节流槽形状对液压滑阀卡滞力的影响

许家祥,林振浩,2,聂家熙,钱锦远

(1.浙江大学 能源工程学院,浙江 杭州 310027; 2.阀源智能科技(杭州)有限公司,浙江 杭州 310058)

引言

液压滑阀作为液压系统的控制元件,运行时通过改变其节流面积控制介质流量进而控制整个液压系统[1],因此液压滑阀的性能直接关系着液压系统的整体性能和质量[2-3]。随着液压行业的快速发展,对液压阀也提出了更高性能的要求。流体流经节流槽口时流动状态较为复杂并产生黏性加热效应,使得液压阀发生热膨胀变形,导致阀芯发生卡滞现象,可能会严重降低液压阀的精度和灵敏度。国内外众多学者对液压阀内部流场特性进行了深入的研究。石金艳等[4]运用软件STAR-CD仿真得到双三角形节流槽液压滑阀在不同阀口开度时的稳态液动力数值;郑智剑等[5]采用数值模拟方法研究得出,在高压入口条件下,液压滑阀节流槽区域内及其出口处存在多个空化区域;白琼等[6]用Fluent仿真软件数值计算得出,在相同的进出口压力差和相同的开口度下,V形槽的稳态液动力最小,然后依次是U形槽、K形槽,全周开口稳态液动力最大。张鑫等[7]研究结果表明,增大阀口压差会导致流体的最大流速以及阀芯的最高温度和最大变形增大,而增加节流槽数量则会导致阀芯的最大变形增大,但流体流速及阀芯最大温度变化微弱;陈晓明等[8]使用COMSOL对滑阀的热变形进行研究后发现,节流槽底面为高温主要出现区域并沿着节流槽径向区域发生变形,固体颗粒在变形后的间隙均压槽内聚集,这些原因都可能导致滑阀发生卡滞;YIN Y等[9]建立了滑阀径向配合间隙随温度变化的数学模型;LIU J等[10]提出了一种基于不规则形状节流槽参数的建模方法;ABDALLA M O等[11]对于液压阀内的能量损失做了分析,仿真结果表明,阀芯的小开口或者间隙所造成的高湍流和流体的高速度,导致了液压阀内极大的能量损失;LU L等[12]通过数值模拟分析了U形节流槽形成大蒸气腔的缺口流动特性及其喘振不稳定性;张洋等[13]提出一种新型组合槽结构可有效改善阀芯受力变形;梁海琴等[14]提出一种可靠性分析流程为滑阀中的弹簧选型提供参考从而改善卡滞现象。

当节流槽口形状不同时,槽口的有效过流面积和介质通过流量都会不同,相应的温升都有所不同,本研究采用热-流-固耦合方法对不同形状节流槽液压阀的流体动力学和阀芯的温度特性进行了数值模拟。获得了U形、V形、C形节流槽的流动特性,然后将流体分析的结果应用于结构分析,并利用Workbench软件分析了芯体之间的接触应力,为减小阀芯卡滞的措施提供参考。

1 数值模拟方法

1.1 控制方程

液压阀在实际工作中一般保持恒定开度下长时间运行,阀内流量处于相对稳定的状态,因此,在计算过程中不考虑方程中与时间相关的项。液压滑阀和阀芯之间的流体为黏性不可压缩流体。阀内流体流动与能量的传递必须满足的基本控制方程具体如下。

首先是连续性方程和动量方程:

(1)

▽·(ρvv)=-▽p+(μl+μt)▽2v+ρg

(2)

式中,v——流体速度

ρ——流体密度

μl,μt——分子扩散率(运动黏度)和湍流扩散率

能量守恒定律:

(3)

式中,Cp——比热容

T——温度

K——流体的传热系数

ST——黏性耗散的一部分

k-ε两方程湍流模型是ANSYS/Fluent软件常用的湍流模型,其中湍动能k及其耗散率ε采用如下方程计算:

(4)

(5)

式中,Gk——由平均速度梯度产生的湍流动能

Gb——浮力冲击产生的湍流动能

YM——可压缩湍流脉动膨胀对总耗散率的影响

μ——黏度系数

xi——流向的坐标

模型系数由C1ε=1.44,C2ε=1.92,C3ε=0和Cμ=0.09给出,湍流动能k和耗散率ε的湍流普朗特数分别为Sk=1.0和Sε=1.3。

本研究在传热分析中所采用的边界条件是第三边界条件Robin条件,固体内部存在热传导:

(6)

