基于Fluent的挖掘機(jī)多路閥動(dòng)臂聯(lián)流場(chǎng)分析

(山東科技大學(xué)機(jī)械電子工程學(xué)院， 山東青島 266590)

引言

液壓多路閥由于結(jié)構(gòu)緊湊、安裝便捷且壓力損失小等特點(diǎn)，是工程機(jī)械重要的控制元件，廣泛的應(yīng)用在挖掘機(jī)等工程機(jī)械。由于多路閥內(nèi)部流道較為復(fù)雜，在其設(shè)計(jì)和制造的過(guò)程中極容易產(chǎn)生不良特征，導(dǎo)致渦流和氣穴的現(xiàn)象的發(fā)生，從而出現(xiàn)震動(dòng)和噪音，影響多路閥的性能。呂蒙等[1-6]對(duì)多路閥的閥口結(jié)構(gòu)進(jìn)行了研究，分析其對(duì)微動(dòng)特性、動(dòng)態(tài)響應(yīng)和靜態(tài)性能的影響。 多路閥局部流道存在壓力損失現(xiàn)象， 胡洪等[7-8]研究了壓力損失的部位和原因， 并提出了優(yōu)化方案，通過(guò)仿真驗(yàn)證了其方案是切實(shí)可行的。楊耀祥等[9-10]研究了多路閥閥芯運(yùn)動(dòng)過(guò)程中流量、液動(dòng)力的變化規(guī)律。羅艷蕾等[11-12]對(duì)多路閥的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了分析，為多路閥設(shè)計(jì)和研究提供指導(dǎo)和依據(jù)。LISOWSKI E等[13]針對(duì)WE10H型三位四通換向閥，利用CFD分析和實(shí)驗(yàn)測(cè)試的方法研究了滑閥所受的液動(dòng)力,通過(guò)在A-T口間增加流道，有效減小了滑閥液動(dòng)力，并對(duì)改進(jìn)結(jié)構(gòu)通過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，發(fā)現(xiàn)改進(jìn)結(jié)構(gòu)將滑閥流通能力提高了45%。BORGHI R[14]用CFD方法，針對(duì)3種具有補(bǔ)償液動(dòng)力作用的滑閥閥體進(jìn)行了可視化仿真分析并進(jìn)行測(cè)試實(shí)驗(yàn)，改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)其液動(dòng)力有效的降低，同時(shí)發(fā)現(xiàn)：閥口開(kāi)度較小時(shí)，射流沖擊壁面的幾何形狀對(duì)液動(dòng)力的計(jì)算結(jié)果影響較大。AMIRANTE R等[15]分析了閥芯中空的三位四通型開(kāi)中位多路換向閥的液動(dòng)力，通過(guò)搭建閉環(huán)的液壓測(cè)試系統(tǒng)，測(cè)試了不同流量和不同壓力下滑閥的液動(dòng)力變化，通過(guò)理論和數(shù)值分析解釋了實(shí)驗(yàn)結(jié)果。還有一些學(xué)者對(duì)滑閥的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了研究，為多路閥的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考依據(jù)[16-18]。本研究根據(jù)實(shí)際工況，選取挖掘機(jī)多路閥動(dòng)臂聯(lián)為研究對(duì)象，分析其動(dòng)臂1聯(lián)滿開(kāi)度、動(dòng)臂2聯(lián)閥芯開(kāi)啟過(guò)程中，不同的外負(fù)載工況下內(nèi)部流動(dòng)規(guī)律和閥芯的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力變化規(guī)律，為多路閥的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考依據(jù)。

