清塞機(jī)用六通多路閥節(jié)流閥口的數(shù)值模擬分析

李 強(qiáng) 劉 健

(1.安徽金安礦業(yè)有限公司;2.中鋼集團(tuán)馬鞍山礦山研究院有限公司)

清塞機(jī)用六通多路閥節(jié)流閥口的數(shù)值模擬分析

李 強(qiáng)1劉 健2

(1.安徽金安礦業(yè)有限公司;2.中鋼集團(tuán)馬鞍山礦山研究院有限公司)

針對多功能液壓破碎清塞機(jī)用六通多路閥閥口，采用Fluent軟件對其進(jìn)行數(shù)值仿真分析,得到不同閥口開度下的壓力云圖和速度矢量圖。根據(jù)仿真所得的穩(wěn)態(tài)液動力值繪制曲線并對其進(jìn)行分析，結(jié)果為多路閥節(jié)流閥口內(nèi)部結(jié)構(gòu)的優(yōu)化和多功能液壓破碎清塞機(jī)用多路閥的選型提供了參考,對工程實(shí)踐具有重要的參考價(jià)值。

Fluent 多路閥 節(jié)流閥口 流場仿真 穩(wěn)態(tài)液動力

多路閥是液壓行走機(jī)械最關(guān)鍵的元件之一，在清塞機(jī)、挖掘機(jī)上得到廣泛應(yīng)用并發(fā)揮了重要作用[1]。節(jié)流閥口作為多路閥閥芯上的一個核心元件直接影響著多路閥的性能。流體流經(jīng)節(jié)流閥口時(shí)產(chǎn)生壓力損失和能量耗散，使系統(tǒng)發(fā)熱。閥口處流道不合理還會引起局部低壓，甚至發(fā)生氣穴，產(chǎn)生噪聲。流體在多路閥內(nèi)的動量變化還會產(chǎn)生附加的液動力，會對多路閥的控制特性及工作可靠性造成影響。因此，進(jìn)行節(jié)流閥口流場仿真及穩(wěn)態(tài)液動力曲線的繪制對改善多路閥特性品質(zhì)和液壓系統(tǒng)的性能有著重要的意義。本文針對多功能液壓破碎清塞機(jī)所采用的多路閥某聯(lián)閥芯節(jié)流閥口進(jìn)行數(shù)值模擬[2-3],得到在設(shè)定壓差下閥口的流場分布及穩(wěn)態(tài)液動力曲線,為節(jié)流閥口的優(yōu)化提供參考。

1 幾何模型與網(wǎng)格劃分

在Proe中建立六通多路閥三維模型(圖1)，將該模型導(dǎo)入Gambit中簡化處理。網(wǎng)格的劃分直接關(guān)系到計(jì)算的精度及收斂性。采用分塊網(wǎng)格劃分,對計(jì)算域規(guī)則的部分采用六面體網(wǎng)格，不規(guī)則部分采用四面體網(wǎng)格，對節(jié)流閥口處進(jìn)行局部加密，并設(shè)置邊界條件。P→A、P→B節(jié)流閥口展開圖見圖2。P→B節(jié)流閥口處網(wǎng)格劃分見圖3。

2 閥口流場仿真及結(jié)果分析

2.1 仿真參數(shù)設(shè)置

在Fluent中的邊界條件選擇壓力入口和壓力出口。預(yù)設(shè)進(jìn)口壓力為18 MPa，出口壓力為16 MPa，動力黏度為0.028 448 Pa·s，液壓油密度為889 kg/m3，選擇湍流 K-ε Realizable模型，標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)，默認(rèn)的松弛因子，采用SIMPLE算法迭代求解各變量的離散方程[4]。

圖1 多路閥三維裝配簡圖

圖2 多路閥節(jié)流閥口圓周展開圖

圖3 P→B節(jié)流閥口處的網(wǎng)格劃分

2.2 仿真結(jié)果分析

不同方向節(jié)流閥口角度為pi/2處的壓力見圖4，不同方向節(jié)流閥口角度為pi/2處的速度見圖5。

由圖4可以看出，在壁面A、B、C處出現(xiàn)了不同程度的局部低壓，均是因?yàn)樵诠战翘幇l(fā)生流體脫離壁面，有可能產(chǎn)生氣蝕現(xiàn)象。流體在閥口處和閥腔漩渦中心內(nèi)形成了較大的壓降，前者是因?yàn)殚y口的節(jié)流作用，后者是因?yàn)殇鰷u消耗了流體運(yùn)動的能量，導(dǎo)致壓降。

圖4 不同方向節(jié)流閥口角度為pi/2處的壓力云圖(單位：MPa)

圖5 不同方向節(jié)流閥口角度為pi/2處的速度云圖(單位：m/s)

由圖5(a)可以看出，隨著閥口開度的增大，沉割槽中的漩渦越來越明顯，且漩渦發(fā)生的中心與壓力云圖中的局部低壓處相對應(yīng)。

由圖5(b)可以看出,隨著閥口開度的增大，節(jié)流閥口后的漩渦逐漸靠近閥口位置,且漩渦范圍變小,但程度加劇，這是因?yàn)楣?jié)流閥口后的沉割槽結(jié)構(gòu)與閥芯壁面所組成的空間變小所造成的。

