非全周开口滑阀液动力分析及补偿

2023-08-28邹小舟葛声宏付己峰

液压与气动 2023年8期

邹小舟, 葛声宏,2, 付己峰, 王涛, 张健

(1.中航工业南京伺服控制系统有限公司, 江苏南京 210061; 2.南京航空航天大学机电学院, 江苏南京 210016;3.东北林业大学机电工程学院, 黑龙江哈尔滨 150040; 4.哈尔滨工业大学机电工程学院, 黑龙江哈尔滨 150001)

引言

比例方向阀被广泛应用于工业生产中[1],通过控制阀芯的位移与输入信号成正比来控制油液的流动方向和流量大小,其主要特点是连续的方向和流量控制[2]。在高压、大功率的工况下,电磁阀常出现驱动电流过大影响阀的正常工作,甚至烧毁,因此从液动力的角度研究产生故障的原因很有意义。

国内外已有众多学者通过各种手段对滑阀液动力展开了研究:王晓凯[3]利用CFD(计算流体力学)软件在考虑配合间隙的情况下,详细研究了换向阀阀芯所受的径向力。廖瑶瑶等[4]采用理论计算与流场仿真相结合的方法研究了换向阀的液动力,并对传统液动力计算公式进行了修正,最后通过试验验证了修正后液动力计算方法的合理性。宋子龙等[5]利用滑移网格、用户自定义函数(User Define Function,UDF)编程技术,研究了阀口开度及节流槽个数对阀芯所受液动力的影响规律。符耀民等[6]运用Fluent动网格技术和UDF技术对阀芯关闭过程中内部流场进行数值模拟,探讨了阀芯所受的液动力情况;并对阀芯结构进行改进,有效改善了因液动力过大而导致阀芯延迟关闭的问题。XIE Haibo等[7]探究了不同阀口结构对插装式比例阀液动力的影响,结果表明阀口形态的变化会使阀芯所受液动力的方向和大小都发生改变。CHEN Qianpeng等[8]利用AMESim软件对换向阀的力特性进行了仿真分析,发现液动力呈现非线性特性。在液动力补偿方面,李瑞川等[9]、白俊等[10]、李雨铮等[11]设计了新的阀芯改进结构并通过仿真计算,研究了改进结构中各参数对稳态液动力补偿特性的影响规律。AMIRANTE R[12]等、QU Daohai等[13]通过对阀芯结构进行优化,有效地降低了滑阀的稳态液动力。ZHANG Junhui等[14]设计了一种带有阻尼孔的阀套结构来减小阀芯上的液动力。

本研究根据实际需求,以非全周开口滑阀为例,利用理论分析、基于CFD的流体仿真,探究该阀在不同开度下的液动力、出口流量及滑阀阀芯与阀体间隙对阀性能的影响,并对阀芯结构进行了优化,为后续阀的改进提供了参考。

1 比例阀的结构和数学模型

1.1 比例阀滑阀副结构

某型比例阀的阀芯阀体结构如图1所示,该阀为二位四通换向阀,节流口为负开口,P-A口处的阀芯开有四个半圆形槽口, P-B口处的阀芯开有两个半圆形槽口以及径向圆柱孔。

图1 某型比例换向阀

阀芯原结构及改进结构如图2、图3所示,改进措施:在原结构的出口侧台阶上加两个对称分布的节流槽,节流槽形状为圆形,半径为2.5 mm,底部平面距轴线3.6 mm,圆心距出口侧台肩0.6 mm。

图2 原阀芯结构

图3 改进后阀芯结构

图4 出口节流型

1.2 数学模型

以某型比例阀为例进行仿真,研究阀芯不同开口处时P-B流道内的流场情况以及阀芯所受液动力。由于P-B流道为出口节流型 (入口无节流出口节流的流动),故以出口节流型结构为例,建立液动力特性的理论模型。

以滑阀阀芯为对象进行受力分析,受力分析图如图5所示,同时考虑油液的黏性,阀芯受力为节流孔与阀杆受力之和,通过积分即得到阀芯的受力公式。对控制体内部的流体运用动量定理可得:

图5 受力分析示意图

(1)

式中,Fs—— 阀芯作用于流体上的力

τs—— 阀套壁面所受的黏性力

A—— 阀套壁面面积

C—— 控制体轴向面积

ρ—— 流动介质的密度

v—— 液体流速

vx—— 液体流速的轴向分量

n—— 面积微元

可将阀芯受力进行分解,得到由动量定理计算得到的阀芯受力公式即:

(2)

(3)

(4)

(5)

式中,Fm—— 阀芯所受的力

Fe—— 壁面作用于流体上的力

AO—— 流体域出口面积

AI—— 流体域进口面积

由式(2)～式(5)可得:

(6)

