在使用过程中通常会出现各种故障，如液压油泄漏、压力损失较大、阀芯卡滞、插接件损坏等[8-9]。

在我国工程机械行业中，如何提高多路阀的可靠性一直是行业关注的重点问题[10]。目前已经有许多学者开展了对液压多路阀的研究工作。张宏等[11]采用流场仿真的手段，对阀芯受力情况进行了数值模拟，并通过试验验证了数值模拟的准确性。刘长誉等[12]基于Fluent软件分析了大流量工况下，不同阀口开度时阀内的流域压力和速度分布规律。胡林华等[13]采用流固热耦合分析方法，针对多路阀高压大流量容易造成阀芯卡滞的问题进行了仿真研究。张鑫等[14]针对多路阀在使用过程中的发热、异响、压力损失过大等问题，应用数值模拟的方法对液压挖掘机多路阀动臂联进行流场分析。徐莉萍等[15]针对拖拉机液压多路阀在实际中存在的压力损失严重、操纵力过大的问题，基于Fluent软件获得了流体在工作中的速度、静压云图等，并基于仿真结果对多路阀进行了改进。

近年来学者们对多路阀做了很多有益的研究工作，但对于多路阀阀口部分的流场研究还较少。因此本研究基于试验台上多路阀试验工况，进行多路阀主要动作联的阀口稳态流场仿真分析，研究重要参数对阀口稳态流场的影响，为后续开展多路阀内冲蚀磨损、气蚀以及提高多路阀可靠性的研究提供支撑。

1 挖掘机回转液压回路与回转联结构

据统计，回转运动占挖掘机1个工作循环时间的50%～70%，消耗的能量约占25%～40%，是挖掘机在工作循环中必不可少的一个过程[16-17]。图1为挖掘机回转动作的液压原理图，图中回转控制阀4处于中位状态，由主泵8供给的液压油流经中央旁通回路R直接回到油箱，其余回路均被阻断，回转马达1没有油液供给无法回转。当需要向左进行回转动作时，先导泵9向SL油路供油，回转控制阀4阀芯右移，PG油路通油，解除回转制动，回转油路开启。主泵8油液通过单向阀6和大臂回转优先阀5流经回转控制阀4进路回路B。回路B中的油液使补油阀3R关闭，且溢流阀2R处于关闭状态，全部液压油驱动回转马达1左转。同理，当需要向右回转时，先导泵9向SR油路供油，回转控制阀4阀芯左移，PG油路通油，回转制动解除，油路开启。油液在通过单向阀6、大臂回转优先阀5和回转控制阀4后进路回路A，并使补油阀3L关闭，且溢流阀2L处于关闭状态，全部液压油驱动回转马达1右转。

1.回转马达 2L、2R.回转补油阀 3L、3R.回转溢流阀 4.回转控制阀 5.大臂回转优先阀 6.单向阀 7.主溢流阀 8.主泵 9.先导泵

图2为多路阀回转联的结构图，多路阀的回转联与备用联相连，当挖掘机的工作装置由铲斗更换为破碎锤等装置时由备用联进行控制，两者共用一个回油油路T口。回转联主要由先导阀、端盖、单向阀、锥阀、阀芯和阀体组成。当右侧先导油路的压力增大时，推动阀芯左移，此时P口与B口相通，A口与T口相通，带动回转马达转动实现挖掘机的回转动作；当右侧先导压力减小到小于弹簧力时，阀芯复位油路被切断，回转动作停止；当左侧先导油路的压力增大时，弹簧力使阀芯右移此时P口与A口相通，B口与T口相通，挖掘机反向回转。通过手柄可以调节先导压力，当压力与先导阀内的弹簧力以及液动力平衡时，阀口就稳定在某一开度下工作，进入回转马达的流量也就一定，因此可以通过手柄控制执行机构的动作速度。

1.回转控制阀壳体 2.回转阀芯 3.回转联阀盖 4.备用联阀芯 5.备用联壳体 6.过载补油阀 7.备用阀壳体 8.单向阀 9.弹簧限位块 10.弹簧定位环 11.弹簧 12.锥阀

2 三维模型建立和网格划分

多路阀内流体的流动是以流体域为基础的，计算域与阀的机械结构是紧密联系的，所以采用先建立阀的机械结构，再采用布尔运算抽取流道的方法建立流体计算域。阀壳体、阀芯三维模型如图3所示，其中忽略了阀芯与阀体之间的缝隙以及电磁铁、密封部件、弹簧、定位柱、螺栓、螺钉、辅助阀等部件。