1 工作原理

圖1為多路閥動(dòng)臂聯(lián)的工作原理圖，從圖中可得，多路閥動(dòng)臂聯(lián)由1，2聯(lián)閥芯動(dòng)作，從而共同控制動(dòng)臂的提升。由圖1a可知，在多路閥動(dòng)臂聯(lián)的液壓系統(tǒng)回路中，主泵1、主泵2分別從油箱中吸取油液，經(jīng)過(guò)單向閥后為動(dòng)臂1聯(lián)與動(dòng)臂2聯(lián)提供油液，先導(dǎo)泵從油箱中吸取油液，經(jīng)控制閥為動(dòng)臂聯(lián)提供油液信號(hào)，控制動(dòng)臂1聯(lián)與動(dòng)臂2聯(lián)閥芯的位移。當(dāng)動(dòng)臂1聯(lián)處于左工作位、動(dòng)臂2聯(lián)處于右工作位，此時(shí)由主泵2單獨(dú)提供油液至動(dòng)臂油缸無(wú)桿腔，使挖掘機(jī)動(dòng)臂低速提升，油缸有桿腔油液經(jīng)動(dòng)臂1聯(lián)至油箱；當(dāng)動(dòng)臂2聯(lián)變換至左工作位時(shí)，主泵1與主泵2 同時(shí)為動(dòng)臂油缸提供油液，此時(shí)挖掘機(jī)動(dòng)臂快速提升。同理，當(dāng)動(dòng)臂下降時(shí)，動(dòng)臂1聯(lián)與動(dòng)臂2聯(lián)為右工作位，主泵2單獨(dú)提供油液至動(dòng)臂油缸有桿腔，無(wú)桿腔回油到油箱。系統(tǒng)中的溢流閥負(fù)責(zé)控制系統(tǒng)中的工作壓力，此多路閥液壓系統(tǒng)溢流閥調(diào)定壓力為35 MPa。圖1b為多路閥動(dòng)臂聯(lián)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖，從圖可知油液分別從P1，P2口進(jìn)入閥體內(nèi)，P2油液動(dòng)過(guò)動(dòng)臂2閥芯、單向閥經(jīng)合流通道，在合流窗口處與P2經(jīng)動(dòng)臂1閥芯的油液匯合，由P2閥塊的動(dòng)臂聯(lián)出口流至挖掘機(jī)動(dòng)臂油缸。

圖1 多路閥動(dòng)臂聯(lián)的工作原理

2 數(shù)學(xué)模型

液壓挖掘機(jī)多路閥動(dòng)臂聯(lián)的內(nèi)部流體為黏性不可壓縮流體，滿足不可壓縮性和連續(xù)性方程：

(1)

動(dòng)量方程：

(2)

(3)

(4)

式中，u=ui+vj+wk;u,v,w為流速在x,y,z方向上分量，m/s;p為流量微元體上壓力，MPa;SMx,SMy,SMz為體源(匯)，為體積力對(duì)流體微元的影響;μ為液體的動(dòng)力黏度。

該流場(chǎng)中的流體為湍流流動(dòng)，故采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型，湍動(dòng)能k和耗散率ε方程為:

(5)

(6)

式中,Gk為由平均速度梯度引起的湍動(dòng)能；Gb為由浮力引起的湍動(dòng)能；取C1ε=1.44,C2ε=1.92,C3ε=0.09,σk=1.0,σε=1.3。

3 數(shù)值模擬

3.1 流道模型網(wǎng)格劃分

如圖2所示為多路閥動(dòng)臂合流工況下的流體域模型。根據(jù)多路閥模型對(duì)動(dòng)臂1聯(lián)閥口滿開(kāi)度，動(dòng)臂2聯(lián)閥口開(kāi)度0～7 mm區(qū)間，取11個(gè)特征點(diǎn)建立不同閥口開(kāi)度的流體域模型。為了使仿真數(shù)據(jù)接近實(shí)際工況，建立完整的流體域模型，使得流體域模型結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，故對(duì)流體域模型采用四面體劃分方式進(jìn)行網(wǎng)格劃分。為保證仿真數(shù)據(jù)對(duì)比的可靠，不同的流體域模型使用相同的網(wǎng)格劃分條件，網(wǎng)格數(shù)量在3.5×106左右。

