多路閥K形節(jié)流槽閥口流阻特性

張宇航, 楊明昆, 艾 超, 余 聰, 閆桂山, 姜文光

(1.燕山大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院, 河北 秦皇島 066004; 2.中山大學(xué) 智能工程學(xué)院, 廣東 深圳 518107)

引言

多路換向閥(以下簡(jiǎn)稱(chēng)多路閥)是由兩個(gè)及以上的換向閥作為主體的組合式換向閥,具有結(jié)構(gòu)緊湊、流量特性好、不易泄漏等特點(diǎn),廣泛應(yīng)用于工程機(jī)械液壓控制系統(tǒng)[1]、起重運(yùn)輸機(jī)械[2]和其他要求操縱多個(gè)執(zhí)行元件的行走機(jī)械[3]。但由于多路閥閥體及閥芯結(jié)構(gòu)復(fù)雜且集成度較高,存在高壓大流量工況下壓力損失嚴(yán)重[4]、氣蝕[5]、振動(dòng)噪聲[6]等不良現(xiàn)象,嚴(yán)重影響多路閥的工作性能。

為滿足現(xiàn)階段我國(guó)高端液壓元件技術(shù)突破的緊迫需求,助力工程機(jī)械的電動(dòng)化、智能化轉(zhuǎn)型升級(jí),對(duì)多路閥可靠性的基礎(chǔ)研究具有重要意義。

多路閥閥芯上均布有多組結(jié)構(gòu)尺寸各異的節(jié)流槽,通過(guò)調(diào)整閥體與閥芯的相對(duì)開(kāi)度實(shí)現(xiàn)流量控制功能。目前對(duì)節(jié)流槽滑閥的研究主要集中在其內(nèi)部流場(chǎng)特性、阻力特性、流致現(xiàn)象及結(jié)構(gòu)優(yōu)化等方面。YE Yi等[7]對(duì)球形、三角形和漸擴(kuò)U形三種類(lèi)型的滑閥節(jié)流槽的靜態(tài)特性進(jìn)行了數(shù)值模擬研究,分析了它們?cè)诹髁刻匦?、穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力、節(jié)流剛度等靜態(tài)特性上的差異,為節(jié)流槽滑閥特性研究提供理論支撐。LU Liang等[8-9]采用實(shí)驗(yàn)和數(shù)值模擬相結(jié)合的方法,對(duì)U形、V形節(jié)流槽滑閥內(nèi)的旋渦空化形態(tài)特征進(jìn)行了綜合研究,并對(duì)空化耦合的阻塞流進(jìn)行了建模和分析。王安麟等[10]提出了多路閥閥芯拓?fù)湫螒B(tài)設(shè)計(jì)的流量數(shù)數(shù)學(xué)模型,建立閥芯節(jié)流槽結(jié)構(gòu)參數(shù)與流量和壓降的映射關(guān)系,基于遺傳算法對(duì)閥芯拓?fù)湫螒B(tài)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),兼顧流量控制特性的同時(shí)有效降低了壓降。在以往的研究中,一般采用傳統(tǒng)的壓降或局部阻力系數(shù)來(lái)評(píng)價(jià)流動(dòng)阻力,但只能宏觀地評(píng)價(jià)總阻力,而不能評(píng)價(jià)流場(chǎng)內(nèi)各位置的阻力分布情況。

在對(duì)流傳熱領(lǐng)域中,往往通過(guò)場(chǎng)協(xié)同角來(lái)確定流場(chǎng)中的高、低阻區(qū)的分布。為了強(qiáng)化傳熱,GUO Zengyuan等[11]提出了對(duì)流傳熱的溫度場(chǎng)和流場(chǎng)之間的協(xié)同關(guān)系。場(chǎng)協(xié)同原理已通過(guò)各種實(shí)驗(yàn)和模擬得到證實(shí)[12-13]。目前,場(chǎng)協(xié)同原理被廣泛用于強(qiáng)化傳熱領(lǐng)域,但較少用于降低流體阻力。LIU Wei等[14]基于熱能、機(jī)械能、組分質(zhì)量和流體動(dòng)量守恒的協(xié)同方程,揭示了速度、壓力、溫度和組分濃度之間的多場(chǎng)協(xié)同關(guān)系。YIN Yifei等[15-16]利用速度場(chǎng)與壓力梯度場(chǎng)協(xié)同原理分析了彎管的減阻機(jī)理,并通過(guò)一系列導(dǎo)葉優(yōu)化過(guò)程,得到了一種新型低阻彎頭。吳施熠徽等[17]利用Fluent對(duì)兩種不同型號(hào)的軸流式止回閥內(nèi)流場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值模擬和流動(dòng)場(chǎng)協(xié)同分析,并給出了減阻優(yōu)化的設(shè)計(jì)思路。白云飛等[18-19]基于速度場(chǎng)與速度梯度場(chǎng)協(xié)同原理研究了V、U形節(jié)流槽滑閥流場(chǎng)內(nèi)的流阻和機(jī)械能耗散情況,分析了流體流向、節(jié)流槽結(jié)構(gòu)參數(shù)等對(duì)場(chǎng)協(xié)同角的影響規(guī)律,但是只分析了x方向上速度場(chǎng)與速度梯度的場(chǎng)協(xié)同角分布情況,且未考慮速度場(chǎng)與壓力梯度的場(chǎng)協(xié)同關(guān)系。