图3 回转联三维模型

在实际工作环境下，挖掘机左右回转时的负载相同，并且P-A流道和P-B流道的形状相同，阀口节流槽也一致，都容易发生冲蚀、气蚀和磨损，所以可以任取一阀口作为研究对象。采用ANSYS Fluent专用前处理软件SpaceClaim进行流道抽取，并截取阀口部分。模型中存在的部分圆角会降低网格的质量，而且对流体的流动没有影响，所以将这部分圆角特征删除；考虑到阀口部位节流槽的形状复杂，所以采用四面体对流域进行划分，综合考虑求解精度和求解速度，取10万网格作为计算网格；并且流体在近壁区由于摩擦和液体黏性的影响会使流动复杂，所以为了提高求解精度，在近壁面的边界层加入了5层网格(增长率为1.2)，阀口网格模型如图4所示。

图4 阀口模型

3 网格划分和仿真设置

3.1 数值计算的理想化假设

为了能够准确的对多路阀回转联阀口流场进行分析研究，在仿真计算之前需要满足如下假设：

(1) 阀芯与阀体之间配合精确，密封良好没有内泄漏；

(2) 假设流场中的温度恒定不变，无热量损失，无热交换；

(3) 假设液压油为理想牛顿液体，即油液不可压缩；

(4) 假设壁面光滑，忽略壁面粗糙度对冲蚀磨损的影响；

(5) 假设流体域的出入口流量分布和负载分布为均匀分布，且不随时间发生变化。

3.2 仿真参数确定

根据国内某机械企业多路阀可靠性试验的参数确定仿真边界条件，并根据多路阀的工作流量与负载得到计算得到入口边界和出口边界的速度和压力范围，水力直径(特征长度)依据式(1)计算，得到入口腔的水力直径为14.8 mm，出口腔的水力直径为22.8 mm。

(1)

式中,A—— 过流面积，入口腔为320 mm2，出口腔为570 mm2

Pw—— 周长，入口腔为86.5 mm，出口腔为100 mm

根据式(2)计算，得到入口腔的湍流强度范围为5.5%～5.6%，因为出口腔没有回流则不考虑湍流强度，取Fluent默认值为5%。

(2)

式中，ρ—— 流体密度

v—— 流体速度

μ—— 流体黏度系数

依据上述公式及实际工况得到的参数如表1所示，工作介质为L-HM46号液压油，密度为872.5 kg/m3，动力黏度为0.004 kg/(m·s)。

表1 仿真参数

3.3 Fluent求解器设置

求解器中设置求解方法基于压力基，速度公式为绝对方法，并考虑重力影响。湍流模型选用Realizableκ-ε模型，壁面函数为标准壁面函数。在计算资源足够的情况下选用Coulped方法缩短计算时间，并选用二阶迎风差分格式提高计算精度。

3.4 模型验证

本研究在负载20 MPa，压差约为1 MPa的条件下对多路阀回转联进行试验，测量的流量Q、阀芯位移L、先导压力p如图5所示，因为阀内存在结构死区，所以在图的左侧建立了以阀口开度xv为刻度的小坐标轴，从20%开度开始，以10%开度为增量进行仿真，得到阀内的流量数据。从图中可以看到，仿真数据与试验测得的主阀工作口流量数据符合良好，可以验证建立物理模型的准确性。

图5 试验与仿真数据对比

4 阀口流场仿真研究

油液在阀口部位的流动状态对阀的平稳可靠运行有重要影响。在液压滑阀换向过程中油液会冲击阀体造成振动和噪声，流体的速度与压力会影响阀内的冲蚀磨损和气蚀磨损。所以采用Fluent软件对阀口部分进行三维数值模拟与分析研究，确定阀口开度、负载和流量等阀的宏观状态对阀口部位油液的速度场和压力场的影响。

4.1 阀口开度对阀口区域影响

在Fluent中选择边界类型为入口速度和出口压力，根据边界条件范围选定进口油液速度为12 m/s，出口负载为15 MPa，在阀口开度为100%，90%，80%，70%，60%，50%，40%，30%，20%，10%的情况下对多路阀回转联进行有限元数值模拟计算，分析阀口开度对阀内流场的影响。

