雙噴嘴擋板電液伺服閥前置級(jí)流固耦合分析

， ， ,2(.燕山大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院， 河北 秦皇島 066004； 2.燕山大學(xué) 里仁學(xué)院， 河北 秦皇島 066004)

引言

電液伺服閥是電液轉(zhuǎn)換元件，也是功率放大元件，是電液伺服控制系統(tǒng)的核心部件，它的性能直接影響甚至決定整個(gè)系統(tǒng)的性能，因此對(duì)電液伺服閥的研究具有重要的意義[1]。目前國(guó)內(nèi)對(duì)于伺服閥流場(chǎng)的研究主要采用靜態(tài)流場(chǎng)，而采用流固耦合分析伺服閥動(dòng)態(tài)流場(chǎng)的比較少，國(guó)外采用流固耦合分析閥動(dòng)態(tài)流場(chǎng)主要集中在安全閥、人工心臟瓣膜等相關(guān)領(lǐng)域[2,3]，而國(guó)內(nèi)主要集中在壓力閥、止回閥、微泵等領(lǐng)域[4]。

本研究運(yùn)用ANSYS軟件，采用流固耦合方法分析雙噴嘴擋板電液伺服閥前置級(jí)動(dòng)態(tài)流場(chǎng)變化，研究固定節(jié)流口、噴嘴、回油口處的流速、壓力變化及功率損失，以及銜鐵擋板組件、滑閥閥芯的位移及受力情況，為以后電液伺服閥結(jié)構(gòu)尺寸優(yōu)化以及銜鐵擋板組件材料選取提供一定指導(dǎo)意見(jiàn)。

1 雙噴嘴擋板電液伺服閥的結(jié)構(gòu)及原理

雙噴嘴擋板電液伺服閥由動(dòng)鐵式力矩馬達(dá)和雙噴嘴擋板閥及滑閥組成，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。其工作原理為：當(dāng)力矩馬達(dá)控制線(xiàn)圈無(wú)控制電流時(shí)，擋板處于兩個(gè)噴嘴的中間位置,輸出的差動(dòng)控制壓力為零，即無(wú)輸出。當(dāng)有控制電流時(shí)，嘴擋板兩側(cè)可變節(jié)流口發(fā)生變化，輸出的差動(dòng)控制壓力不為零,從而推動(dòng)閥芯移動(dòng)。而閥芯又推動(dòng)反饋桿端部的球，產(chǎn)生相應(yīng)的反饋力矩作用在力矩馬達(dá)上，銜鐵擋板組件被逐漸向?qū)χ形恢梅较蛞苿?dòng)，從而達(dá)到力矩平衡, 在該位置上，反饋桿的力矩等于輸入控制電流產(chǎn)生的的力矩，因此，閥芯位置與輸入控制電流大小成正比。當(dāng)供油壓力及負(fù)載壓力為一定時(shí)，輸出到負(fù)載的流量與閥芯位置成正比[5]。

1.控制線(xiàn)圈 2.上永磁體 3.銜鐵 4.下永磁體 5.擋板 6.噴嘴 7.回油阻尼孔件 8.固定節(jié)流口 9.主閥芯 10.閥套 11.反饋桿 12.彈簧管

2 分析模型、結(jié)構(gòu)參數(shù)及分析設(shè)置

經(jīng)典的流體中采用壓力、固體中采用位移的流固耦合有限元方程[6]：

式中，p為流體節(jié)點(diǎn)壓力向量；a為結(jié)構(gòu)節(jié)點(diǎn)位移向量；Q為流固耦合矩陣；Mf和Kf分別為流體質(zhì)量陣和剛度陣；Ms和Ks分別為結(jié)構(gòu)質(zhì)量陣和剛度陣；Fs為結(jié)構(gòu)載荷向量；ρf為流體密度。

圖2所示為銜鐵擋板組件、閥芯及前置級(jí)流場(chǎng)，實(shí)心部分為前置級(jí)流道模型，透明部分為銜鐵擋板組件和閥芯，它是所要進(jìn)行流固耦合分析的整體結(jié)構(gòu)。

圖2 銜鐵擋板組件、閥芯及前置級(jí)流場(chǎng)

2.1 固體結(jié)構(gòu)模型、參數(shù)及分析設(shè)置

圖3所示為銜鐵擋板組件及閥芯，采用在銜鐵兩端施加力的方式來(lái)模擬電磁力。表1為銜鐵擋板組件及閥芯在分析時(shí)所選用的材料及其屬性。兩端所施加力大小為2.5 N，方向相反，從而產(chǎn)生扭矩，使擋板產(chǎn)生偏轉(zhuǎn)。力的加載方式如圖4所示。

圖3 銜鐵擋板組件及閥芯

表1 銜鐵擋板組件及閥芯材料屬性

圖4 力的加載曲線(xiàn)

