旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出特性分析及試驗(yàn)驗(yàn)證

趙國(guó)超， 周國(guó)強(qiáng)， 王 慧， 張建卓， 李南奇,3

(1.遼寧工程技術(shù)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,遼寧 阜新 123000；2.遼寧省大型工礦裝備重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,遼寧 阜新 123000；3.佰斯特機(jī)械制造有限公司,遼寧 阜新 123000)

電液激振設(shè)備工作時(shí)，主要通過(guò)配流閥來(lái)控制振動(dòng)的幅度、頻率和方向，配流閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)和動(dòng)態(tài)特性對(duì)電液激振設(shè)備輸出的振動(dòng)效果有一定影響，面向電液激振設(shè)備的振動(dòng)控制研究配流閥具有重要意義[1-2]。配流閥在結(jié)構(gòu)上可分為2D數(shù)字式、滑動(dòng)式和旋轉(zhuǎn)式[3]。旋轉(zhuǎn)式配流閥因其結(jié)構(gòu)緊湊、流量辨識(shí)率較佳和可控程度高等優(yōu)勢(shì)逐漸引起機(jī)械制造基礎(chǔ)裝備行業(yè)的重視[4]。旋轉(zhuǎn)式配流閥工作過(guò)程時(shí)，依靠閥芯與閥體的相對(duì)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，使得油口交替通流完成液體流量和壓力的輸出以及執(zhí)行機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)方向的改變[5]。由于旋轉(zhuǎn)式配流閥在激振技術(shù)中具有激振難度小、工作頻率高等天然優(yōu)勢(shì)，已經(jīng)逐漸成為研究熱點(diǎn)[6]。

針對(duì)電液激振系統(tǒng)的控制閥結(jié)構(gòu)及其動(dòng)態(tài)特性，專家學(xué)者們開(kāi)展了大量相關(guān)研究。Liu等[7]提出了一種新型帶有旋轉(zhuǎn)閥結(jié)構(gòu)的電動(dòng)液壓激振器，使用Matlab/simulink分析不同開(kāi)孔面積的閥芯結(jié)構(gòu)特性，并對(duì)振動(dòng)波形進(jìn)行數(shù)值分析和試驗(yàn)驗(yàn)證。閔為等[8]通過(guò)試驗(yàn)得到錐閥閥芯位移及系統(tǒng)壓力曲線，并研究閥體和閥芯不同結(jié)構(gòu)時(shí)錐閥開(kāi)啟過(guò)程閥芯的振動(dòng)特性。Wang等[9]提出了一種液壓激振器，研究了矩形、三角形和半圓形的孔口形狀對(duì)振動(dòng)波形的影響，證明了閥芯孔口形狀由振動(dòng)波形的總諧波失真程度決定。李勝等[10]為了研究關(guān)鍵結(jié)構(gòu)和工作參數(shù)對(duì)2D閥動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性的影響規(guī)律，對(duì)2D閥進(jìn)行了建模、動(dòng)態(tài)仿真及試驗(yàn)驗(yàn)證，為其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供理論依據(jù)。吳萬(wàn)榮等[11-12]采用格子Boltzmann方法研究了不同參數(shù)對(duì)電液激振系統(tǒng)中的換向閥閥口壓力的影響。Ji等[13]設(shè)計(jì)一種以旋轉(zhuǎn)伺服閥為控制元件的振動(dòng)清潔裝置，分析了伺服閥工作過(guò)程中系統(tǒng)的振動(dòng)特性。王鶴等[14-15]基于旋轉(zhuǎn)式激振控制閥構(gòu)建了電液激振系統(tǒng)，利用數(shù)值模擬和試驗(yàn)驗(yàn)證研究并分析了閥口形狀對(duì)振動(dòng)波形的影響程度和趨勢(shì)。劉毅等[16]提出一種轉(zhuǎn)閥控制式脈沖波生成方法，建立Matlab/Simulink模型進(jìn)行數(shù)值模擬，并研制出轉(zhuǎn)閥控制式推板造波試驗(yàn)裝置進(jìn)行驗(yàn)證。Zhu等[17]采用計(jì)算流體力學(xué)方法分析了旋轉(zhuǎn)伺服閥的流量和液動(dòng)力矩特性，并優(yōu)化了閥口控制腔，通過(guò)流量對(duì)比試驗(yàn)驗(yàn)證了CFD模擬旋轉(zhuǎn)伺服閥運(yùn)動(dòng)過(guò)程的可行性。