式中,F0—— 压力积分求解的液动力

Al—— 左侧台阶的环形面积

Ar—— 右侧台阶的环形面积

Ad—— 阀杆的侧面积

p1—— 作用在左侧台阶的压力

p2—— 作用在右侧台阶的压力

τd—— 阀杆上的黏性力

2 数值模拟前处理

2.1 计算域模型及网格划分

根据图1所示的阀结构参数建立仿真计算模型,使用ANSYS前处理软件SpaceClaim抽取和简化流体域,将流体域分为进油腔、回油腔和阀腔3个部分,由于模拟阀与阀芯之间相对运动时,使用了滑移网格技术,故定义不同部分之间的交界面为Interface滑移面。

考虑到网格划分的复杂性和计算效率及为减少出、入口的流动效应,突出阀芯结构参数变化对液动力的影响,故对进出口处的流体域模型进行一定程度的简化。图6右侧为进油腔,左侧为回油腔,中间为阀腔。具体操作如下:去除阀腔区域内的导油槽、回油腔区域的倒角;删去回油腔的圆形回油口,将回油腔底部的矩形平面向外拉伸10 mm并将拉伸后的底部矩形面作为流体域的出口。进油腔与回油腔的形状相同且两者相距9 mm。简化后的流体域模型,进口腔和出口腔结构相同,取消了全部圆角和导油槽;进出口由圆形口变为矩形口。图6为简化前流体域模型,图7为简化后流体域模型。

图6 原流体域模型

图7 简化流体域模型

在进行网格划分需要综合考虑划分网格需要的时间、计算量和控制精度。网格生成方法选择为Tetrahedrons,即流体域全部生成四面体网格;对阀腔进行局部加密,网格尺寸设置为0.2 mm;对位于进、回油腔的Interface面进行局部加密,网格尺寸设置为0.2 mm;对于其他流速等变化不大的区域,为减小仿真计算量、缩减仿真计算时间,将网格尺寸设置为0.4 mm。

2.2 网格无关性验证

网格无关性验证,即对模型进行计算比较不同数量网格条件下的计算结果,判断网格数量对计算结果的影响。实际计算中,若网格的疏密程度对仿真结果基本无影响时,可认为获得了网格无关解[15]。验证结果如表1所示。由表1可知,单元数为751131及1531140时,出口平均流量相差了2.2 L/min,相差率为2.05%;单元数为1531140及2991619时,出口平均流量相差了0.7 L/min,相差率为0.65%。综合考虑计算速度及准确性,选择单元数为1531140的网格模型进行数值模拟。

表1 不同网格条件下仿真结果比较

2.3 理想化假设及边界条件

为了保证计算的准确性, 因此需限定部分数值模拟条件:

(1) 流体为牛顿流体,油液黏度为常数,模拟条件为不可压缩流动;

(2) 由于经过节流槽,流体的主要流动形式为湍流,故选取k-ε计算模型;

(3) 流动介质选用15号航空液压油,其密度为839.3 kg/m3,动力黏度为0.0116 Pa·s。

以出口节流型为例,在对流体域及阀芯进行数值模拟时,设定如下边界:

(1) 入口和出口均设置为压力边界,入口压力设置为7 MPa,出口压力设置为0 MPa,湍流强度为2%,水力直径为6 mm,用单向流模型进行模拟;

(2) 在阀与阀芯配合间隙为0.1 mm下,进行原流体域模型与简化流体域模型出口流量与液动力的仿真对比;

(3) 稳态仿真时,将阀与阀芯间的配合间隙分别设置为0, 0.05, 0.1 mm,并在7种不同阀开口(0.5, 0.8, 1.2, 1.6, 2.0, 2.4, 2.8 mm)下,进行仿真分析;

(4) 瞬态仿真时,将阀与阀芯间的配合间隙分别设置为0, 0.05, 0.1 mm,阀芯自0.2 mm运动至3 mm处,运动速度为1 m/s,阀芯运动及开口方向均为P-B通流方向;

(5) 结构改进前后对比仿真的边界条件及仿真设置与瞬态仿真相同。

2.4 求解器设置

求解器中基于压力基求解,速度公式为绝对方法,重力设置9.8 N/kg。选用Realizablek-ε湍流计算模型,标准壁面函数,模型常数为默认值。压力速度耦合方案为PISO,并选用二阶迎风差分格式提高计算精度。

3 模拟结果及分析

3.1 流体域模型分析

表2、表3为阀与阀芯在0.1 mm配合间隙下,8种不同阀开口处的出口流量和稳态液动力。由表2、表3可知,出口流量在阀开口为2.0 mm时差距最大,相差值为2.36 L/min,差距率为3.1%;作用在阀芯上的稳态液动力在2.8 mm开口处差距最大,相差1.7 N,差距率为1.7%;两种模型的出口流量和稳态液动力的变化趋势相同且在数值上差距很小。由于仿真中主要关注流量及液动力的变化,故可以用简化的流体域模型来代替原流体域模型进行仿真计算。