圖2 多路閥動(dòng)臂合流工況流體域模型

3.2 計(jì)算條件

(1) 采用液壓油為流體介質(zhì)，其密度為860 kg/m3,運(yùn)動(dòng)黏度為0.02494 m2/s；

(2) 由于流場(chǎng)中的流體壓力較大，其重力勢(shì)能對(duì)其影響不大，故該流場(chǎng)分析忽略重力；

(3) 流場(chǎng)介質(zhì)為牛頓流體，不可壓縮；

(4) 采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型；

(5) 進(jìn)口為流量條件(該流場(chǎng)分析考慮多路閥系統(tǒng)中安全閥的調(diào)定壓力，在流量條件出口的基礎(chǔ)上，調(diào)定流量保證進(jìn)口壓力在35 MPa附近)，出口分別設(shè)15， 20， 25 MPa為壓力條件；

(6) 采用SIMPLE算法進(jìn)行計(jì)算。

3.3 仿真結(jié)果分析

1) 壓力場(chǎng)分析

圖3為外負(fù)載20 MPa、閥口開(kāi)度為1.6 mm時(shí)動(dòng)臂聯(lián)流體域的壓力分布云圖，從圖中可以清楚的看到流場(chǎng)壓力最高處位于動(dòng)臂2聯(lián)入口處，最大壓力為34.98 MPa,說(shuō)明在動(dòng)臂2聯(lián)閥口開(kāi)度為1.6 mm時(shí)動(dòng)臂2聯(lián)系統(tǒng)中溢流閥正在溢流來(lái)保持系統(tǒng)壓力，并且在油液經(jīng)過(guò)動(dòng)臂2聯(lián)閥口節(jié)流槽后壓力顯著下降。從圖4可知，隨著閥口開(kāi)度不斷增大，閥口開(kāi)流面積不斷增加，系統(tǒng)中的壓力不斷下降，并且在圖4b、圖4c中可以觀察到壓力梯度有明顯的變小，閥口處的流場(chǎng)逐漸趨于穩(wěn)定。

圖3 動(dòng)臂2聯(lián)閥口開(kāi)度1.6 mm壓力分布云圖

圖4 動(dòng)臂2聯(lián)不同閥口開(kāi)度的壓力分布云圖

分別在15， 20， 25 MPa外負(fù)載工況下，對(duì)動(dòng)臂2聯(lián)不同閥口開(kāi)度11個(gè)流體域模型進(jìn)行流場(chǎng)仿真，提取每組數(shù)值模擬的動(dòng)臂2聯(lián)節(jié)流槽前、后壓力數(shù)據(jù)，求其壓力差，并匯總數(shù)據(jù)繪制不同外負(fù)載工況下的節(jié)流槽前、后壓力與壓力差曲線圖，如圖5～圖7所示。從圖5可知，當(dāng)外負(fù)載為20， 25 MPa，閥口開(kāi)度在0～2.1 mm與外負(fù)載15 MPa閥口開(kāi)度在0～1.6 mm時(shí)，系統(tǒng)壓力為35 MPa左右，說(shuō)明在多路閥液壓系統(tǒng)中溢流閥在保持系統(tǒng)工作壓力，符合了仿真模擬根據(jù)實(shí)際工況條件的設(shè)定。從圖5～圖7觀察可知，在不同的外負(fù)載下，節(jié)流槽前后壓力與壓差變化趨勢(shì)大致相同，在閥口開(kāi)度0～1.6 mm時(shí)，節(jié)流槽前、后壓力與壓差較為穩(wěn)定；在閥口開(kāi)度2.1～4 mm時(shí)，節(jié)流槽前壓力與前后壓差有個(gè)明顯的下降過(guò)程，而相比之下節(jié)流槽后的壓力上升較為緩慢；在閥口開(kāi)度4～7 mm時(shí)，節(jié)流槽前壓力與壓差變化也都趨于穩(wěn)定。通過(guò)仿真研究可以發(fā)現(xiàn)，節(jié)流槽后的壓力主要與外負(fù)載的大小有關(guān)，并且隨著外負(fù)載的增大，節(jié)流槽前后壓力與壓差的變化范圍相對(duì)減小；閥口開(kāi)度在2～4 mm時(shí)，節(jié)流槽前、后壓差明顯突降，將導(dǎo)致多路閥的振動(dòng)與噪音的產(chǎn)生，影響挖掘機(jī)的工作效率。