上述文獻(xiàn)通過(guò)數(shù)值模擬和試驗(yàn)驗(yàn)證對(duì)電液激振系統(tǒng)的控制閥展開(kāi)研究，證明了其結(jié)構(gòu)的可行性和相關(guān)研究方法的有效性，但由于旋轉(zhuǎn)配流閥工作原理獨(dú)特，工況條件對(duì)其輸出特性的影響規(guī)律尚不清楚，使得不同工況條件下旋轉(zhuǎn)配流激振閥的輸出特性有待研究和證實(shí)。因此，本文提出一種用于產(chǎn)生交變激振力的新型旋轉(zhuǎn)配流激振閥，利用Fluent/MRF方法對(duì)旋轉(zhuǎn)配流激振閥進(jìn)行流場(chǎng)動(dòng)態(tài)模擬，研究不同進(jìn)口壓力和不同閥芯換向頻率對(duì)旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出動(dòng)態(tài)特性的影響規(guī)律，并搭建試驗(yàn)臺(tái)對(duì)旋轉(zhuǎn)配流激振閥的輸出特性進(jìn)行測(cè)試與驗(yàn)證。

1 旋轉(zhuǎn)配流激振閥結(jié)構(gòu)模型

提出的旋轉(zhuǎn)配流激振閥主要部件有閥芯、閥體、軸承、旋轉(zhuǎn)軸和格萊圈等，其結(jié)構(gòu)原理如圖1所示。

圖1 旋轉(zhuǎn)配流激振閥Fig.1 Rotary flow-distribution excitation valve

閥芯、旋轉(zhuǎn)軸和閥體的三維形貌如圖2所示，閥芯外徑為49.5 mm、閥芯內(nèi)徑為22.5 mm、油槽長(zhǎng)度為18 mm、油槽寬度為7 mm、油槽深度為6 mm、油口直徑為6.5 mm。由圖1、2可知：在X-Y平面內(nèi)，油口Ⅰ和液壓缸高壓腔接通，油口Ⅱ和液壓缸低壓腔接通。在X-Z平面內(nèi)，閥體兩側(cè)和前后對(duì)稱排布四個(gè)油口，兩個(gè)油口利用管路和供油泵連接，從而完成高壓油液向閥體的內(nèi)部輸入，另外兩個(gè)油口與油箱連接，實(shí)現(xiàn)低壓油液經(jīng)過(guò)閥體內(nèi)部回到油箱。閥芯兩端有相互交替的24個(gè)油槽，一側(cè)的12個(gè)油槽置于外接供油泵的高壓區(qū)，另一側(cè)的12個(gè)油槽置于外接油箱的低壓區(qū)。電機(jī)帶動(dòng)旋轉(zhuǎn)軸不斷轉(zhuǎn)動(dòng)，驅(qū)動(dòng)油槽與液壓缸交替接通，閥芯轉(zhuǎn)動(dòng)一個(gè)油槽角度實(shí)現(xiàn)一次供油和回油，兩個(gè)過(guò)程相互獨(dú)立、互不影響且同時(shí)進(jìn)行，從而實(shí)現(xiàn)液壓缸活塞桿的激振。與傳統(tǒng)滑閥結(jié)構(gòu)相比，由于在閥芯兩端開(kāi)設(shè)多個(gè)相互交替的油槽，既可提高激振頻率和響應(yīng)速度，也可使振幅和頻率可調(diào)，并在一定程度上避免了持續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)引起的發(fā)熱問(wèn)題。

圖2 閥芯、旋轉(zhuǎn)軸和閥體結(jié)構(gòu)Fig.2 Structural of valve core, rotation axis and valve body

2 旋轉(zhuǎn)配流激振閥流場(chǎng)模擬分析

2.1 理論基礎(chǔ)

多重參考系(multiple reference frame, MRF)法是一種在旋轉(zhuǎn)坐標(biāo)系中的定常計(jì)算模型，通過(guò)把計(jì)算域劃分為具有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的子域，并在每個(gè)子域中建立不同的參考系和控制方程，完成問(wèn)題的計(jì)算和求解[18]。MRF模型計(jì)算原理如圖3所示，MRF模型將流體域分為靜止域和旋轉(zhuǎn)域，交界處用交界面連接，交界面即屬于旋轉(zhuǎn)域也屬于靜止域，通過(guò)交界面?zhèn)鬟f不同區(qū)域之間的數(shù)據(jù)。