綜上所述,諸多專(zhuān)家學(xué)者采用實(shí)驗(yàn)、CFD流場(chǎng)仿真技術(shù)等方法對(duì)節(jié)流槽滑閥內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行可視化研究,探究了滑閥結(jié)構(gòu)特征、邊界條件等參數(shù)對(duì)閥內(nèi)流量特性、流場(chǎng)分布、阻力特性及空化、振動(dòng)噪聲等流致現(xiàn)象的影響規(guī)律。但是對(duì)滑閥節(jié)流槽的研究主要集中在U形節(jié)流槽,對(duì)K形節(jié)流槽滑閥閥口的流場(chǎng)分布情況及阻力特性研究較少。

將CFD流體仿真技術(shù)和湍流場(chǎng)協(xié)同理論應(yīng)用于裝載機(jī)多路閥鏟斗滑閥聯(lián)節(jié)流槽閥口的流場(chǎng)研究中。采用仿真軟件Fluent對(duì)多路閥閥口處的流場(chǎng)進(jìn)行穩(wěn)態(tài)仿真,研究K形節(jié)流槽閥口面積特性;閥口開(kāi)度和入口體積流量對(duì)K形節(jié)流槽閥口流場(chǎng)的速度、壓力、渦流、壓降場(chǎng)協(xié)同角等流場(chǎng)分布及阻力特性的影響規(guī)律。

1 物理和數(shù)學(xué)模型

1.1 多路閥鏟斗滑閥聯(lián)工作原理

以某型裝載機(jī)多路閥鏟斗滑閥聯(lián)為研究對(duì)象, 如圖1所示為多路閥鏟斗滑閥聯(lián)液壓控制系統(tǒng)示意圖,元件1為鏟斗滑閥,通過(guò)操縱先導(dǎo)手柄調(diào)節(jié)先導(dǎo)壓力a、b,驅(qū)動(dòng)閥芯左右運(yùn)動(dòng),控制鏟斗油缸的伸出、中位以及收回動(dòng)作,從而實(shí)現(xiàn)流量調(diào)節(jié)及換向功能;元件2為單向閥,主要用于防止因負(fù)載脈動(dòng)造成的油液倒流,從而避免鏟斗出現(xiàn)“點(diǎn)頭”現(xiàn)象;元件3為主安全閥,對(duì)主油路進(jìn)行超壓保護(hù);元件4和5為過(guò)載閥,對(duì)鏟斗油缸7的A、B兩腔進(jìn)行過(guò)載保護(hù);元件6為補(bǔ)油單向閥,在鏟斗卸料時(shí)起補(bǔ)油功能,從而防止超越工況下液壓缸油腔吸空。

如圖2所示為鏟斗滑閥工作原理示意圖。鏟斗滑閥為三位六通滑閥,包含有鏟斗的卸料、中位及收斗三個(gè)位置。具體工作原理如下所述:當(dāng)鏟斗滑閥閥芯兩端沒(méi)有先導(dǎo)壓力時(shí),鏟斗滑閥閥芯處于中位,油液從P口流入T口,鏟斗油缸保持不動(dòng);當(dāng)操縱手柄控制鏟斗卸料時(shí),鏟斗滑閥閥芯在先導(dǎo)壓力的作用下向左移動(dòng),形成P→B和A→T的流量回路,鏟斗油缸縮回;當(dāng)操縱手柄控制鏟斗收斗時(shí),鏟斗滑閥閥芯在先導(dǎo)壓力的作用下向右移動(dòng),形成P→A和B→T的流量回路,鏟斗油缸伸出。