2.2 流道結(jié)構(gòu)模型、參數(shù)及分析設(shè)置

圖5所示為前置級(jí)流道模型，其各主要結(jié)構(gòu)所在位置如圖5標(biāo)注所示。主要包括入口、出口、固定節(jié)流口、噴嘴、回油口。圖6a所示為固定節(jié)流口的主要尺寸，圖6b所示為噴嘴的主要尺寸，它們的具體數(shù)值在表2中，其中xd0為噴嘴與擋板之間的距離，dr為回油口的直徑。流場(chǎng)的邊界條件：入口為2 MPa，出口為0.5 MPa,采用10#號(hào)航空液壓油。

圖5 前置級(jí)流道模型

圖6 尺寸

表2 固定節(jié)流口、噴嘴、回油口的主要尺寸

3 流固耦合分析結(jié)果

如圖7所示為流固耦合在0.02 s時(shí)銜鐵擋板組件受力平衡的壓力云圖，可以看出閥芯兩端產(chǎn)生了穩(wěn)定的壓差。

圖7 流固耦合分析壓力云圖

3.1 流場(chǎng)分析結(jié)果

1) 固定節(jié)流口處流場(chǎng)分析

如圖8a為左節(jié)流口壓力云圖，圖9a為節(jié)流口中心軸線(xiàn)上的壓力變化，一共選取了0.001、0.005、0.01、0.015、0.018 s共5個(gè)時(shí)刻的數(shù)據(jù)。圖8b、圖9b分別為右節(jié)流口的壓力云圖及數(shù)據(jù)曲線(xiàn)。由于擋板向左側(cè)噴嘴偏移導(dǎo)致左側(cè)節(jié)流口壓力升高，由圖9可以看出左側(cè)節(jié)流口壓力隨著時(shí)間增加而增大，而右側(cè)節(jié)流口的壓力隨時(shí)間的增加而減小，但兩側(cè)壓力變化幅度并不一致，左側(cè)壓力升高較快，最大壓升0.083 MPa， 右側(cè)壓力下降較慢，最大壓降0.029 MPa，且由于節(jié)流口前面壁面的作用導(dǎo)致流場(chǎng)接近壁面時(shí)兩側(cè)壓力都逐漸增大，較大的壓力上升容易導(dǎo)致流體反向流動(dòng)，從而形成漩渦，增加功率損失。而兩側(cè)節(jié)流口入口處的壓力基本沒(méi)有變化，出口處壓力曲線(xiàn)比較平穩(wěn)，有利于伺服閥工作的穩(wěn)定。

圖8 壓力云圖

圖9 節(jié)流口壓力曲線(xiàn)

如圖10a、圖10b分別為左、右節(jié)流口速度云圖，圖11a、圖11b分別為不同時(shí)刻的速度曲線(xiàn)圖，從曲線(xiàn)中可以看出左節(jié)流口速度隨著時(shí)間的增加而降低，速度最大下降1.6 m/s，而右節(jié)流口速度隨時(shí)間的增加而上升，最大上升0.83 m/s，左右節(jié)流口速度隨時(shí)間變化不大，但節(jié)流口出口處速度、壓力變化比較大，會(huì)產(chǎn)生較大的功率損失。

圖10 節(jié)流口速度云圖

圖11 節(jié)流口速度曲線(xiàn)

2) 噴嘴處流場(chǎng)分析

如圖12a、圖12b分別為噴嘴處壓力、速度云圖，圖13a、圖13b為噴嘴中心軸上的壓力、速度曲線(xiàn)，同樣選取了5個(gè)時(shí)刻的數(shù)據(jù)。從圖13a可以看出隨著時(shí)間的增加左噴嘴處壓力上升，而右噴嘴壓力下降，兩邊的壓差越來(lái)越大，最大為0.87 MPa，且隨著時(shí)間的增加左噴嘴壓力升高越來(lái)越快，噴嘴中心所對(duì)的擋板處形成了一個(gè)圓形的高壓區(qū)，此處流場(chǎng)壓力變化較為劇烈，容易產(chǎn)生氣蝕。如圖13b可以看出左噴嘴處速度隨時(shí)間下降最大值為0.29 m/s，右噴嘴處速度隨時(shí)間上升，最大值為0.28 m/s。速度隨時(shí)間變化較為平穩(wěn)，但噴嘴處速度變化較為劇烈，且出口處速度方向發(fā)生較大的改變，會(huì)導(dǎo)致流場(chǎng)發(fā)生紊亂，產(chǎn)生較大的功率損失。

圖12 噴嘴處壓力、速度云圖

圖13 噴嘴壓力、速度曲線(xiàn)