式中,q——热流密度

λ——导热系数

对流换热的发生是因为固体和流体之间存在温差,此时热流密度与温度范围呈正比关系:

(7)

式中,h——对流换热系数

TW,Tf——边界温度和流体温度

根据初始值,温度分布可以表示为:

T|t=0=T0orT|t=0=φ(x,y,z)

(8)

根据温度场求解应力方程:

(9)

(10)

(11)

(12)

(13)

(14)

式中,αT——热膨胀系数

E——弹性模量

G——剪切模量

ν——泊松比

1.2 热流固耦合方法

由于阀芯与阀体的变形量数量级与整体阀门结构尺寸的数量级差距明显,所以由于阀体及阀芯变形所产生的流场特征变化影响较小,可以忽略不计,故采用的研究方法是单向热流固耦合。单向热流固耦合的具体思路如下:先对阀内的流场进行模拟仿真分析得到油液流场的温度场分布,然后热仿真模拟分析获得热应力分布,最后将模拟得到的流体力及热应力作为载荷应用到结构应力分析中从而得到对应结构的变形值。通过ANSYS Workbench完成数值仿真求解,图1是热流固耦合界面。

图1 ANSYS Workbench热流固耦合界面

2 数值方法

2.1 数值模型

本研究选择工程实际中使用的液压滑阀为研究对象,并对其进行了简化,结构上由阀体、带有节流槽口的阀芯以及流入和流出通道等组成。阀芯是圆柱形的阶梯轴,阀芯上下各有一个对称的节流槽槽口。图2显示了液压滑阀的几何尺寸,阀门入口和出口直径为12 mm,阀体与阀芯配合的内径为16 mm。

图2 液压滑阀结构尺寸

本研究主要研究对象为不同节流槽形状的液压滑阀,图3为本研究所用的不同节流槽结构尺寸,分别为U形、C形、V形。这3种节流槽形状均为典型节流槽形状,U形节流阀口前端为半圆槽式,后端为矩形式等截面通道,该类节流槽在一定流量范围内,流量增益较为平缓,线性度好,可减少滑阀换向时的液压冲击与振动;C形节流实际为椭圆形节流槽,结构简单,加工工艺优良,流量调节范围宽,并且其水力半径大,节流口不容易堵塞;V形节流槽过流流体状态变化平稳,阀芯径向力平衡,易于调节流量控制液压系统执行端速度稳定[15]。截面尺寸选择与合作单位提供的液压滑阀样机相一致,槽口深度为1.5 mm,同时选择固定开度为2 mm。

图3 不同液压滑阀节流槽示意图

2.2 网格划分与边界条件计算参数设置

流体域和固体域的网格划分均在ANSYS Workbench中进行。由于结构复杂,该模型混合使用了结构化四面体网格和非结构化四面体网格。此外,为了提高计算精度,在流体流动状态较为复杂的节流阀槽区域进行了相应的网格加密,如图4所示。液压滑阀的模型在y-z平面上完全对称,两侧的状态相同,因此,为了简化计算,将原模型简化为一半,将截面设置为对称平面进行数值模拟。

图4 网格划分示意图

为了消除网格数量对计算结果的影响,进行网格无关性验证,采用5种不同尺寸的网格获取相应的最高温度,网格无关性验证曲线如图5所示,可以看到当流体域网格数量达到78万时已经能确保数值模拟的准确性,而为了数据的精确,本研究流体域模拟网格数量均大于78万,而相应的固体域网格取1125777。

图5 流体域网格无关性验证曲线

在Fluent中计算流量,流体介质为油,其特性如表1所示。采用k-ε方程的双程湍流模拟。入口压力为10 MPa,出口压力为0。忽略重力对流场的影响,假设流道中的介质为不可压缩流体。初始油温设定为30 ℃,环境温度为25 ℃,忽略温度变化对液体黏度的影响。在Workbench中稳态热分析和静态结构分析下进行结构分析。阀体和阀芯的材料设定为钢,阀体和阀芯之间的接触假定为摩擦,基于工程经验将摩擦系数设为0.1,并将固定约束添加到阀体底部。

表1 介质油的物理参数

3 阀门流动特性研究

3.1 流速分布

图6分别为U形、C形、V形液压滑阀的流体域对称面的流速分布,进口处和出口处为低速区,而高速区主要集中在节流口处,这是流体经过节流槽时受到了节流作用,流速迅速上升,形成了较大速度梯度的同时形成高速射流。而这局部较大的速度梯度将造成能量损失,迫使油液温度快速升高,这会使与流体有接触的阀体阀芯产生膨胀热变形从而造成阀芯卡滞。

