多路換向閥穩(wěn)態(tài)液動力分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

左文昊，陳奎生，2，湛從昌，2，涂福泉，2，吳凜，2

(1.武漢科技大學(xué)機(jī)械自動化學(xué)院，湖北武漢 430081；2.武漢科技大學(xué)冶金裝備及其控制教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖北武漢 430081)

0 前言

多路閥廣泛應(yīng)用于起重機(jī)等重型機(jī)械的液壓控制系統(tǒng)中，其中三位六通型多路閥常作為液壓系統(tǒng)的主換向閥使用，但作為一種滑閥，在實(shí)際工作過程中，閥芯常常會發(fā)生卡滯現(xiàn)象。而在閥口復(fù)位關(guān)閉的過程中，閥口開度逐漸減小，流體對閥芯造成的沖擊增大，使得滑閥所受的穩(wěn)態(tài)液動力尤為突出。因此，降低閥口小開度情況下的穩(wěn)態(tài)液動力對提升多路閥的安全性和操控性有重大意義[1]。鄧斌等人[2]研究了多路閥閥芯上的穩(wěn)態(tài)液動力對閥芯操縱力的影響，認(rèn)為穩(wěn)態(tài)液動力在很大程度上破壞了閥芯操縱力和閥芯行程之間的線性關(guān)系。張宏等人[3]分析了大流量情況下多路閥的穩(wěn)態(tài)液動力，指出多路閥在閥口小開度開啟時(shí)會產(chǎn)生較大的穩(wěn)態(tài)液動力。喬治等人[4]對一種新型多路換向閥的節(jié)流槽進(jìn)行了流場分析，指出在小開度時(shí)多路閥最大射流速度過大，導(dǎo)致閥體內(nèi)部流場紊動嚴(yán)重。關(guān)天元[5]研究了多路閥的流場特性和穩(wěn)態(tài)液動力，對不同尺寸的U形節(jié)流槽的優(yōu)化設(shè)計(jì)規(guī)律進(jìn)行了總結(jié)。鄭長松等[6]探究了液壓滑閥的流場特性和穩(wěn)態(tài)液動力，指出隨著閥口的開度增大，軸向穩(wěn)態(tài)液動力會由正值逐漸減小為負(fù)值，然后又逐漸增大為正值。QIAN等[7]研究了球閥內(nèi)復(fù)位彈簧剛度對流量和閥芯運(yùn)動的影響，并總結(jié)了復(fù)位彈簧的設(shè)計(jì)方法。左嘉韻[8]研究了多路閥在不同工況下的內(nèi)部流場，以閥內(nèi)阻力最小為優(yōu)化目標(biāo)，對結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

本文作者以回轉(zhuǎn)緩沖閥主換向多路閥為研究對象，針對滑閥復(fù)位過程中穩(wěn)態(tài)液動力過大導(dǎo)致的卡滯現(xiàn)象，在閥芯上增加擋流凸臺阻擋閥口小開度時(shí)產(chǎn)生的高速射流，并采用AMESim與Fluent軟件進(jìn)行聯(lián)合仿真，探究具有不同參數(shù)的凸臺對穩(wěn)態(tài)液動力的影響，從而為提高多路換向閥操控性的設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供參考。

1 多路閥液壓系統(tǒng)仿真

1.1 多路閥結(jié)構(gòu)

參照回轉(zhuǎn)緩沖閥上使用的主換向閥，其結(jié)構(gòu)原理如圖1所示。

圖1 多路閥結(jié)構(gòu)

如圖1所示，多路換向閥閥芯處于中位，補(bǔ)油回路P→C閥口全開，壓力油進(jìn)入壓力回路后全部以最低壓力卸荷返回油箱。當(dāng)閥芯在外界操縱力的控制下向右移動，P→C閥口逐漸關(guān)閉，閥芯位移超過閥口遮蓋量后P1→A閥口逐漸打開，壓力油開始進(jìn)入液壓馬達(dá)做功。閥芯向左移動10 mm后，達(dá)到左端極限位置，若撤銷外部操縱力，閥芯會在復(fù)位彈簧的作用下回到中位。閥芯自左側(cè)極限位置回到中位的過程中會經(jīng)歷3個(gè)階段：P1→A閥口全開、P→C閥口全閉，到P1→A與P→C并聯(lián)運(yùn)行，再到P1→A閥口全閉、P→C閥口全開。