1) 速度场

为了能够更好的研究阀口开度变化对阀内流场的影响，在阀内选定如图6所示的3个监测点。入口速度12 m/s、负载压力15 MPa条件下，在仿真结果中选取能够代表阀口开度对速度场影响的阀口100%，50%，10%开度作为研究对象，如图7所示。不同的阀口开度下速度流场分布有明显的不同，油液在负载和流量相同的情况下，经过不同开度阀口的节流之后，油液的速度分布和最大速度出现了明显的不同。在阀口全开的情况下，流道最宽，阀芯对速度场的影响最小，能量能够比较均匀的散布在流体中，因此阀口后的高流速区域最大。随着阀口开度的变小，流道也越来越窄，阀芯对速度场的影响越来越大，流体中的动能被阀芯吸收的越多，因此阀口后的高流速区域也就越小，可以看到，区域越来越小，并且B区域的阀口节流作用随着阀口的变化也越来越明显。

图6 检测点位置图

图7 不同阀口开度下流场速度云图

通过表2中监测点的速度值和图8可以看到，阀口后速度随阀口开度减小而增大，阀口全开的情况下最大速度为30.2 m/s，而阀口微开下最大速度增大为59.9 m/s，Point-1与Point-3处的速度变化情况与最大速度的变化情况一致，Point-1的速度从22.0 m/s变为54.3 m/s，Point-3的速度从2.8 m/s变为16.0 m/s。阀口部分相当于可变过流面积的节流口，根据节流原理，如式(3)所示，在流量一定的情况下，改变阀口开度等于改变了节流口的节流面积，所以阀口后的速度变化与阀口的开度为反比关系，所以图8中的速度变化和图7的高速区域变化有阀口开度越小，阀内速度和高速区域面积变化越明显的现象。

表2 监测点速度

图8 监测点和最大速度图

(3)

式中,S—— 过流面积

Point-2的变化趋势与Point-1，Point-3有明显的不同，这是因为阀内出现了涡流，Point-2正好处于涡流的影响范围内。从100%开度减小至80%开度，阀后速度增大导致涡流强度变化，使Point-2的速度减小；80%开度减小至60%开度，涡流范围对Point-2的影响占优势地位，造成了速度先增加后减小的趋势；小于60%开度时涡流逐渐消失，并且阀口节流效果对流速的影响也逐渐占据主要作用，所以Point-2的速度逐渐增加。

2) 压力场

图9为入口速度12 m/s，出口压力为15 MPa条件下的阀口开度分别为100%，50%，10%的压力场云图。从图中可以看到，阀口开度对阀口区域压力场影响显著。C，E区域对流体起节流作用，造成大量油液的堆积，使进油腔成为阀口压力最大的区域。在此处有较大的压力损失，阀口的开度越小压力损失越大，并且开度越小压力变化越快，在阀口全开下，C区域中有较大的缓冲区域，而在微开状态下压力会在很小的距离内降低。在图中可以看到，E区域的压力及变化情况普遍小于C区域，这是因为E区域处于阀内的高点，油液在流向E区域时会因为阀芯和流道结构造成一部分压力的损失。D区域中会出现2个明显高压力范围，这是由于油液流经节流槽后撞击阀芯造成油液聚集形成了高压区，阀口开度越小此范围越明显且与周围油液的压力差越大，最大可以达到1 MPa。结合速度场来看，此区域的油液以高压高速直接撞击阀芯，容易造成阀芯的冲蚀磨损。F区域对应图7中A 区域内的涡流范围，在涡流的中心形成了明显的低压区。阀口开度的变化会使涡流的强度和范围也随之变化，反映在压力场上就是该低压区域的大小和压差会随着阀口开度的变化而变化，在小阀口开度时由于涡流的消散该低压区也随之消失。

图9 不同阀口开度下流场压力云图

4.2 入口速度对阀口区域流场影响

选择阀口最大和最小开度以及速度入口的峰值谷值作为研究对象，基本可以代表阀口部分的速度压力场随入口速度变化的规律。因此将出口边界条件的负载压力设置为恒定值15 MPa，研究阀口开度分别为100%及10%状态下，入口边界条件为10.5 m/s和15.5 m/s的流场变化，速度场云图和压力场云图如图10、图11所示。