P→A或P→B回路為油液流出全周開(kāi)口閥芯狀態(tài),A→T或B→T回路為油液流入節(jié)流槽狀態(tài),油液流動(dòng)狀態(tài)復(fù)雜。由于A→T和B→T回路油液流經(jīng)的節(jié)流槽結(jié)構(gòu)相似,本研究只著重分析B→T回路的閥芯節(jié)流槽結(jié)構(gòu)及節(jié)流槽閥口的流場(chǎng)分布及流阻特性。

1.2 K形節(jié)流槽結(jié)構(gòu)

圖3為多路閥鏟斗滑閥原型。閥芯臺(tái)肩上均布有多組結(jié)構(gòu)尺寸各異的K形節(jié)流槽。K形節(jié)流槽是由矩形銑刀沿著半徑為Rn的圓弧軌跡切割閥芯臺(tái)肩而成,其截面形狀為矩形。K形節(jié)流槽閥口開(kāi)閉過(guò)程中具有良好的閥口過(guò)流面積梯度和流量控制特性,有效提高了執(zhí)行機(jī)構(gòu)的操控性、微動(dòng)性和響應(yīng)性。因此K形節(jié)流槽滑閥廣泛應(yīng)用于對(duì)精度和穩(wěn)定性要求較高的液壓閥中。

1.3 數(shù)學(xué)模型

1) K形節(jié)流槽閥口面積

冀宏等[20]提出用最小過(guò)流面計(jì)算漸擴(kuò)形節(jié)流槽閥口面積的確定原則。將K形節(jié)流槽閥口面積Ak按閥口開(kāi)度處的截面積A1在斜面上的投影面積計(jì)算,如圖4a所示,從而推導(dǎo)出K形節(jié)流槽閥口面積的計(jì)算公式如式(1)所示:

圖4 K形節(jié)流槽閥口面積計(jì)算簡(jiǎn)圖Fig.4 Calculation diagram of flow area of K-shape notch

Ak=A1·cosβ

(1)

但是當(dāng)節(jié)流槽深度Dn較大,如圖4b所示,K形節(jié)流槽范圍覆蓋到閥頸處,此時(shí)若按常規(guī)方法計(jì)算閥口面積誤差較大。因此在常規(guī)K形節(jié)流槽閥口面積基礎(chǔ)上加以改進(jìn),具體公式推導(dǎo)如下:

(2)

(3)

x01=x-x02

(4)

Ak=k·W

(5)

K形節(jié)流槽閥口面積可以表示為:

Ak=f(x,Rn,W,Dn)

(6)

式中,x—— 閥芯位移

x01—— 閥口開(kāi)度

x02—— 封油長(zhǎng)度

W—— 節(jié)流槽加工刀具寬度

Dn—— 節(jié)流槽深度

2) 場(chǎng)協(xié)同模型

場(chǎng)協(xié)同原理常用于對(duì)流換熱的研究中,通過(guò)調(diào)整流場(chǎng)來(lái)減小速度矢量與溫度梯度之間的夾角,從而強(qiáng)化傳熱。當(dāng)流體流經(jīng)節(jié)流槽時(shí),由于流動(dòng)方向和過(guò)流面積的改變,在節(jié)流槽口處會(huì)形成壓力梯度和速度變化。引入場(chǎng)協(xié)同原理,比較速度矢量與壓力梯度的協(xié)同角,分析流體流過(guò)節(jié)流槽閥口的局部阻力損失。協(xié)同角方程推導(dǎo)如下:

對(duì)于無(wú)體積力的穩(wěn)態(tài)流體流動(dòng)過(guò)程,動(dòng)量方程如式(7)所示[21]:

ρU·▽U=-▽p+μ▽2U

(7)

將式(7)的兩邊乘以速度矢量U,得到流體的功率等于流體的動(dòng)能損失和黏性功率消耗之和:

U·(-▽p)=(ρU·▽U-μ▽2U)·U

(8)

將方程(8)的兩邊取模,其中|U||-▽p|表示流體消耗的泵的輸出功率,若流體消耗的泵功率低,則表明流體的動(dòng)能損耗小,并且表明流體的黏性耗散功小:

|U||-▽p|=|ρU·▽U-μ▽2U||U|

(9)

從方程(8),可以獲得壓力梯度和速度矢量之間的協(xié)同關(guān)系,流體流動(dòng)阻力受流速和壓力梯度及它們之間的協(xié)同程度影響,θ反映了速度矢量和壓力梯度之間的協(xié)同角:

評(píng)析： 光合作用被稱(chēng)為地球上最偉大的化學(xué)反應(yīng)，人們對(duì)它的認(rèn)識(shí)經(jīng)歷了漫長(zhǎng)的過(guò)程。其中，綠色植物在光下能夠產(chǎn)生氧氣，是在課堂教學(xué)中通過(guò)金魚(yú)藻實(shí)驗(yàn)就可以形成的小概念。因此通過(guò)以上經(jīng)典實(shí)驗(yàn)，可以引導(dǎo)學(xué)生理解證據(jù)的作用，強(qiáng)調(diào)規(guī)范地獲取證據(jù)、綜合分析數(shù)據(jù)，就可獲得A、 B、 C答案所表述的客觀規(guī)律。通過(guò)試題，檢測(cè)學(xué)生的素養(yǎng)和教學(xué)的效果。

U·(-▽p)=|U||-▽p|cosθ

(10)

(11)

式中, ▽p—— 壓力梯度

▽U—— 速度梯度

U—— 閥內(nèi)流體流速,m/s

ρ—— 閥內(nèi)流體密度,kg/m3

μ—— 閥內(nèi)流體動(dòng)力黏度,N·s/m2

θ—— 壓力梯度和速度矢量之間的協(xié)同角,°

由式(8)～式(11)可知,在U·(-▽p)一定的條件下,隨著協(xié)同角θ的減小,壓力梯度的做功能力增強(qiáng),壓降減小,流體的動(dòng)能損失與黏性力耗散的功之和減小。因此,減小協(xié)同角θ意味著減小流動(dòng)損失,即減小閥內(nèi)流動(dòng)阻力。

如圖5所示為K形節(jié)流槽滑閥閥口處的壓力分布和協(xié)同角θ示意圖。藍(lán)線代表負(fù)壓梯度,紅線代表流線。當(dāng)流體進(jìn)入滑閥時(shí),流體將沿軸向平穩(wěn)流動(dòng),壓力梯度沿軸向分布。流體流經(jīng)節(jié)流槽閥口時(shí),由于閥口面積急劇收縮,壓力梯度變化較大。且流動(dòng)方向突然改變,在離心力的作用下,流體傾向于向外壁流動(dòng),加強(qiáng)了流體與內(nèi)壁的分離,使壓力梯度沿徑向分布。此時(shí),負(fù)壓梯度與速度矢量所形成的夾角,即協(xié)同角θ。

圖5 負(fù)壓力梯度與速度矢量協(xié)同角Fig.5 Negative pressure gradient and velocity vector synergy angle

使用Fluent 2021 R1中的用戶自定義場(chǎng)函數(shù)編寫(xiě)協(xié)同角θ。式(11)可以編寫(xiě)如下:

(12)

為了方便分析,保證協(xié)同角θ在0～90°范圍內(nèi),將式(12)改寫(xiě)如下:

(13)

2 K形節(jié)流槽閥口面積特性分析

多路閥鏟斗滑閥聯(lián)回油流道B→T閥芯凸肩上分布有四個(gè)結(jié)構(gòu)相同的K形節(jié)流槽。根據(jù)最小過(guò)流面計(jì)算閥口面積的原則,閥口面積由K形節(jié)流槽過(guò)流截面、全周端面、環(huán)狀過(guò)流截面共同決定。閥口面積AK計(jì)算公式如下:

AK=min{Ak,Akmax+Aq,Ah}

(14)

Aq=2πRs(x-x02-x03)

(15)

(16)

式中,AK—— 閥口面積

Ak—— K形槽過(guò)流截面面積

Akmax—— 最大K形槽過(guò)流截面面積

Aq—— 全周開(kāi)口面積

Ah—— 環(huán)狀截面面積

x02—— 封油長(zhǎng)度

x03—— 節(jié)流槽長(zhǎng)度

Rs—— 閥芯凸肩半徑

Rg—— 閥芯閥頸半徑

本研究所參考的鏟斗滑閥閥芯K形節(jié)流槽的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)為:Rs=14 mm;Rg=8 mm;Rn=10 mm;Dn=9.5 mm;W=8 mm;x02=4 mm;x03=6 mm,結(jié)合式(2)～式(6)及式(14)～式(16),得到閥口面積隨閥芯位移變化的示意圖如圖6所示,閥口面積變化曲線如圖7所示。