1.2 AMESim仿真建模

參照圖1所示的多路閥結(jié)構(gòu)，使用AMESim軟件搭建回轉(zhuǎn)緩沖閥液壓系統(tǒng)的仿真模型，如圖2所示。由于閥芯上存在多組節(jié)流槽，其通流面積隨閥芯的位移呈非線性變化，需要將對應(yīng)閥口的通流面積的變化曲線以列表文本的方式導(dǎo)入軟件以獲得準(zhǔn)確的閥口流量。仿真使用直接輸入閥芯位移信號的方式代替彈簧與操控力對閥芯的控制，從而獲取閥芯位移與換向閥輸出流量之間的關(guān)系。

圖2 AMESim液壓系統(tǒng)模型

系統(tǒng)主要仿真參數(shù)見表1。

表1 系統(tǒng)主要仿真參數(shù)

通過AMESim仿真，得到滑閥復(fù)位過程中P1→A口與P→C口分流的流量曲線，如圖3所示。

圖3 安全溢流閥口、P1→A口與P→C口流量曲線

2 穩(wěn)態(tài)液動力的計(jì)算與分析

理論計(jì)算穩(wěn)態(tài)液動力時(shí)，主要使用的方法是基于計(jì)算進(jìn)出口處油液動量差的方式，得到穩(wěn)態(tài)液動力大小。但是如果考慮油液在閥腔內(nèi)的實(shí)際運(yùn)動過程，滑閥穩(wěn)態(tài)液動力可以理解為閥芯壁面受到不同流速油液的沖擊，改變了閥芯各壁面原有的壓力狀態(tài)，使得閥芯受到了一個(gè)軸向附加力[5]。

本文作者采用Fluent仿真分析多路閥進(jìn)油腔進(jìn)口節(jié)流時(shí)閥芯上的穩(wěn)態(tài)液動力大小，研究穩(wěn)態(tài)液動力對閥芯操縱力的影響。

2.1 模型建立與網(wǎng)格劃分

多路閥進(jìn)油腔流道模型與其尺寸如圖4所示。閥芯上有2組節(jié)流槽，一組為雙U形節(jié)流槽，另一組為三角形節(jié)流槽，槽深2.5 mm，均對稱設(shè)置。圖4中閥芯處于右端極限位置，若要回到中位閥芯需要向左移動10 mm。

圖4 閥芯結(jié)構(gòu)簡圖

為了便于仿真計(jì)算，仿真模型進(jìn)行了部分簡化，去除了閥芯和閥體上的圓角，且假設(shè)閥體與閥芯的配合無間隙。由于閥芯的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，故采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格對幾何模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。另外，節(jié)流邊處的壓力和速度梯度變化很大，存在渦流等其他復(fù)雜流態(tài)[9]，需要對節(jié)流槽及周邊區(qū)域進(jìn)行局部網(wǎng)格細(xì)化。對于入口和出口等壓力和速度變化不大的區(qū)域，采用粗網(wǎng)格處理。

如圖5所示，為閥口開度2 mm時(shí)的網(wǎng)格劃分模型，一共有962 720個(gè)網(wǎng)格，195 291個(gè)節(jié)點(diǎn)，最小網(wǎng)格體積為0.008 mm3，網(wǎng)格質(zhì)量均大于0.3。

圖5 進(jìn)油腔計(jì)算網(wǎng)格

2.2 仿真設(shè)置與分析

換向閥閥芯總行程10 mm，有效節(jié)流長度8.5 mm，將8.5 mm有效行程分為1.5～10 mm的18個(gè)閥口開度，對其建立流場模型，設(shè)置入口形式為流量入口，將圖3中的P1-A口的流量曲線離散化后作為各閥口開度下的入口邊界條件；出口形式為壓力出口，出口壓力為0.5 MPa，湍流強(qiáng)度為5%，計(jì)算殘差小于0.001。流體為不可壓縮的理想流體，采用Realizableκ-ε湍流模型，流場計(jì)算方法選用Simple方法。流體為液壓油，密度為860 kg/m3，動力黏度為0.04 Pa·s。