圖3 多區(qū)域示意圖Fig.3 Multi-regional schematic

進(jìn)行流場(chǎng)分析時(shí)，應(yīng)該滿足質(zhì)量守恒方程和動(dòng)量守恒方程[19]

(1)

式中：ρ為流體密度；u為速度分量的時(shí)均值。

(2)

本文所使用的湍流模型為RNGk-ε模型，在計(jì)算時(shí)須引入如下的湍流輸運(yùn)方程[20]

(3)

式中：C1ε=1.42、C2ε=1.68、αk=1.0、αε=0.769；ueff為湍動(dòng)黏度；k為湍動(dòng)能；ε為湍動(dòng)耗散率。

旋轉(zhuǎn)配流激振閥的換向頻率與閥芯旋轉(zhuǎn)速度和油口通流次數(shù)有關(guān)，而油口通流次數(shù)由油槽數(shù)量決定，因此，換向頻率與旋轉(zhuǎn)速度的換算關(guān)系可由式(4)計(jì)算

在“十二五”規(guī)劃中曾提出不斷促進(jìn)第三產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，優(yōu)化產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)，提高第三產(chǎn)業(yè)比重的期許，而不斷促進(jìn)第三產(chǎn)業(yè)的發(fā)展有利于促進(jìn)我國(guó)經(jīng)濟(jì)的發(fā)展，對(duì)于實(shí)現(xiàn)我國(guó)的可持續(xù)發(fā)展具有重要的意義。擴(kuò)大增值稅征收范圍對(duì)于不斷促進(jìn)我國(guó)產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)優(yōu)化具有重要的意義，也符合經(jīng)濟(jì)發(fā)展的規(guī)律。

(4)

式中：f為閥芯換向頻率；Z為閥芯同側(cè)油槽數(shù)量；n為閥芯旋轉(zhuǎn)速度。

2.2 旋轉(zhuǎn)配流激振閥流場(chǎng)特性

為分析旋轉(zhuǎn)配流激振閥的輸出動(dòng)態(tài)特性，利用Fluent對(duì)其流場(chǎng)進(jìn)行動(dòng)態(tài)模擬，計(jì)算時(shí)轉(zhuǎn)動(dòng)區(qū)域不存在網(wǎng)格畸變，因此利用MRF方法進(jìn)行流場(chǎng)仿真可行[21]。

根據(jù)閥芯結(jié)構(gòu)、功能對(duì)稱性，對(duì)旋轉(zhuǎn)配流激振閥流道模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，設(shè)定三個(gè)油口為壓力邊界，油槽為滑移域的壁面邊界，網(wǎng)格劃分與邊界條件如圖4所示。

圖4 流道模型與邊界條件Fig.4 Flow channel and boundary conditions

主要仿真參數(shù)為：仿真時(shí)間為0.5 s、步長(zhǎng)為0.000 1 s、油液密度為890 kg/m3、進(jìn)口壓力為15 MPa、出口壓力為10 MPa和閥芯換向頻率為100 Hz(對(duì)應(yīng)的閥芯轉(zhuǎn)速為500 r/min)，圖5、6分別為旋轉(zhuǎn)配流激振閥流場(chǎng)的速度矢量分布圖和不同時(shí)刻的截面壓力分布云圖。

圖5 速度矢量分布圖Fig.5 Contours of velocity vector

(a) t=0.004 0 s截面壓力分布云圖

(b) t=0.006 8 s截面壓力分布云圖

(c) t=0.009 6 s截面壓力分布云圖圖6 不同時(shí)刻的截面壓力分布云圖Fig.6 Contours of sectional pressure distribution at different moments

由圖6(a)可知，0.004 0 s時(shí)旋轉(zhuǎn)配流激振閥閥芯與閥口交界面處的壓力(即旋轉(zhuǎn)配流激振閥閥口輸出壓力)為10.66 MPa，油槽內(nèi)部壓力平穩(wěn)，出口邊界面處壓力為9.42 MPa；由圖6(b)可知，0.006 8 s時(shí)旋轉(zhuǎn)配流激振閥旋轉(zhuǎn)至閥口完全開(kāi)啟狀態(tài)，閥口輸出壓力為11.33 MPa，出口邊界面處壓力為10.28 MPa；由圖6(c)可知，0.009 6 s時(shí)旋轉(zhuǎn)配流激振閥閥口輸出壓力為10.74 MPa，出口邊界面處壓力為10.14 MPa；由上述可知，旋轉(zhuǎn)配流激振閥閥口通流面積先增加后減小，閥口輸出壓力隨之先增加后減小，兩者變化趨勢(shì)相同。