圖6 閥口面積變化Fig.6 Change of valve port flow area

圖7 閥芯位移與閥口面積關(guān)系Fig.7 Relationship between spool displacement and flow area

隨著閥芯位移的增加,各階段的閥口面積計(jì)算方法如下:

(1) 閥芯位移0≤x≤4 mm時(shí),K形節(jié)流槽閥口未開(kāi),處于封油區(qū)(以下稱(chēng)“F區(qū)”),閥口面積AK為0;

(2) 閥芯位移4

AK=4Ak(x)

(17)

(3) 閥芯位移10

AK=4Ak(10)+Aq(x)=28π(x-10)+191.4

(18)

(4) 閥芯位移12.5

3 數(shù)值模擬與試驗(yàn)驗(yàn)證

3.1 數(shù)值模擬

針對(duì)高壓湍流在多路閥內(nèi)的復(fù)雜流動(dòng),采用Fluent軟件進(jìn)行數(shù)值模擬。為了提高仿真計(jì)算效率,基于ANSYS Workbench仿真平臺(tái),采用Fluent參數(shù)化仿真方法對(duì)多路閥鏟斗滑閥聯(lián)的流場(chǎng)進(jìn)行數(shù)值模擬,參數(shù)化仿真流程如圖8所示。

圖8 Fluent參數(shù)化仿真流程Fig.8 Fluent parametric simulation process

1) 仿真參數(shù)設(shè)置

使用基于壓力的求解器,為降低計(jì)算難度與計(jì)算資源消耗,采用雷諾時(shí)均法簡(jiǎn)化控制方程。并引入Realizablek-ε模型對(duì)時(shí)均化引入的雷諾應(yīng)力項(xiàng)進(jìn)行補(bǔ)充?；趬毫Φ那蠼馑惴ǚ譃閮深?lèi)。一類(lèi)是分離求解算法,包括SIMPLE、PISO等,分離求解算法主要應(yīng)用于微壓流動(dòng);另一類(lèi)是耦合求解算法,如Coupled耦合算法,耦合求解算法主要應(yīng)用于高速非壓流動(dòng)。通常,耦合求解算法在速度和壓力值計(jì)算方面計(jì)算得更加精確。因此選擇Coupled耦合算法作為求解算法。詳細(xì)的仿真參數(shù)如表1所示。

表1 仿真參數(shù)Tab.1 Simulation parameters

2) 網(wǎng)格劃分與獨(dú)立性驗(yàn)證

將多路閥三維模型導(dǎo)入ANSYS Spaceclaim前處理軟件中進(jìn)行簡(jiǎn)化處理,并抽取鏟斗滑閥聯(lián)B→T回油流道并分割流體域。由于閥口處速度和壓力梯度變化大,為了更好地模擬小開(kāi)度時(shí)油液的流動(dòng)狀態(tài),在閥口處設(shè)置BOI(Body of Influence),進(jìn)而在網(wǎng)格劃分模塊中進(jìn)行加密處理。

采用Fluent專(zhuān)用網(wǎng)格劃分軟件Fluent Meshing對(duì)流道模型劃分非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格以更好地適應(yīng)邊界,并對(duì)閥口區(qū)域的網(wǎng)格進(jìn)行局部加密以提高計(jì)算精度。體網(wǎng)格劃分方法選擇Poly-hex-core,對(duì)主流體域劃分六面體網(wǎng)格,邊界層劃分棱柱層網(wǎng)格,過(guò)渡區(qū)域劃分多面體網(wǎng)格?；y流體域網(wǎng)格劃分情況如圖9所示。

圖9 滑閥流體域中心截面網(wǎng)格Fig. 9 Mesh of center section of spool fluid domain

為了避免網(wǎng)格數(shù)量對(duì)仿真結(jié)果的影響,在相同的仿真參數(shù)設(shè)置下,調(diào)整相應(yīng)的面網(wǎng)格和體網(wǎng)格尺寸進(jìn)行網(wǎng)格獨(dú)立性分析。選取閥口開(kāi)度為2 mm時(shí)的流體域作為驗(yàn)證算例,設(shè)定入口質(zhì)量流率為3.625 kg/s,出口壓力為0.1 MPa,計(jì)算的參考量為進(jìn)出口壓差。由表2網(wǎng)格獨(dú)立性分析可知,當(dāng)網(wǎng)格劃分?jǐn)?shù)量為83.7萬(wàn)時(shí),繼續(xù)增加網(wǎng)格數(shù)量,計(jì)算結(jié)果不再有明顯變化,認(rèn)為網(wǎng)格滿足獨(dú)立性要求。最終確定網(wǎng)格數(shù)量為83.7萬(wàn),以保證網(wǎng)格的質(zhì)量和計(jì)算資源的最佳配置。此時(shí)面網(wǎng)格最大Skewness值為0.40,體網(wǎng)格最小Orthogonal Quality值為0.33,網(wǎng)格質(zhì)量良好。