图10 不同阀口开度的峰值和谷值速度场图

图11 不同阀口开度的峰值和谷值压力场图

从图中可以看到，在本研究设定的边界条件下，回转联阀口在100%开度时，入口速度从10.5 m/s提高至15.5 m/s后，速度场基本保持不变，核心湍流区域A中的流场基本相同，压力场也基本保持一致，仅有D区域因入口速度增大导致阀内平均流速增加而影响了该区域的涡流强度，才出现了低压点。而对于10%阀口开度，入口速度从10.5 m/s变为15.5 m/s，速度场和压力场的变化对比于阀口全开状态更加明显，流道内流体的速度和压力整体有较大的增长，最大压力增幅为1.2 MPa，最大流速增幅为1.5 m/s，在速度场中，出口腔的速度分布变化较为明显，而其他区域包括核心湍流区域B，C都基本保持不变；压力场也基本保持不变，有较为明显变化的为D，E两处，其中E区域的压力变化更快，压力在短距离的降低，D区域会出现1个较为明显低压点。

综合来说，入口速度提高使流道内的速度和压力整体增大，速度场和压力场变化很小，基本保持稳定。开度越小，入口速度从10.5 m/s变为15.5 m/s后，速度场和压力场的变化越明显，这是因为在小开度下阀口节流作用强，而大开度下节流作用较弱，提高相同入口速度需要的压差更大。在阀口全开下，入口速度从谷值变化到峰值，前后压差从0.03 MPa提高到0.05 MPa 就可以实现，0.02 MPa的压差变化使流场变化很小；而在阀口微开下，实现相同的效果需要将压差从0.15 MPa提高到0.27 MPa，压差提高了0.12 MPa，流场的变化更为明显。

4.3 出口负载对阀口区域流场影响

以负流量多路阀为研究对象，在实际工程机械上一般搭配负流量泵组成负流量控制系统。根据负流量控制系统以及多路阀的特性可知，负流量变量泵会根据整体的负载来调节排量，流入回转联的流量除了受回转负载的影响还受挖掘机整体负载的影响。

在本研究中，仿真采用的边界条件为速度入口和压力出口，当出口压力和入口速度都确定时，Fluent求解器会根据已知条件自动计算出入口处的压力，确定一个合适的压差来保证得到用户得到的入口速度。仿真条件设置阀口为全开状态，入口速度为12 m/s，在负载15 MPa和25 MPa下进行数值模拟计算，此时入口的压力分别为15.3 MPa和25.3 MPa，压差都为0.3 MPa，在压差和流道结构都相同的情况下其速度场分布和压力场分布应该相同。图12即为负载15 MPa 和25 MPa的速度云图和压力云图，可以看到不同负载下的速度场分布和流体速度完全相同，压力场的分布也完全相同，而流体的压力值则与负载呈正相关有相应的提高。

图12 阀口全开状态不同负载的阀口状态图

5 多路阀回转联耐久试验

滑阀内的速度场和压力场会直接影响阀内的冲蚀磨损和气蚀磨损，流场的分布与大小直接决定了磨损的发生部位与严重程度。因此本研究借助某企业多路阀耐久试验台对回转联进行试验，验证流场与阀芯磨损的关系。

5.1 试验平台与对象

图13为试验台的现场图，该平台由4台电控变排量的柱塞泵为多路阀测试提供动力源，系统的额定压力42 MPa，最大流量400 L/min，能够很好的满足试验条件。图14为被试多路阀的实拍图，型号为KMX15RB，与本研究对象一致,额定流量300 L/min，额定压力为34.3 MPa，最高压力为37.3 MPa。

图13 试验平台现场图

图14 被试多路阀

5.2 试验方案

试验按照JB/T 8729—2013进行，为了使试验效果更加接近真实的作业情况，依据《中吨位挖掘机液压系统载荷谱测试大纲》对挖掘机挖掘甩方的典型作业方式：挖掘、提升+旋转、放铲、回转+下放工况进行测试，采集数据并以雨流计数法进行时域外推后得到台架拟时加载谱。

5.3 试验结果分析

在试验1500 h后将阀芯抽出，使用石油醚清洗表面的液压油后，观察阀口表面情况，如图15所示。图15a为背对着阀口进口腔和出口腔的表面，可以看到其损伤程度较小，与仿真结果一致，图7中B区域和图9中E区域处的流速较慢且压差较小，相应的该区域表面的冲蚀磨损和气蚀磨损较小，因此入口损伤几乎不可见。图15c为正对阀口进口腔和出口腔的表面，受油液的直接冲击，该处液体流速较快油液中的悬浮粒子直接撞击阀芯表面造成冲蚀磨损，因此该表面的磨损最为严重。图15b为图15a和图15c中表面的交界处，并且从图中可以看到图15b和图15c方框区域内的磨损更加严重，这与前文研究中的油液的速度场分布相同，即越靠近入口腔的流速越快，对应的冲蚀磨损越严重。