3 旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出特性分析

3.1 進(jìn)口壓力對(duì)旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出特性的影響

為分析進(jìn)口壓力對(duì)旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量的影響規(guī)律，設(shè)定閥芯換向頻率為100 Hz、進(jìn)口壓力分別為14 MPa、15 MPa、16 MPa和出口壓力為10 MPa進(jìn)行仿真，獲得如圖7(a)、(b)所示的旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量動(dòng)態(tài)特性曲線。

(a) 壓力

(b) 流量圖7 不同進(jìn)口壓力下旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出特性曲線Fig.7 Output characteristic curve of rotating flow-distribution excitation valve with different inlet pressure

3.2 閥芯換向頻率對(duì)旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出特性的影響

旋轉(zhuǎn)配流激振閥與電機(jī)直接相連，電機(jī)的轉(zhuǎn)速直接影響閥芯的換向頻率。設(shè)進(jìn)口壓力為15 MPa，出口壓力為10 MPa，換向頻率分別為100 Hz、140 Hz、180 Hz(對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速分別為500 r/min、700 r/min和900 r/min)進(jìn)行仿真，獲得如圖8(a)、(b)所示的旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量動(dòng)態(tài)特性曲線。

(a) 壓力

(b) 流量圖8 不同換向頻率下旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出特性曲線Fig.8 Output characteristic curve of rotating flow-distribution excitation valve with different commutation frequency

由圖8可知，換向頻率為100 Hz時(shí)，旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.31 MPa和84.42 L/min；換向頻率為140 Hz時(shí)，旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.23 MPa，和77.81 L/min；換向頻率為180 Hz時(shí)，旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.17 MPa和69.37 L/min。由此可知，隨著換向頻率增加，旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量峰值降低，由于過(guò)高的換向頻率使液體局部漩渦程度增加，局部壓力損失增加，從而影響輸出壓力和流量。

由圖7、8可知，旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量與閥口通流面積變化趨勢(shì)相同；通過(guò)旋轉(zhuǎn)配流激振閥的不同進(jìn)口壓差和與閥芯換向頻率，可以實(shí)現(xiàn)激振頻率和振幅的協(xié)同調(diào)節(jié)及參數(shù)匹配控制。

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

為檢驗(yàn)MRF方法的有效性和所得結(jié)果的準(zhǔn)確性，研制旋轉(zhuǎn)配流激振閥樣機(jī)并搭建電液激振試驗(yàn)臺(tái)對(duì)該閥的輸出壓力和流量進(jìn)行試驗(yàn)測(cè)試，電液激振試驗(yàn)臺(tái)主要包含旋轉(zhuǎn)配流激振閥、液壓缸、供油泵、電控系統(tǒng)、壓力控制系統(tǒng)、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)及上位機(jī)等，試驗(yàn)臺(tái)實(shí)物及測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)如圖9所示。試驗(yàn)時(shí)首先供油泵對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行預(yù)加壓，然后通過(guò)壓力控制系統(tǒng)的電磁換向閥、電磁溢流閥調(diào)節(jié)系統(tǒng)壓力，直到蓄能器和液壓缸壓力達(dá)到預(yù)設(shè)值，最后開(kāi)啟電機(jī)即可開(kāi)展試驗(yàn)。電液激振試驗(yàn)臺(tái)參數(shù)及設(shè)備型號(hào)如表1所示。

圖9 電液激振試驗(yàn)臺(tái)與測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)
Fig.9 Electro-hydraulic exciting test bench and test site

表1 電液激振試驗(yàn)臺(tái)相關(guān)設(shè)備型號(hào)及參數(shù)Tab.1 Type and parameters of equipment related to electro-hydraulic vibration test bench

4.1 進(jìn)口壓力條件下旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出特性試驗(yàn)

保證試驗(yàn)條件與仿真條件一致，不同進(jìn)口壓力條件下，試驗(yàn)所得旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力和輸出流量實(shí)測(cè)曲線如圖10所示。