表2 網(wǎng)格獨(dú)立性分析Tab.2 Grid independence analysis

3.2 試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證數(shù)值模擬的準(zhǔn)確性,搭建裝載機(jī)多路閥鏟斗滑閥聯(lián)靜態(tài)性能測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)。多路閥測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)如圖10所示。試驗(yàn)臺(tái)主要由上位控制系統(tǒng)、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)及液壓動(dòng)力系統(tǒng)組成。以鏟斗收斗時(shí)滑閥B→T油路為試驗(yàn)對(duì)象,通過(guò)控制面板設(shè)定入口體積流量為250, 350, 450 L/min,壓力和位移傳感器采集不同閥口開(kāi)度下的進(jìn)出口壓差和閥芯位移。具體試驗(yàn)參數(shù)設(shè)置如表3所示。

表3 試驗(yàn)參數(shù)Tab.3 Test parameters

1.溫度計(jì) 2、17.過(guò)濾器 3.定量泵 4.電機(jī) 5、15、16.流量計(jì) 6.蓄能器 7.安全閥 8、12、13、19、20.單向閥 9、10、11、14、18、21、22.換向閥 23、24、25、28.壓力傳感器 26.節(jié)流閥 27.位移傳感器 29.控制面板圖10 多路閥靜態(tài)性能測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)Fig.10 Static performance test bench of loader multi-way valve

不同入口體積流量下壓降特性試驗(yàn)數(shù)據(jù)及仿真數(shù)據(jù)對(duì)比如圖11所示,可以看出不同入口體積流量下試驗(yàn)及仿真得到的壓降特性具有相同的變化趨勢(shì),且仿真與試驗(yàn)值的誤差低于15%,因此認(rèn)為仿真結(jié)果能夠真實(shí)反映實(shí)際工作時(shí)的節(jié)流效應(yīng)。

圖11 仿真試驗(yàn)對(duì)比Fig.11 Comparison between simulation and test

如圖12所示為不同閥芯位移下進(jìn)出口壓差,隨著入口體積流量的增加,進(jìn)出口壓差逐漸變大,且節(jié)流槽閥口的進(jìn)出口壓差隨著開(kāi)度的增加以對(duì)數(shù)函數(shù)趨勢(shì)降低。進(jìn)出口壓差變化主要集中在“K區(qū)”, 此時(shí)閥口面積由K形節(jié)流槽閥口過(guò)流截面決定,閥口面積較小,壓差較大,并隨著閥芯位移的增加而迅速減小;當(dāng)閥芯位移達(dá)到10～12.5 mm,此時(shí)處于“K+Q區(qū)”,閥口面積較大,進(jìn)出口壓差緩慢減小;當(dāng)閥芯位移繼續(xù)增加到12.5 mm,此時(shí)處于“H區(qū)”, 閥口面積為定值, 壓差趨于穩(wěn)定。

圖12 不同閥芯位移下進(jìn)出口壓差仿真值Fig.12 Simulation value of pressure drop under different spool displacement

4 K形節(jié)流槽閥口流阻特性分析

為了比較不同閥口開(kāi)度、不同入口體積流量的K形節(jié)流槽滑閥優(yōu)化前后的流場(chǎng)分布及阻力特性,分析了滑閥閥口處的壓力、速度及場(chǎng)協(xié)同角分布。在相同的閥口開(kāi)度下,流場(chǎng)呈現(xiàn)出相似的分布特征,因此結(jié)合第2節(jié)K形節(jié)流槽閥口面積特性分析,選擇閥口開(kāi)度為4、7和11 mm的滑閥對(duì)稱(chēng)面的流場(chǎng),以分別反映低、中、大開(kāi)口的流場(chǎng)分布狀態(tài)。