18個(gè)閥口開度的閥芯穩(wěn)態(tài)液動力仿真結(jié)果如圖6所示，穩(wěn)態(tài)液動力方向趨于使閥口關(guān)閉，且隨著閥口開度的減小，穩(wěn)態(tài)液動力逐漸增大。在這個(gè)過程中，影響穩(wěn)態(tài)液動力的主要因素是節(jié)流槽兩側(cè)的壓差變化。在入口流量恒定的情況下，閥芯開度越大，節(jié)流槽作用越小，兩側(cè)壓差減小，穩(wěn)態(tài)液動力也減小。

圖6 穩(wěn)態(tài)液動力仿真結(jié)果

2.3 穩(wěn)態(tài)液動力對多路換向閥操縱力的影響

多路閥閥芯在移動過程中會受到操縱力、彈簧力、穩(wěn)態(tài)液動力、瞬態(tài)液動力、黏性阻力和慣性力等多種力的作用。文中多路閥主換向閥采用的復(fù)位彈簧，彈簧系數(shù)36 N/mm，安裝預(yù)緊力54 N。閥芯在穩(wěn)態(tài)時(shí)主要受到操縱力、彈簧力和穩(wěn)態(tài)液動力[10]。在閥芯復(fù)位的過程中，對比考慮穩(wěn)態(tài)液動力和忽略穩(wěn)態(tài)液動力對閥芯操縱力的影響，結(jié)果如圖7所示。若是忽略穩(wěn)態(tài)液動力，簡單地按照彈簧系數(shù)計(jì)算操縱力會造成較大的誤差，圖7中在閥芯行程2 mm時(shí)閥芯最大穩(wěn)態(tài)液動力為42.33 N，此時(shí)復(fù)位彈簧力為126 N，相對誤差為33.6%。而操縱力為兩者之和，等于168.33 N。此時(shí)，穩(wěn)態(tài)液動力在操縱力中占比25.15%。

圖7 操縱力計(jì)算

通過仿真計(jì)算得到的穩(wěn)態(tài)液動力與復(fù)位彈簧力方向相同，都是趨于閥口關(guān)閉的方向，這導(dǎo)致在同樣的閥芯開度下閥芯會獲得過大的操縱力，破壞了閥芯行程與復(fù)位彈簧力本身具有的線性關(guān)系，使得多路換向閥的操縱性下降。因此，需要對閥芯進(jìn)行優(yōu)化，使最大穩(wěn)態(tài)液動力盡量減小，降低對閥芯操縱力的影響。

3 閥芯的結(jié)構(gòu)改進(jìn)

在多路換向閥閥芯復(fù)位這個(gè)過程中，閥芯需要依靠復(fù)位彈簧力克服液動力自行復(fù)位。因此，改進(jìn)滑閥的關(guān)鍵在于降低穩(wěn)態(tài)液動力的最大值[11]。文中在閥芯臺肩之間的閥桿上設(shè)置擋流凸臺，可以一定程度閥口小開度時(shí)通過節(jié)流槽的高速射流，同時(shí)引導(dǎo)射流的角度和方向，減少射流對閥芯的沖擊，從而降低穩(wěn)態(tài)液動力。

3.1 改進(jìn)多路換向閥建模和仿真

如圖8所示，擋流凸臺設(shè)置于閥芯的兩個(gè)臺肩之間，其橫截面呈梯形，頂部W1寬1 mm，底部W2寬3 mm，凸臺寬度8 mm，D為凸臺直徑。凸臺直徑D分別取17、18、19、20、21 mm，閥口開度為1.5～10 mm，閥芯移動步長為0.5 mm，進(jìn)行流場仿真和穩(wěn)態(tài)液動力計(jì)算，研究凸臺直徑D對閥芯穩(wěn)態(tài)液動力的影響，以及選出凸臺直徑D的最優(yōu)尺寸。

圖8 改進(jìn)閥芯的結(jié)構(gòu)

3.2 通流面積的計(jì)算

如圖8所示，在閥桿上設(shè)置擋流凸臺，相當(dāng)于在P1-A閥口后串聯(lián)一個(gè)節(jié)流閥，若是其通流面積小于原閥口的通流面積，則擋流凸臺的設(shè)置可能會對原閥口的通流面積產(chǎn)生影響，從而改變閥口的流量。因此需要計(jì)算改進(jìn)后閥口的通流面積與水力直徑，驗(yàn)證改進(jìn)的可行性。