由圖10可知，進(jìn)口壓力為14 MPa時(shí)，實(shí)測(cè)旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.23 MPa和80.63 L/min；進(jìn)口壓力為15 MPa時(shí)，實(shí)測(cè)旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.29 MPa和82.54 L/min；進(jìn)口壓力為16 MPa時(shí)，實(shí)測(cè)旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.36 MPa和86.26 L/min。隨系統(tǒng)供油壓力增加，旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量峰值均提高，系統(tǒng)壓力由14 MPa增至16 MPa時(shí)，旋轉(zhuǎn)配流激振閥的輸出壓力、流量峰值分別提高了1.16%和6.98%。

圖10 基于進(jìn)口壓力的旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出試驗(yàn)曲線Fig.10 the output test curve of the rotating vaive based on the commution frequency

4.2 閥芯換向頻率條件下旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出特性試驗(yàn)

保證試驗(yàn)條件與仿真條件一致，不同換向頻率條件下，試驗(yàn)所得旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力和輸出流量實(shí)測(cè)曲線如圖11所示。

圖11 基于換向頻率的旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出試驗(yàn)曲線Fig.11 the output test curve of the rotating vaive based on the inlet pressure

由圖11可知，換向頻率為100 Hz時(shí)，實(shí)測(cè)旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.30 MPa，和83.28 L/min；換向頻率為140 Hz時(shí)，實(shí)測(cè)旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.22 MPa和76.50 L/min；換向頻率為180 Hz時(shí)，實(shí)測(cè)旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別為11.16 MPa和67.82 L/min。隨著換向頻率增加，旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量峰值均下降，換向頻率由100 Hz增至180 Hz時(shí)，旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力、流量峰值分別下降了1.24%和18.6%。

4.3 仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比分析

以旋轉(zhuǎn)配流激振閥仿真和試驗(yàn)獲得的輸出壓力、流量峰值作為統(tǒng)計(jì)對(duì)象。進(jìn)口壓力為14 MPa、15 MPa、16 MPa的仿真和試驗(yàn)對(duì)比結(jié)果如圖12(a)所示；換向頻率為100 Hz、140 Hz、180 Hz的仿真與試驗(yàn)對(duì)比結(jié)果如圖12(b)所示。

圖12 仿真和試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比Fig.12 Comparison of simulation and test results

對(duì)比仿真和試驗(yàn)結(jié)果可知：基于進(jìn)口壓力工況下的旋轉(zhuǎn)配流激振閥仿真與試驗(yàn)輸出壓力峰值的平均誤差約為0.18%，輸出流量峰值的平均誤差約為2.14%；基于換向頻率工況下的旋轉(zhuǎn)配流激振閥仿真與試驗(yàn)輸出壓力峰值的平均誤差約為0.10%，輸出流量峰值的平均誤差約為1.76%。不計(jì)試驗(yàn)過(guò)程的微量泄漏、油液黏度降低等環(huán)境因素引起的誤差，可認(rèn)為數(shù)值仿真結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果的總體趨勢(shì)相同，波形情況基本吻合，即驗(yàn)證了前文的研究，又證明了旋轉(zhuǎn)控制閥結(jié)構(gòu)的合理性和其操作的可行性。

5 結(jié) 論

(1) 旋轉(zhuǎn)配流激振閥閥口通流面積直接影響旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力和流量，輸出壓力和流量的變化趨勢(shì)與通流面積變化趨勢(shì)相同。

(2) 旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力和流量的峰值隨進(jìn)口壓力增加而上升；當(dāng)進(jìn)口壓力由14 MPa增至16 MPa時(shí)，輸出壓力、流量峰值分別提高了1.16%，和6.98%；改變進(jìn)口壓力可實(shí)現(xiàn)對(duì)旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出特性進(jìn)行調(diào)幅控制。

(3) 旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出壓力和流量的峰值隨換向頻率增加而降低；當(dāng)轉(zhuǎn)速向頻率由100 Hz增至180 Hz時(shí)，輸出壓力、流量峰值分別降低了1.24%和18.6%；改變換向頻率(電機(jī)轉(zhuǎn)速)可實(shí)現(xiàn)對(duì)旋轉(zhuǎn)配流激振閥輸出特性進(jìn)行調(diào)頻控制。

(4) 壓力工況下，仿真和試驗(yàn)結(jié)果的輸出壓力和流量的平均誤差分別為0.18%、2.14%；換向頻率工況下，仿真和試驗(yàn)結(jié)果的輸出壓力和流量的平均誤差分別為0.10%、1.76%；兩種工況下的平均誤差均小于5%，證實(shí)了旋轉(zhuǎn)配流激振閥結(jié)構(gòu)的合理性及仿真的可行性。