4.1 流場(chǎng)分布特性分析

1) 速度分析

如圖13所示為不同入口體積流量、不同閥芯位移下閥口的速度分布云圖及流線圖。由速度分布云圖可以發(fā)現(xiàn)節(jié)流槽處流體流動(dòng)復(fù)雜,速度變化梯度較大。當(dāng)高壓流體通過(guò)閥芯從入口流進(jìn)時(shí),流體流速逐漸增大,且在節(jié)流槽處出現(xiàn)高速區(qū)。這是由于閥口過(guò)流面積的急劇減小,而入口體積流量不變,從而速度急速增大。這種速度沖擊會(huì)對(duì)閥芯產(chǎn)生很大的沖刷作用,特別是當(dāng)流體中含有一些雜質(zhì)時(shí),會(huì)加劇閥芯磨損。因此,降低閥芯處的最大流速及高速區(qū)范圍對(duì)提高滑閥的性能具有重要意義。

圖13 速度分布云圖及流線圖Fig.13 Velocity distribution counters and streamline

由速度分布流線圖可以發(fā)現(xiàn)流體從進(jìn)口流入,經(jīng)過(guò)閥口時(shí),流動(dòng)方向由縱向變?yōu)闄M向,由于滑閥結(jié)構(gòu)的限制和油液黏性力的影響,在閥芯凹角和K形節(jié)流槽中部形成渦流。高速附壁射流流出閥口,沖擊閥腔頂部,只有靠近出口管道的流體會(huì)直接流出,其他流體都會(huì)聚集在閥體的頂部,產(chǎn)生大面積渦流,能量損耗嚴(yán)重。

對(duì)比不同閥口開(kāi)度下的速度分布:隨著閥口開(kāi)度的逐漸增大,速度梯度逐漸減小,節(jié)流槽內(nèi)流體最大流速逐漸降低,高流速分布區(qū)域從節(jié)流槽處逐漸向閥頸處移動(dòng);閥腔頂部的渦流尺度隨閥芯位移增加而逐漸減小,節(jié)流槽處的渦核位置由節(jié)流槽中部逐漸過(guò)渡到閥芯凹角處。

對(duì)比不同入口體積流量下的速度分布:隨著入口體積流量的增大,節(jié)流槽內(nèi)流體最大流速、速度梯度隨之增大,但是入口體積流量對(duì)節(jié)流槽內(nèi)高速區(qū)、渦核區(qū)的位置及射流角的影響較小。

2) 壓力分析

如圖14所示為不同入口體積流量、不同閥芯位移下閥口的壓力分布云圖。由圖14可以觀察到,當(dāng)高壓流體通過(guò)K形節(jié)流槽閥芯從入口流進(jìn)時(shí),壓力從入口到出口逐漸降低,且壓降主要集中在K形節(jié)流槽等效閥口面積處,壓力梯度在小開(kāi)口時(shí)(x=4 mm)變化顯著。同時(shí)閥口附近靠近壁面處形成了局部低壓,此處容易產(chǎn)生氣蝕、噪聲等現(xiàn)象。

圖14 壓力分布云圖Fig.14 Pressure distribution counters

比較典型閥芯位移下的壓力分布:當(dāng)入口體積流量Q相同時(shí),隨著閥芯位移的逐漸增大,K形節(jié)流槽的入口壓力逐漸降低,壓力梯度減小,且壓力變化區(qū)域逐漸向K形節(jié)流槽出口拓展;閥口處局部低壓區(qū)域面積逐漸縮小,減小了氣穴、噪聲等現(xiàn)象發(fā)生的幾率。

比較不同入口體積流量下的速度分布情況:當(dāng)閥芯位移相同時(shí),隨著入口體積流量Q的逐漸增大,K形節(jié)流槽入口壓力逐漸增大,壓力變化梯度增大;K形節(jié)流槽出口與閥頸交界處的低壓區(qū)面積逐漸增大,且最低壓力值越來(lái)越小。

4.2 流阻特性分析

流體的流動(dòng)阻力不僅受到速度U和壓力梯度▽p的影響,還與它們之間的協(xié)同程度有關(guān)。流體流動(dòng)阻力與速度U、壓力梯度▽p以及二者夾角余弦值θ成正比例關(guān)系,協(xié)同角θ越大,流動(dòng)場(chǎng)協(xié)同數(shù)值越小,在流動(dòng)區(qū)域內(nèi)的協(xié)同性越弱,進(jìn)而流動(dòng)阻力越大。

如圖15所示為不同入口體積流量、不同閥芯位移下閥口的場(chǎng)協(xié)同角分布云圖,結(jié)合圖13和圖14對(duì)閥口處的流阻特性進(jìn)行分析?？梢杂^察到,不同入口體積流量下節(jié)流槽閥口處場(chǎng)協(xié)同角的分布沒(méi)有明顯變化,即入口體積流量對(duì)流體流動(dòng)阻力沒(méi)有顯著影響。