圖5 不同外負(fù)載下節(jié)流槽前壓力曲線

圖6 不同外負(fù)載下節(jié)流槽后壓力曲線

2) 流速場(chǎng)分析

圖8為外負(fù)載20 MPa、閥口開(kāi)度為1.6 mm時(shí)動(dòng)臂聯(lián)流體域的流速分布云圖，從圖中可以看到油液在經(jīng)過(guò)動(dòng)臂2聯(lián)的節(jié)流槽后流速明顯增加，但在合流通道內(nèi)流速放緩，之后與動(dòng)臂1聯(lián)的油液在合流窗口匯集后流速再次增大。由圖9可得，流體域的流速最大處出現(xiàn)在節(jié)流槽后的區(qū)域，在圖9a所示小開(kāi)口0.8 mm時(shí)的閥口流速分布云圖中，可以明顯的看到低速油液經(jīng)過(guò)節(jié)流槽后速度突增，高速的油液斜射到閥芯壁面后流速減緩并趨于穩(wěn)定，并且隨著閥口開(kāi)度的不斷增大，流速突增的現(xiàn)象變得不明顯，過(guò)流面積的增大使得油液在經(jīng)過(guò)節(jié)流槽時(shí)流速趨于穩(wěn)定。

圖7 不同外負(fù)載下節(jié)流槽前后壓力差曲線

圖8 動(dòng)臂2聯(lián)閥口開(kāi)度1.6 mm流速分布云圖

圖9 動(dòng)臂2聯(lián)不同閥口開(kāi)度的流速分布云圖

分別在15， 20， 25 MPa外負(fù)載工況下，對(duì)動(dòng)臂2聯(lián)不同閥口開(kāi)度11個(gè)流體域模型進(jìn)行流場(chǎng)仿真，提取每組數(shù)值模擬的動(dòng)臂2聯(lián)節(jié)流槽前、后流速數(shù)據(jù)，求其流速差，并匯總數(shù)據(jù)繪制不同外負(fù)載工況下的節(jié)流槽前、后流速與流速差曲線圖，如圖10～圖12所示。如圖所示，可以觀察到在不同的外負(fù)載工況下，節(jié)流槽前、后流速與速差變化趨勢(shì)大致相同。從圖10、圖11中可得閥口開(kāi)度在0～1.4 mm時(shí)節(jié)流槽前、后的流速為上升的趨勢(shì)；在1.4～2.1 mm時(shí)，節(jié)流槽前、后流速有下降后上升的過(guò)程，這與溢流閥溢流造成的系統(tǒng)流量波動(dòng)與不斷增加的開(kāi)流面積有關(guān)系；在閥口開(kāi)度2.1～4 mm時(shí)，節(jié)流槽前、后的流速明顯降低；在閥口開(kāi)度4～7 mm時(shí)，節(jié)流槽前、后流速趨于穩(wěn)定。從圖12中可以觀察到閥口開(kāi)度在0～7 mm時(shí)，流速差都是下降的過(guò)程，在閥口開(kāi)度0～2.1 mm時(shí)，速差緩慢下降;在閥口開(kāi)度2.1～4 mm時(shí)，速差顯著下降；在閥口開(kāi)度4～7 mm時(shí)，速差逐漸下降至較小值并趨于穩(wěn)定。通過(guò)仿真研究可以發(fā)現(xiàn)，閥口開(kāi)度在0～1.6 mm時(shí)，溢流閥的溢流造成系統(tǒng)的流量波動(dòng)對(duì)節(jié)流槽前、后流速的變化趨勢(shì)有較小的影響；當(dāng)閥口開(kāi)度在2.1～4 mm時(shí)，速差有明顯的下降的過(guò)程，速差的突降同樣會(huì)引起多路閥的振動(dòng)、氣穴的發(fā)生，影響多路閥的穩(wěn)定性與使用壽命，并且速差的變化趨勢(shì)與壓差的變化規(guī)律吻合，也驗(yàn)證了仿真研究的可靠性；隨著工作負(fù)載的增大，節(jié)流槽前、后流速和速差變化范圍減小；油液經(jīng)節(jié)流槽后形成的高速油液沖擊閥芯和閥體壁面后容易產(chǎn)生渦流，渦流的產(chǎn)生會(huì)使得油液溫度升高，影響液壓油的使用壽命。