表2 液动力对比

表3 出口流量对比

整理表2、表3得出两种模型出口流量与稳态液动力变化关系图,如图8、图9所示。

图8 两种模型的出口流量曲线

图9 两种模型稳态液动力曲线

3.2 稳态仿真分析

稳态仿真中的出口流量及稳态液动力值如表4、表5所示。整理表4可得稳态时三种配合间隙(0, 0.05, 0.1 mm)出口处的质量流率图,如图10所示。三种配合间隙出口流量的变化趋势相同,即配合间隙的改变不会影响出口流量的变化规律。其原因是流量特性取决于节流槽的形状和尺寸,配合间隙的改变不会影响阀芯结构,因此不会影响出口流量的变化趋势。当阀开口为2.8 mm时,出口流量分别为96.29, 99.01, 100.86 L/min,差距较小,其原因是在大开口处的出口流量主要取决于通流截面的大小,配合间隙对其影响较小。

表4 出口流量对比

表5 稳态液动力对比

图10 稳态出口流量曲线

图11为稳态时三种配合间隙不同开口处的液动力变化图。由图可知,随着阀与阀芯配合间隙的增大,液动力的峰值逐渐时减小。配合间隙为0.05 mm时,随着阀开口的增加, 液动力的变化较为平稳, 液动力曲线接近直线。配合间隙为0 mm时,阀开度从2.0 mm 增加到2.4 mm过程中,液动力变化较缓,仅增加1.73 N。

图11 稳态液动力曲线

3.3 瞬态仿真分析

图12为瞬态时三种配合间隙0, 0.05, 0.1 mm出口处的质量流率曲线。考虑到使用滑移网格技术需要保持流场的拓扑关系,因此图例中运动初始位置为0.2 mm开口处。由图可知,阀开口为0.2 mm时,出口流量分别为17.04(间隙0.1 mm),5.43(间隙0.05 mm),0.18 L/min(间隙0 mm);小开口处,配合间隙对出口流量影响较大,随着阀开口的增加,间隙的影响逐渐减小。滑阀为非全周开口,节流槽为2个半圆形节流槽的组合,且第一级节流槽尺寸较小,故在0.2～0.5 mm区间内出口流量变化较缓,三种不同间隙出口流量增加均在2.6 L/min 左右。阀开口在0.5～2.85 mm区间内,出口流量随阀开口呈线性变化。当配合间隙在0.05 mm以下时,阀与阀芯的配合间隙对质量流率的影响很小,可忽略。在2.85 mm处曲线斜率显著增加,出口流量迅速增大。其原因是出口侧台阶面与阀芯台阶面在此处重合,导致通流截面迅速增加。

图12 瞬态出口流量曲线

图13为瞬态时三种配合间隙的瞬态液动力曲线。在阀开口为2.85 mm由于出口流量的急剧增加,导致此处液动力曲线斜率迅速增大,液动力在2.94 mm处到达峰值,随着阀开度的继续增大使得液流流过阀口后的动能减小,对阀杆的冲击力也减小,故在2.85～3.0 mm处液动力表现为先增加后减小。图14～图16分别为三种不同的配合间隙在2.85 mm处流场压力、速度和速度矢量分布云图。

图13 瞬态液动力曲线

图14 不同配合间隙下流场压力分布云图

图15 不同配合间隙下流场速度分布云图

图16 不同配合间隙下流场速度矢量分布云图

从流场压力分布云图可知,配合间隙为0.1 mm和配合间隙为0 mm出口侧节流口处均出现了明显的负压区,产生了气穴。其中配合间隙为0.1 mm时,现象最为明显。配合间隙为0.5 mm时未出现气穴现象。

3.4 优化分析

大开口处阀芯所受到的液动力较大,且存在突变,故需要对阀结构进行优化。

图17为结构改进前后液动力的对比图。由图可知,阀开口小于1.6 mm时,原结构和改进结构的液动力在变化趋势和数值上差异较小;原结构的液动力在2.94 mm处达到峰值,此时液动力为56.54 N;改进后的结构,液动力在阀开口为2.4 mm处达到峰值,此时液动力为44.53 N;相较于原结构,结构改进后最大液动力降低了21%,且在大开口处液动力变化较为平缓,变化幅度不足3 N。改进后的结构可较好的补偿大开口处的液动力。图18～图20为结构改进后2.4 mm处流场压力、速度、速度矢量分布云图。

图17 不同结构液动力对比

图18 2.4 mm处流场压力分布云图

图19 2.4 mm处流场速度分布云图

图20 2.4 mm处速度矢量分布云图

图21为三种不同节流槽半径的瞬态液动力曲线,由图可知,节流槽半径为2.4 mm与2.5 mm时,液动力的差异可以忽略。当节流槽半径为2.6 mm时,在0.2～1.0 mm区间内,液动力变化较为平缓,在1.0～2.4 mm 区间内液动力增长较快;在阀运动的过程中,液动力方向发生了变化;阀开口小于1.0 mm时液动力为正值,液动力方向与阀芯运动方向相反;阀开口大于1.0 mm时,液动力为负,液动力方向与阀芯运动方向相同。随着节流槽半径的增加,最大液动力呈减小的趋势。