圖15 場(chǎng)協(xié)同角分布云圖Fig.15 Field synergistic angular distribution counters

協(xié)同角較小(小于45°)的部分主要集中在流體進(jìn)入K形節(jié)流槽的入口處,由圖14壓力分布情況可知,在K形節(jié)流槽的入口且未進(jìn)入節(jié)流槽時(shí)壓力梯度較小,流線分布相對(duì)于節(jié)流槽內(nèi)部較疏,因此在進(jìn)入節(jié)流槽前流阻較小。閥腔內(nèi)流體速度方向變化產(chǎn)生的動(dòng)能交換及壁面邊界層的黏性作用導(dǎo)致入口區(qū)域的流動(dòng)阻力變化,且能量損耗相對(duì)較小。由圖13速度分布及流線圖可知,從節(jié)流槽流出的高速附壁射流流入回油閥腔,并與閥腔內(nèi)的流體發(fā)生速度交換,在射流域的左右兩側(cè)產(chǎn)生渦流。在節(jié)流槽出口區(qū)域,大部分場(chǎng)協(xié)同角值為30°～60°,流動(dòng)阻力較小,表明在速度較大的區(qū)域,流動(dòng)阻力也可以相對(duì)較小;渦流附近場(chǎng)協(xié)同角較大(>70°),流阻較大。在K形節(jié)流槽內(nèi)部區(qū)域,靠近閥體壁面區(qū)域的場(chǎng)協(xié)同角與入口區(qū)域的場(chǎng)協(xié)同角相近,主要集中在20°～45°;靠近節(jié)流槽壁面區(qū)域的場(chǎng)協(xié)同角較大,主要集中在70°～90°,結(jié)合圖13速度流線圖及圖14壓力云圖可以發(fā)現(xiàn),靠近K形節(jié)流槽壁面區(qū)域的流線發(fā)生大角度彎折,流動(dòng)方向變化顯著,且壓力梯度變化較大。

隨著閥口開(kāi)度的增加,節(jié)流槽入口處閥口面積逐漸增大,節(jié)流槽外壁面高場(chǎng)協(xié)同角區(qū)域面積逐漸縮小,且逐漸向節(jié)流槽入口遷移;等效閥口面積逐漸過(guò)渡到環(huán)狀過(guò)流截面,節(jié)流槽出口與閥頸交界處場(chǎng)協(xié)同角逐漸增大。

綜上所述,節(jié)流槽內(nèi)部流動(dòng)阻力較大的區(qū)域主要分布在節(jié)流槽入口等效閥口面積、節(jié)流槽外壁、閥芯凹角、劇烈渦流等壓力梯度變化較大或流線彎折角度較大區(qū)域,閥口開(kāi)度對(duì)流動(dòng)阻力影響較大,入口體積流量對(duì)閥內(nèi)流動(dòng)阻力沒(méi)有顯著影響。

5 結(jié)論

本研究采用理論分析和數(shù)值模擬相結(jié)合的方法,對(duì)K形節(jié)流槽滑閥的面積特性、流場(chǎng)分布及阻力特性進(jìn)行了綜合研究。通過(guò)分析得到以下結(jié)論:

(1) 根據(jù)最小過(guò)流面計(jì)算閥口面積的原則,閥口面積由K形節(jié)流槽過(guò)流截面、全周端面、環(huán)狀過(guò)流截面共同決定,K形節(jié)流槽閥口面積隨閥芯位移變化呈線性增長(zhǎng)趨勢(shì),“K區(qū)”和“K+Q區(qū)”閥口面積變化各占46.2%和53.8%。

(2) 引入湍流場(chǎng)協(xié)同原理,比較速度矢量與壓力梯度的協(xié)同角,分析流體流過(guò)節(jié)流槽閥口的局部阻力損失。研究發(fā)現(xiàn):K形節(jié)流槽內(nèi)部流動(dòng)阻力較大的區(qū)域主要分布在節(jié)流槽等效閥口面積、節(jié)流槽外壁、閥芯凹角及劇烈渦流等壓力梯度變化較大或流線彎折角度較大處;隨著閥口開(kāi)度的增大,閥內(nèi)流動(dòng)阻力相應(yīng)減小,且高流動(dòng)阻力區(qū)域逐漸向閥口和閥頸處遷移;入口體積流量對(duì)閥內(nèi)流動(dòng)阻力沒(méi)有顯著影響。