圖10 不同外負(fù)載下節(jié)流槽前流速曲線

圖11 不同外負(fù)載下節(jié)流槽后流速曲線

圖12 不同外負(fù)載下節(jié)流槽前后流速差曲線

3) 液動(dòng)力

圖13為在不同的外負(fù)載工況下，動(dòng)臂2閥芯所受的液動(dòng)力情況， 以閥芯閥口開(kāi)啟的方向?yàn)檎较颉膱D中可以觀察到在閥口開(kāi)度為0～1 mm時(shí)，閥芯液動(dòng)力方向大致與閥芯的運(yùn)動(dòng)方向相反，阻礙閥芯的運(yùn)動(dòng)；閥口開(kāi)度為1～7 mm時(shí)，閥芯所受液動(dòng)力方向與閥芯的運(yùn)動(dòng)方向一致；在閥口開(kāi)度0～1 mm和3～7 mm時(shí)，隨著外負(fù)載的增加，液動(dòng)力變大；在閥口開(kāi)度1～3 mm 時(shí)，隨著外負(fù)載的增加，液動(dòng)力變小；不同外負(fù)載下液動(dòng)力曲線呈現(xiàn)為先增大后減小的變化趨勢(shì)，中間稍有動(dòng)蕩。液動(dòng)力的產(chǎn)生將影響閥芯運(yùn)動(dòng)的靈敏性和準(zhǔn)確性，進(jìn)而影響挖掘機(jī)的工作效率和使用壽命。

圖13 不同外負(fù)載下動(dòng)臂2閥芯液動(dòng)力曲線

4 結(jié)論

文中應(yīng)用數(shù)值模擬的方法對(duì)液壓挖掘機(jī)多路閥動(dòng)臂聯(lián)的流場(chǎng)進(jìn)行了研究，得到如下結(jié)論：

(1) 隨著外負(fù)載不斷增加，節(jié)流槽前后壓力、流速與壓差、速差的變化范圍減小, 在動(dòng)臂2聯(lián)閥口開(kāi)度的不斷增大的過(guò)程中，節(jié)流槽前后的壓差與速差變小，流場(chǎng)趨于穩(wěn)定；

(2) 在較小的閥口開(kāi)度下，由于閥口過(guò)流面積較小，產(chǎn)生的高速油液沖擊閥體、閥芯的壁面極容易造成渦流現(xiàn)象的發(fā)生，使造成液壓油動(dòng)能損失、液壓油溫度升高，影響液壓油的使用壽命；

(3) 在動(dòng)臂2聯(lián)閥口開(kāi)度2.1～4 mm時(shí)，壓差與速差都發(fā)生了突降的現(xiàn)象，此時(shí)液動(dòng)力的變化也較不穩(wěn)定，壓差、速差突降與液動(dòng)力不穩(wěn)定現(xiàn)象將會(huì)使多路閥產(chǎn)生振動(dòng)與噪聲，影響多路閥的使用性能，進(jìn)而影響挖掘機(jī)的工作效率；

(4) 分析多路閥動(dòng)臂聯(lián)在不同的外負(fù)載工況下內(nèi)部流動(dòng)規(guī)律和閥芯的液動(dòng)力變化規(guī)律，發(fā)現(xiàn)其設(shè)計(jì)缺陷，并為多路閥的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供驗(yàn)證方法和參考依據(jù)。