3) 回油口處流場(chǎng)分析

如圖14a為回油口壓力云圖，圖15a為回油口中心軸上的壓力曲線(xiàn)，一共選取了5個(gè)時(shí)刻的數(shù)據(jù)。由圖15a所示，回油口前的壓力隨著時(shí)間的增加而下降，最大為0.06 MPa，從回油口出去后壓力隨時(shí)間上升，但變化特別小。圖14b、圖15b為回油口處速度云圖與速度曲線(xiàn)圖，速度隨著時(shí)間的增加而下降，最大為0.2 m/s。但回油口出口處速度核心并不規(guī)則，這主要是由于回油口入口處離反饋桿末端比較近，造成入口流場(chǎng)不穩(wěn)定，導(dǎo)致速度核心不規(guī)則，可能造成較大的功率損失。

圖14 回油口處壓力、速度云圖

圖15 回油口處壓力、速度曲線(xiàn)

4) 流量系數(shù)及功率損失

如圖16所示為各處節(jié)流口的流量系數(shù)隨時(shí)間變化情況，左節(jié)流口與右節(jié)流口的流量系數(shù)基本保持不變，回油口流量系數(shù)隨時(shí)間下降，但下降幅度較小，左噴嘴流量系數(shù)下降較大，而右噴嘴流量系數(shù)則隨時(shí)間上升，主要是由于擋板向左偏移導(dǎo)致左側(cè)噴嘴與擋板形成的可變節(jié)流口變小，而右側(cè)的可變節(jié)流口變大，導(dǎo)致流量系數(shù)發(fā)生較大的變化。圖17為各處節(jié)流口的功率損失，從圖中可以看到左節(jié)流口功率損失隨時(shí)間下降，右節(jié)流口則隨時(shí)間增加上升，且它們的功率損失相對(duì)于噴嘴、回油口比較大，在整個(gè)流場(chǎng)中功率損失所占比重較大，左噴嘴的功率損失隨時(shí)間增加，而右噴嘴的功率損失隨時(shí)間下降，但兩噴嘴的功率損失相對(duì)都比較小，回油口處的功率損失略微下降，功率損失處于中等。功率損失會(huì)導(dǎo)致系統(tǒng)油液溫度升高，溫度的升高會(huì)影響電液伺服閥閥芯閥套的相對(duì)運(yùn)動(dòng)。圖18所示為從回油口處流出的流量，可見(jiàn)隨著時(shí)間的增加，泄漏流量減小，即擋板處于中位時(shí)，泄漏流量最大。

圖16 各節(jié)流口流量系數(shù)

圖17 各節(jié)流口功率損失

圖18 總泄漏量

3.2 固體分析結(jié)果

如圖19為滑閥閥芯兩端壓力隨時(shí)間的變化，左端面壓力上升較快，右端面下降較慢，左右端面壓差隨擋板偏轉(zhuǎn)的加大，增加越來(lái)越快，可見(jiàn)節(jié)流口的變化對(duì)端面壓差的影響很大。圖20為彈簧管與反饋桿所受應(yīng)力隨時(shí)間的變化，彈簧管所受應(yīng)力相對(duì)較小，變化較平穩(wěn)，而反饋桿所受應(yīng)力較大，隨時(shí)間的增加， 應(yīng)力變化越來(lái)越大，兩者都處于許用應(yīng)力范圍內(nèi)，但反饋桿應(yīng)力變化幅度較大，可能會(huì)造成材料的疲勞損壞。圖21為閥芯的位移曲線(xiàn)，其位移變化基本呈線(xiàn)性變化，但中間有較小的波動(dòng)，且隨時(shí)間的增加，位移增加有增大的趨勢(shì)， 位移變化的不平穩(wěn)性可能會(huì)導(dǎo)致閥口開(kāi)度變化不平穩(wěn)，導(dǎo)致系統(tǒng)流量的不穩(wěn)定。

圖19 閥芯兩端壓力

圖20 彈簧管、反饋桿應(yīng)力

圖21 閥芯位移

4 結(jié)論

本研究采用流固耦合方法對(duì)雙噴嘴擋板電液伺服閥前置級(jí)進(jìn)行了流場(chǎng)分析，得出了其動(dòng)態(tài)流場(chǎng)的變化情況和不同時(shí)刻各處流場(chǎng)壓力、速度變化情況，以及各處的流量系數(shù)、功率損失。得出了銜鐵擋板組件所受應(yīng)力變化，以及閥芯兩端的壓力與位移變化。從對(duì)動(dòng)態(tài)流場(chǎng)的分析，可以得出這種結(jié)構(gòu)尺寸及材料組合下伺服閥的動(dòng)態(tài)性能，通過(guò)改變各節(jié)流口的尺寸或采用不同固體材料，可以得出符合性能要求的結(jié)構(gòu)組合。較大的功率損失會(huì)使系統(tǒng)油液溫度偏高，影響伺服閥工作的穩(wěn)定性，通過(guò)分析得出在符合性能要求且功率損失較小情況下的結(jié)構(gòu)組合。動(dòng)態(tài)流場(chǎng)的分析可以為實(shí)驗(yàn)分析提供一定指導(dǎo)，既縮短了實(shí)驗(yàn)時(shí)間，又節(jié)約了實(shí)驗(yàn)經(jīng)費(fèi)。

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