原閥芯的閥口通流面積A、水力直徑d隨閥芯行程x變化曲線如圖9所示。

圖9 原閥芯P1-A閥口通流面積(a)、 水力直徑(b)變化曲線

擋流凸臺部分的通流面積、水力直徑，見表2。

表2 擋流凸臺的通流面積、水力直徑

如表2所示：除凸臺直徑D=21 mm外，其余各凸臺直徑下的通流面積與水力直徑均大于原閥芯。因此當(dāng)凸臺直徑D小于20 mm時(shí)，設(shè)置擋流凸臺不會改變原閥口的通流面積與水力直徑。

3.3 改進(jìn)閥芯與原閥芯的仿真結(jié)果分析

通過仿真計(jì)算得到不同凸臺直徑下的改進(jìn)閥芯穩(wěn)態(tài)液動力變化曲線，如圖10所示。

圖10 不同凸臺直徑下的穩(wěn)態(tài)液動力

比較改進(jìn)后與未改進(jìn)的閥芯穩(wěn)態(tài)液動力變化曲線可以看出，每條穩(wěn)態(tài)液動力變化曲線在整體趨勢上并沒有大的改變，隨著凸臺直徑D的增加，穩(wěn)態(tài)液動力曲線在Y軸正方向上整體平移，在閥口小開度1.5～4 mm之間形成了較為明顯的分層現(xiàn)象，有效減少了液動力的峰值。這表明，隨著凸臺直徑D逐漸增加，各個(gè)閥口開度下閥芯穩(wěn)態(tài)液動力在逐漸向著趨于閥口打開的方向均勻增加。同時(shí)，閥口開度處于2.5～5.5 mm之間，原本趨于閥口關(guān)閉方向的穩(wěn)態(tài)液動力，變?yōu)橼呌陂y口打開方向，這是出現(xiàn)了液動力過補(bǔ)償?shù)默F(xiàn)象。由此可知，隨著閥口開度的變化，穩(wěn)態(tài)液動力的大小、方向都會發(fā)生改變。原閥芯最大穩(wěn)態(tài)液動力為-42.33 N(負(fù)號代表液動力方向趨于閥口關(guān)閉)，在改進(jìn)后，凸臺直徑為20 mm時(shí)，最大穩(wěn)態(tài)液動力下降為-14.74 N。

為了研究擋流凸臺降低穩(wěn)態(tài)液動力的原理，選取在閥芯復(fù)位過程中液動力達(dá)到峰值的閥口開度2 mm的情況下對原閥芯、凸臺直徑D=17～20 mm的改進(jìn)閥芯進(jìn)行比較分析。圖11為原閥芯、改進(jìn)后凸臺直徑D=17～20 mm的閥芯在閥口開度2 mm時(shí)內(nèi)部流場的速度云圖。

圖11 閥口開度2 mm時(shí)內(nèi)部流場的速度云圖

分析圖11(a)，在原滑閥流場中，高速射流由閥芯壁面Wall1到閥芯壁面Wall2速度逐漸減小，可以看出高速區(qū)域集中在Wall1側(cè)，而Wall2側(cè)為低速區(qū)，這種速度分布的不對稱使得大部分液動力方向趨于閥口關(guān)閉；分析圖11(b)與11(c)，在改進(jìn)后的滑閥流場中，高速射流首先沖擊凸臺壁面Wall3，但是凸臺高度不夠，大部分射流越過凸臺，凸臺沒有起到引導(dǎo)射流方向的作用，射流速度的分布與原滑閥流場區(qū)別不大；分析圖11(d)與圖11(e)，此時(shí)凸臺高度足夠，高速射流大部分沖擊在Wall3處，在這個(gè)過程中，凸臺壁面Wall3代替閥芯壁面Wall2承受了大部分高速射流的垂直沖擊，其方向趨于閥口打開，中和了方向趨于閥口關(guān)閉的液動力，使得整體液動力下降。仿真計(jì)算結(jié)果也表明，改進(jìn)后的閥芯相較于原閥芯穩(wěn)態(tài)液動力由-42.33 N上升至-14.74 N，增加了27.59 N，有顯著效果。