3 穩(wěn)態(tài)液動力分析

液流流經(jīng)閥口時(shí)，液流速度的大小和方向發(fā)生變化，其動量變化對閥芯產(chǎn)生一個反作用力，即作用在閥芯上的液動力。其中穩(wěn)態(tài)液動力是在閥口開度一定、穩(wěn)定流動情況下，液流對閥芯的反作用力。其理論公式中包括流量系數(shù)、速度系數(shù)、射流角度等參數(shù)[5]，然而在多路換向閥中，隨著閥口開度的變化，這些參數(shù)都是變化的，即使在同一閥口開度下，由于不同節(jié)流槽，油液經(jīng)過射出的角度也是不同的。所以理論公式很難精確求出多路換向閥的穩(wěn)態(tài)液動力。通過Fluent仿真得到閥腔內(nèi)的壓力分布，通過壓力對閥芯左右壁面、節(jié)流槽壁面、閥芯中間桿壁面、閥體壁面、閥芯凸肩壁面這些受壓面積進(jìn)行積分[6]，得到不同開度下多路換向閥的穩(wěn)態(tài)液動力。不同方向節(jié)流閥口穩(wěn)態(tài)液動力曲線見圖6。

圖6 不同方向節(jié)流閥口穩(wěn)態(tài)液動力曲線

由圖6可知在非全周開口過程中穩(wěn)態(tài)液動力的方向不會發(fā)生變化，且不同的節(jié)流閥口穩(wěn)態(tài)液動力的特性有所差異。

由圖6(a)可以看出，P→A閥口打開后穩(wěn)態(tài)液動力數(shù)值先上升后下降，但始終為正值，穩(wěn)態(tài)液動力使得閥口趨于關(guān)閉。在開度為3.5 mm左右時(shí)，穩(wěn)態(tài)液動力達(dá)到最大值并開始下降，這可能是由于在開度為3 mm時(shí)閥口中角度為0和pi處的節(jié)流槽剛好打開，參與節(jié)流而導(dǎo)致的。

由圖6(b)可以看出，P→B閥口打開后穩(wěn)態(tài)液動力數(shù)值呈現(xiàn)一定的波動，但始終為負(fù)值，穩(wěn)態(tài)液動力使得閥口趨于關(guān)閉。在開度x=0～2.5 mm時(shí)，穩(wěn)態(tài)液動力數(shù)值一直上升，而開度x=0～2.5 mm剛好落于P→B閥口中角度為0和pi的2個節(jié)流槽端部的半圓直徑上。觀察發(fā)現(xiàn)在開度為0～2.5 mm時(shí)，穩(wěn)態(tài)液動力的斜率也不一致。在0～1 mm時(shí)，斜率較小，此時(shí)僅有角度為±pi/2處2個節(jié)流槽的端部半圓節(jié)流。在1～2.5 mm時(shí)，斜率數(shù)值較大，此時(shí)角度為0和pi的2個節(jié)流槽也參與了節(jié)流。在開度為2.5～3.5 mm時(shí)，穩(wěn)態(tài)液動力曲線數(shù)值變小，在3.5 mm左右達(dá)到極小值，而此處正是節(jié)流槽形狀發(fā)生突變處。

4 結(jié) 論

(1)閥體節(jié)流槽的銳邊及流道的拐角處容易產(chǎn)生氣穴、氣蝕，造成能量損失和流體噪聲，需要優(yōu)化局部流道的結(jié)構(gòu)，宜選用高強(qiáng)度耐腐蝕材料。

(2)節(jié)流閥口處的速度最大，和該處壓力梯度相對應(yīng)。閥口開度變大，閥腔內(nèi)漩渦越來越明顯。

(3)穩(wěn)態(tài)液動力的變化規(guī)律與節(jié)流閥口的形狀密切相關(guān)，穩(wěn)態(tài)液動力曲線的拐點(diǎn)處往往是閥口形狀發(fā)生突變處。

(4)本文分析結(jié)果為多路閥節(jié)流閥口內(nèi)部結(jié)構(gòu)的優(yōu)化以及多功能液壓破碎清塞機(jī)所使用的多路閥的選型提供了參考。

[1] 楊華勇，曹 劍，徐 兵，等.多路換向閥的發(fā)展歷程與研究展望[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2005(10)，1-5.

[2] 吳曉明，要繼業(yè)，李 偉，等.U+K節(jié)流槽滑閥的數(shù)值模擬[J].流體傳動與控制，2010(5)：3-15.

[3] 韓占忠，王 敬，蘭小平.Fluent:流體工程仿真計(jì)算實(shí)例與應(yīng)用[M].北京：北京理工大學(xué)出版社，2004.

[4] 王福軍.計(jì)算流體動力學(xué)分析:CFD軟件原理與應(yīng)用[M].北京：清華大學(xué)出版社，2004.

[5] 王春行.液壓控制系統(tǒng)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社，1999.

[6] 冀 宏，傅 新，楊華勇.非全周開口滑閥穩(wěn)態(tài)液動力研究[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2003，39(6)：13-17.

2015-03-23)

李 強(qiáng)(1969—)，男，工程師，237474 安徽省霍邱縣范橋鄉(xiāng)。