图6 流速分布图

对比3种不同节流槽形状的流速分布图可以看到,不同节流槽流速分布与射流角θ(射流方向与竖直方向的夹角)都存在区别,V形节流阀高速区相较于U形与C形明显更大,这说明流体在流经V形节流槽口时节流作用明显,而射流角的大小呈现θV<θC<θU,其中V形液压阀射流角明显小于其他两类液压阀,而射流角越大,就会有更多的流体冲击阀芯窄颈段表面从而产生回流现象,对滑阀的影响也更严重。

3.2 压力分布

图7分别为U形、C形、V形液压滑阀的流体域对称面的压力分布,进口处为高压区,出口处为低压区,而压降区主要分布在节流槽口处,这是由于流体流经节流槽时受到节流作用,压力迅速下降。而当流体流入出口流道后,流通面积较节流槽处增大,流体流速下降,从而导致此处的流体压力开始回升,出现一部分压力升高区。

图7 压力分布图

对比3种不同节流槽形状的压力分布图可以明显看出压降区的不同,压降梯度大小呈现ΔpV>ΔpC>ΔpU,的情况。

3.3 温度分布

图8分别为U形、C形、V形液压滑阀的流体域的温度分布,入口处是低温区,出口处为高温区,温升区主要为节流槽口出处,这是因为受到节流槽的节流作用后流体流速迅速上升,流场状态复杂化并形成脉动,流体脉动黏性应力为抵抗脉动变形做功,这一过程中消耗湍动能转换为热能,同时,由于黏度系数大,高温油会附着在滑阀上,导致节流槽及其附近区域温度较高。

图8 温度分布图

通过对比3种不同节流槽形状的温度分布图,可以看到U形液压阀高温区域较小。

4 阀芯阀体温度场及结构变形分析

4.1 阀芯温度分布

将流场计算出的阀芯温度加载到阀芯表面,在之前的分析中已经发现流体流经节流槽时会产生黏性热,温度升高,而与流体接触的阀芯阀体固体会与流体产生热交换,阀体和阀芯的温度将逐渐升高。图9分别为U形、C形、V形液压滑阀的阀芯温度分布,阀芯两端为低温区,同时阀芯出口端温度要略高于阀芯入口端温度,这是因为流体流经节流槽产生的黏性热主要存在于出口处并且通过热交换传递给阀芯。而阀芯节流槽处温度升高明显,并且在其附近存在高温区,这是节流槽处流体流动状态较为复杂使得该处流体温度无法快速传导,产生的高温只能传递至对应的阀芯节流槽口,从而造成了局部高温出现在槽口处附近的现象,而越远离节流槽,可以发现阀芯温度越低。

图9 阀芯温度分布图

通过对比3种不同节流槽形状的阀芯温度分布图,V形液压阀阀芯整体温度相对偏低。

4.2 阀芯热变形

在热变形分析中,将液压滑阀阀体底部设置为固定约束,阀芯阀体材料设置为结构钢。图10分别为U形、C形、V形液压滑阀的阀芯热变形,因为影响液压阀卡滞的主要原因是阀芯的径向变形δ,故重点分析3种液压阀阀芯的径向变形δ,可以看到3种不同形状的液压阀阀芯变形趋势基本一致,阀芯整体变形形式为受热膨胀,同时变形量最大处为节流槽口处,而入口端阀芯的整体形变量要小于出口端阀芯,这是因为阀芯出口端温度略高于入口端温度。节流槽处为主要变形量区域,槽口出口是径向变形最大的区域,说明这是阀芯卡滞现象发生的主要区域。

图10 阀芯热变形(放大400倍)

对比3种不同节流槽形状的阀芯变形可以发现3种不同形状的液压阀阀芯径向变形关系为δU>δC>δV。

5 结论

本研究通过对不同节流槽形状的液压滑阀进行热流固耦合模拟,得出以下结论:

(1) 在流场计算中,高射流区主要产生在节流槽处,射流角的大小呈现θV<θC<θU,且V形节流阀高速区相较于U形与C形明显更大;

(2) 在热固耦合计算中,得到了不同液压阀阀芯阀体表面温度分布,不同形状的液压阀阀芯阀体表面温度分布基本相同,节流槽处温度升高明显,并且在其附近存在高温区;

(3) 在阀芯阀体热变形计算中,阀芯阀体的明显变形区主要出现在最高温度区也就是节流槽及其附近区域,而阀芯阀体径向热变形关系为δU>δC>δV。