錐閥閥口能量損失分析及閥座結構改進

楊國來,張燦罡,尹大禹,張東東,王建忠

(1.蘭州理工大學 能源與動力工程學院,甘肅 蘭州 730050;2.蘭州理工大學 溫州泵閥工程研究院,浙江 溫州 325105)

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錐閥閥口能量損失分析及閥座結構改進

楊國來1,2,張燦罡1,2,尹大禹1,2,張東東1,2,王建忠1,2

(1.蘭州理工大學 能源與動力工程學院,甘肅 蘭州 730050;2.蘭州理工大學 溫州泵閥工程研究院,浙江 溫州 325105)

通過對錐閥在不同錐角、不同閥口開度及不同壓差條件下的速度場和壓力場進行分析,類比電路基本理論,得到了在不同壓差條件下壓力及速度梯度變化的規(guī)律,并分析了錐閥閥口的能量損失規(guī)律;與此同時分析錐閥閥口渦流產生的原因,通過對閥座結構進行改進,以減少渦流大小,從而達到降低能量損失的目的,為錐閥的設計提供了理論參考依據。

錐角;壓差;渦流;能量損失

錐閥是液壓系統(tǒng)中常被用的元件之一,常被用作壓力控制閥的主閥或者導閥,工作時因其閥口開度較小,高壓液壓油流經節(jié)流口時,過流面積收縮,流速變快,隨之而來會產生氣穴以及嘯叫現(xiàn)象,從而使得閥的噪聲很大,并伴隨閥的發(fā)熱,能量損失過多。針對此種現(xiàn)象,分析了錐閥在不同錐角、不同閥口開度、不同壓差條件下的壓力及速度變化規(guī)律及渦流產生的原因,并對錐閥座的形狀進行了改進,以減少渦流造成的能量損失,減小閥的噪聲。這對于認識閥口流動狀態(tài),優(yōu)化閥芯和閥座結構,延長閥的壽命具有重要意義。

高殿榮等[1]對液壓錐閥進行了有限元分析,并對閥芯進行了改進,對錐閥流道優(yōu)化設計具有指導意義。冀宏等[2]通過在閥芯上開環(huán)形槽來改變閥口后的流道形狀,進而改變閥后氣穴區(qū)位置,減小氣穴噪聲。高紅等[3]對錐閥閥口進行了流場可視化研究,獲得了閥口的氣穴分布模型。

上述研究主要針對錐閥的氣穴、氣蝕現(xiàn)象,而對于錐閥設計中要考慮的因素及能量損失的研究同樣具有重要的意義。研究著重從工程角度出發(fā),對不同工況下流場進行分析,類比電路基本定律,對壓降分布進行了分析,研究了減少錐閥能量損失的方法。

1 CFD計算模型

1.1 流體基本方程

流體在運動過程中遵守物理守恒定律。當流體運動狀態(tài)為湍流時,根據計算流體動力學(CFD,computationalfluiddynamics)流體基本方程以及附加湍流輸運方程,對流體的運動過程進行計算。

對應的流體控制方程如下:

(1)質量守恒方程為

其中:ρ為流體密度;ui為i方向速度。

(2)動量守恒方程為

其中:uj為j方向速度;p為靜壓;τij為應力張量;ρgi為重力體積力;Fi為外部體積力。

(3)能量守恒方程為[4]

其中:keff為有效導熱系數;Jj′為組分j′的擴散通量;Sh為包括化學反應熱和其他體積熱源的源項;hj′為組分j′的焓。

該方程右邊三項分別為導熱項、組分擴散項、粘性耗散項。

1.2 網格劃分與計算模型

由于錐閥的結構尺寸較小,為盡可能模擬真實情況下閥口的流動狀況,減少計算量,將錐閥流場模型簡化為二維軸對稱模型。分別建立不同錐角(錐角分別為45°、60°、75°)下的二維軸對稱錐閥模型(見圖1)。劃分結構化網格,為了精確反應閥口附近的流場情況,對閥口處進行了網格細化。

圖1 二維軸對稱結構化網格模型Fig.1 Two-dimension axial symmetry structured grid model

計算邊界條件為:閥芯左右兩端分別為出口和進口,設定為壓力出口和壓力進口,流體與壁面接觸的邊界為靜止壁面。由于該模擬的雷諾數Re>2 000,數值計算采用標準κ-ε湍流模型,用有限體積法中常用的SIMPLE算法,求解離散方程組用FirstOrderUpwind來耦合壓力梯度,按照定常流動進行計算。油液密度為900kg/m3,動力粘度為0.04Pa·s。