3.4 改進(jìn)前后多路換向閥進(jìn)出口壓差特性

通過設(shè)置擋流凸臺確實(shí)起到了降低閥芯穩(wěn)態(tài)液動力的作用，但是這種結(jié)構(gòu)上的改進(jìn)，對多路換向閥的壓力特性會產(chǎn)生一些不可避免的改變，使得多路換向閥本身的流量特性也發(fā)生改變，對執(zhí)行機(jī)構(gòu)的控制特性產(chǎn)生直接影響。

通過仿真得到4組改進(jìn)多路換向閥與原多路換向閥的進(jìn)出口壓差特性，如圖12所示。

圖12 換向閥P1-A口進(jìn)出口壓差特性

可以看出，在閥口小開度時(shí)，4組改進(jìn)后閥芯進(jìn)出口壓差略小于原閥芯，且隨著凸臺直徑D的增加，壓差逐漸減??；隨著閥口開度逐漸增加，當(dāng)閥口開度x>4 mm時(shí)，凸臺直徑D=20 mm的改進(jìn)滑閥進(jìn)出口壓差與原滑閥基本一致。結(jié)合圖10可知，擋流凸臺的設(shè)置有效減小閥芯復(fù)位過程中液動力的同時(shí)也基本保留了原閥芯的壓力流量特性。

3.5 改進(jìn)后多路換向閥操縱力分析

改進(jìn)后的多路閥閥芯降低了運(yùn)行過程中的穩(wěn)態(tài)液動力大小，可以有效改善多路閥的操縱性。閥芯復(fù)位的過程中，閥芯操縱力等于復(fù)位彈簧力與閥芯穩(wěn)態(tài)液動力之和，而復(fù)位彈簧力遵循彈簧系數(shù)線性變化。因此，改進(jìn)閥芯的目標(biāo)不僅是減小穩(wěn)態(tài)液動力的峰值，同時(shí)也要保證在復(fù)位過程中，防止穩(wěn)態(tài)液動力產(chǎn)生過補(bǔ)償，使穩(wěn)態(tài)液動力相對于復(fù)位彈簧力始終保持在一個(gè)盡量小的范圍內(nèi)。計(jì)算各個(gè)閥口開度下的穩(wěn)態(tài)液動力大小與對應(yīng)彈簧力之間的比例，具體結(jié)果如圖13所示。

圖13 各個(gè)閥口開度下穩(wěn)態(tài)液動力與彈簧力之比α

由此可見：隨著凸臺直徑D的增大，在各個(gè)閥口開度下穩(wěn)態(tài)液動力與復(fù)位彈簧力之比也逐漸下降，由原閥芯中最大占比33.4%下降至D=20 mm中最大占比12.33%。擋流凸臺的設(shè)置雖然使得穩(wěn)態(tài)液動力產(chǎn)生了一定的過補(bǔ)償現(xiàn)象，但處于可接受范圍內(nèi)?？梢哉f擋流凸臺的設(shè)置大幅度降低穩(wěn)態(tài)液動力對滑閥操縱力的影響，提高了多路換向閥的操縱性。

4 結(jié)論

(1)穩(wěn)態(tài)液動力在閥口小開度時(shí)達(dá)到最大值，此時(shí)會對閥芯操縱力造成較大影響，文中研究的多路換向閥液動力峰值為操縱力的25.15%。因此，在計(jì)算閥芯操縱力時(shí)，應(yīng)該將穩(wěn)態(tài)液動力考慮在內(nèi)。

(2)擋流凸臺的設(shè)置能夠阻擋液壓油通過節(jié)流槽所產(chǎn)生的高速射流，并引導(dǎo)射流沖擊閥體，在一定程度上補(bǔ)償了多路換向閥復(fù)位過程中的穩(wěn)態(tài)液動力，使穩(wěn)態(tài)液動力峰值降低了65.18%。

(3)隨著凸臺直徑D逐漸增大，降低穩(wěn)態(tài)液動力的效果也越明顯，但是過大的凸臺直徑D會產(chǎn)生一定的過補(bǔ)償現(xiàn)象，同時(shí)改變在小開度下多路換向閥的壓力流量特性。