2 計算結果及分析

2.1 不同錐角下錐閥的性能

液流在流經錐閥閥口前后可以抽象為先是突縮管再是突擴管,突縮和突擴的過程中,若是突擴角和突縮角選取的不合適,會增大流體噪聲和能量損失。對于錐閥而言,突擴角和突縮角的確定本質是對錐閥錐角的研究,因為錐角直接決定了突縮角和突擴角的大小。

(1)不同錐角下速度云圖 在保證錐閥進出口壓差相同的情況下,對不同錐角錐閥進行仿真,得到如圖2所示的速度云圖。

圖2 不同錐角下速度云圖Fig.2 Velocity nephogram with different cone angle

比較在相同壓差,不同錐角下的速度云圖。由圖2可以看出,隨著錐角的增大,速度梯度較大的集中區(qū)域在減小,45°錐角時最大的速度梯度基本集中于閥口過流面積之后,60°錐角時也主要集中在閥口后部,且速度集中區(qū)域在減小,75°錐角時,絕大部分集中在閥口過流面積處,且速度梯度較大的集中區(qū)域很小。

(2)不同錐角下壓力云圖 在保證錐閥進出口相同壓差的條件下,對不同錐角錐閥進行仿真,得到如圖3所示的壓力云圖。

比較在相同壓差,不同錐角下的壓力云圖。由圖3可以看出,隨著錐角增大,閥口處壓力分布變得越來越集中。

綜上可知,增大錐閥的錐角,可以減少閥口過流面積處速度集中區(qū)域面積大小,使得噪聲減小。但是隨著錐角的增大,閥口處壓力分布變得越來越集中,閥口處總的壓力損失在加大。

圖3 不同錐角下壓力云圖Fig.3 Pressure nephogram with different cone angle

在本例中,閥口過流面積的計算公式為[5]

A=πdxsinα,

其中:d為閥座孔直徑;x為閥芯升高量;α為錐閥半錐角。由此公式可知,閥芯升高量變化與半錐角變化導致的閥口過流面積的變化趨勢一致。隨著閥芯升高量的增加,錐閥閥口開度的大小也隨之增加,故而可知閥口增大時,閥口速度和壓力變化趨勢與錐角增大時一致。對不同開度下閥口進行流場仿真,推斷得到證實,這里不再列舉不同閥口開度下的速度云圖和壓力云圖[6-8]。

2.2 不同壓差下錐閥的性能

(1)不同壓差下速度曲線 在錐角相同的條件下,對不同壓差下的錐閥進行仿真,得到如圖4所示的速度云圖。

圖4 不同壓差下速度云圖Fig.4 Velocity nephogram with different differential pressure

比較相同閥口及錐角,不同壓差下的錐閥壓力分布。由圖4可知,壓差越大導致的速度梯度越大。

(2)不同壓差下壓力曲線 不同壓差下的壓力云圖見圖5。

圖5 不同壓差下的壓力云圖Fig.5 Pressure nephogram with different differential pressure

由圖5可知,壓差越大,壓力分布就會越不集中,在閥口處壓差變的集中,因此閥口處損失的能量在加大。類比電學歐姆定律,在電阻一定的情況下,壓差越大,電流越大。如果將整個流道抽象成無數個電阻串聯(lián)而成,如圖6所示,閥口液流收縮處就是最大液阻處。

圖6 液阻等效圖Fig.6 Fluidic resistor equivalent diagram

3 錐閥閥座結構改進及渦流成因

對75°錐角,0.8mm閥口開度下閥流道進行流場分析,觀察速度矢量?？梢钥闯?由于閥座轉彎為直角轉彎,導致液流流過閥口時產生了渦流。鑒于此種狀況,對閥座結構進行改進,閥口液流收縮處倒0.5°圓角,并且使整條邊傾斜15°,改進前后的流道如圖7所示。

流道改進前速度流線和流道改進后速度流線如圖8所示。由圖8可以看出,與改進之前的相比,改進之后的渦流明顯減小,只在固體壁面周圍存在一定的逆流,能量損失大大減少。分析渦流的成因,主要是因為在拐角處出現(xiàn)了流動的分離,拐角后面的油液被動的被主流所帶動而旋轉,產生渦流,能量被損失掉,同時增加流體的噪聲。因此建議在設計加工閥座之初,根據加工條件,在閥座孔上設計適當大小的倒角,從根源上減小渦流的產生概率。

圖7 改進前和改進后的流道Fig.7 Flow pass before and after improvement

圖8 改進前和改進后的速度流線Fig.8 Velocity flow pattern before and after improvement

4 結論

對不同錐角、不同閥口開度、不同壓差下的錐閥

速度和壓力云圖進行分析,得到如下結論:增大錐閥的錐角,可以減少閥口過流面積處速度集中區(qū)域面積大小,使噪聲減小,但是隨著錐角的增大,閥口處壓力變的越來越集中,閥口處總的壓力能量損失在加大;閥口開度大小的變化的影響基本與錐角變化一致,本質上都是通過控制閥口開度大小達到控制閥的目的,最終實現(xiàn)壓力、流量或者速度的控制;類比電學歐姆定律,壓差越大,壓力的分布變得越來越不集中,在閥口處壓差變的集中,閥口處損失的能量在加大。

通過類比電學歐姆定律,可以幫助人們認識液壓閥控制的本質,總結不同錐角、不同壓差以及過流面積下閥工作狀況,對閥的設計有很深的意義。最后對75°錐角、0.8mm開度時閥的流道進行了改進,改進后閥的密封性變得稍微差了一些,但是渦流尺度明顯減小,能量損失大大減小,改進效果利大于弊。

[1] 高殿榮,王益群.液壓錐閥流場的有限元法分析[J].機床與液壓,2000,28(2):12-16.

[2] 冀宏,傅新,楊華勇.內流道開關對溢流閥氣穴噪聲影響的研究[J].機械工程學報,2002,38(8):19-22.

[3] 高紅,傅新,楊華勇,等.錐閥閥口氣穴流場的數值模擬與實驗研究[J].機械工程學報,2002,38(8):27-30.

[4] 盛敬超.液壓流體力學[M].北京:機械工業(yè)出版社,1975.

[5] 何存興.液壓元件[M].北京:機械工業(yè)出版社,1988.

[6] 張學靜,李德明.多級導葉式離心泵導葉內部CFD計算分析[J].甘肅科學學報,2006,18(3):47-49.

[7] 楊瑞,李仁年,張士昂,等.水平軸風力機CFD計算湍流模型研究[J].甘肅科學學報,2008,20(4):90-93.

[8] 孫東寧,劉新強,王金林,等.一體化電動液壓動力單元內氣泡分布及氣泡分離方法的研究[J].甘肅科學學報,2015,27(2):88-92.

ConeValvePortEnergyLossAnalysisandValveSeatStructureImprovement

YangGuolai1,2,ZhangCangang1,2,YinDayu1,2,ZhangDongdong1,2,WangJianzhong1,2

(1.SchoolofEnergyandPowerEngineering,LanzhouUniversityofTechnology,Lanzhou730050,China; 2.WenzhouAcademyofPump&ValveEngineering,LanzhouUniversityofTechnology,Wenzhou325105,China)

Byanalyzingvelocityfieldandpressurefieldofconevalveindifferenttaperangle,valveportopeninganddifferentialpressureandbyanalogyofcircuitbasictheory,thepressureandvelocitychangingruleindifferentpressurecanbeachieved,analyzingenergylossruleofconevalve;meanwhile,analyzethecausethatthereiseddyinconevalveport,whichisasthebasetoimprovevalveseatstructureandreduceeddyforthepurposeofreducingtheenergylossandprovidingtheoryreferenceforgonevalvedesign.

Coneangle;Differentialpressure;Eddy;Energyloss

YangGuolai,ZhangCangang,YinDayu,etal.ConeValvePortEnergyLossAnalysisandValveSeatStructureImprovement[J].JournalofGansuSciences,2016,28(6):89-92.[楊國來,張燦罡,尹大禹,等.錐閥閥口能量損失分析及閥座結構改進[J].甘肅科學學報,2016,28(6):89-92.]

10.16468/j.cnki.issn1004-0366.2016.06.018.

2015-06-15;

2015-08-23.

楊國來(1963-),男,遼寧沈陽人,教授,博士生導師,研究方向為液壓元件及自動控制.E-mail:yanggl@lut.cn.

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