張盼盼

（山西煤炭管理干部學院 煤礦安全工程系，太原 030006）

0 引 言

主閥是液壓支架電液控制系統(tǒng)的重要組成部分，主閥性能對整個液壓系統(tǒng)的效率和穩(wěn)定性有直接的影響。由于主閥采用整體插裝式結(jié)構，高壓液體在流經(jīng)主閥時，首先通過閥體，然后進入主閥，各部分結(jié)構復雜，經(jīng)常會遇到突擴、突縮、彎曲流道等，不可避免地會產(chǎn)生漩渦、回流、脫壁并重新附著腔壁等流動現(xiàn)象［1］。如果設計不當，可能會造成內(nèi)部流道能量損失過大，氣蝕和振動，加劇閥的腐蝕，壽命降低，并因此直接影響整個系統(tǒng)的性能。FLUENT 是當前比較流行的CFD 軟件包，用于模擬從不可壓縮到高度可壓縮范圍內(nèi)的復雜流動。它具有豐富的物理模型、靈活和功能強大的自適應網(wǎng)格技術，從而有效地解決各個領域的復雜的流動計算問題［2］?；谶@些特點，本文提出了在FLUENT6.3 版本上對主閥的三維流場進行數(shù)值模擬與可視化分析，為進一步確定影響主閥性能的因素，優(yōu)化流道設計提供理論參考。

1 幾何模型

1.1 主閥的工作原理

圖1 主閥結(jié)構簡圖

在圖1 所示的主閥的結(jié)構示意圖中，當先導閥電磁鐵斷電時，主閥工作口A 由于受到彈簧力作用，與回液口T 接通，與高壓口P 隔開，此時主閥關閉。當電磁鐵通電時，高壓液體先由先導閥入口進入主閥閥腔，當積蓄的壓力大于主閥的調(diào)定彈簧力，頂桿與閥腔產(chǎn)生相對位移，促使主閥閥口打開，主閥進入工作狀態(tài)，高壓液體推動液壓支架各執(zhí)行元件完成相應動作［3］。電磁鐵再次斷電時，主閥的工作口A 又與回液口T 相通，與高壓口P 隔開，從而實現(xiàn)卸載。

1.2 三維建模及網(wǎng)格劃分

在Pro/E 下建立的流道三維幾何模型如圖2 所示。

圖2 流道的三維模型

網(wǎng)格是CFD 模型的幾何表達形式，F(xiàn)LUENT 公司開發(fā)的網(wǎng)格劃分軟件GAMBIT 可實現(xiàn)與Pro/E 三維模型的數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)換，并且能解決模型轉(zhuǎn)換的失真問題。在GAMBIT下，導入主閥流道的三維模型，然后進行網(wǎng)格劃分，為了提高仿真的準確性，網(wǎng)格劃分密度較大。網(wǎng)格采用非結(jié)構化混合單元Tet/Hybrid，主要為四面體單元，個別位置為六面體［4］。為了提高收斂速度，對閥體結(jié)構作了一些簡化，忽略加工時的倒角與圓角等，流場三維網(wǎng)格模型如圖3。

2 仿真分析

2.1 邊界條件與介質(zhì)特性

圖3 三維模型網(wǎng)格劃分示意圖

水流在主閥內(nèi)流動狀態(tài)主要是紊流，選擇標準k-ε紊流模型來模擬，不考慮熱交換影響。用連續(xù)性方程、雷諾時均Navier-Stokes 方程來描述整個流動過程［5］。模擬流體為不可壓縮液態(tài)水，密度為998.2 kg/m3，動力黏度為0.001 003 kg/（m·s-1），且假定水為黏性牛頓流體，不考慮水重力的影響。流體與壁面接觸的邊界為靜止壁面。選用入口壓力和出口壓力為邊界條件。當主閥加載時，入口壓力由乳化液泵站提供，它的值為31.5 MPa。閥口完全打開時達到額定流量，立柱液壓缸內(nèi)壓力為24.5 MPa，即為出口壓力。

2.2 仿真結(jié)果分析

通過數(shù)值模擬，得到流體的壓力、流線、速度、紊動能情況，分析如下：

1）從圖4（a）看出：流體從流道進入閥體后，壓力逐漸變小。其中在進液套的通液孔和頂桿的通液孔處，壓力損失較大。

圖4 流場模擬結(jié)果

2）從圖4（b）中可以看出：流線在流道右端有間斷，說明存在流動死區(qū)。在流經(jīng)頂桿腔內(nèi)及流出閥體前的腔壁均形成明顯的漩渦區(qū)，將產(chǎn)生能量損耗。

3）由圖4（c）、圖4（d）看出：流體流入閥體時，由于過流面積的減小，使流速增大，在進液套口處速度達到最大值，在節(jié)流口處，出現(xiàn)了主流與壁面脫離的現(xiàn)象。在閥體拐角孔處、出口處的腔壁及頂桿腔內(nèi)均形成漩渦區(qū)，這些漩渦會引起流體能量損失和噪聲。

4）從圖4（e）、圖4（f）來看，流速大的地方，紊動能也相應較大，在頂桿腔內(nèi)的漩渦區(qū)紊動能值為238 m2/s2，流出閥體前的腔壁漩渦處紊動能為159 m2/s2，可見漩渦區(qū)增大了能量的損耗。

3 穩(wěn)態(tài)液動力分析

穩(wěn)態(tài)液動力是指閥口處在某開度下，由于液體流速大小及方向發(fā)生改變，液流對閥芯產(chǎn)生的作用力，對閥性能影響較大的為穩(wěn)態(tài)液動力的軸向分力，其計算公式為

其中：Cd為閥芯補充系數(shù)；d1為閥芯的小直徑；d 為閥芯直徑；x 為閥開口度；α 為半錐角；ps為閥節(jié)流口出口壓力；p2為閥出口壓力。

當閥開口度為4.8 mm，入口壓力維持在31.5 MPa，壓差分別為7 MPa、12 MPa、17.5 MPa 和21 MPa 時，閥芯所受的軸向穩(wěn)態(tài)液動力曲線如圖5。當壓差為16.5MPa，開口度分別為1mm、2 mm、3 mm、4 mm、4.8 mm 時，閥芯所受的軸向穩(wěn)態(tài)液動力曲線如圖6。

由圖5 可以看出，當閥開口度為4.8 mm 時，入口壓力恒定，壓差越大，穩(wěn)態(tài)液動力越大，與理論計算結(jié)果保持一致，所以影響穩(wěn)態(tài)液動力大小的主要因素是壓差。由圖6可知，當壓差一定時，隨著開口度的增大，穩(wěn)態(tài)液動力逐漸減小，與理論計算結(jié)果相一致。當開口度較小時，液動力的仿真值與理論值差別較大，隨著開口度增大，液動力的仿真值與理論值趨于一致。主要原因是仿真過程中，開口度越小，節(jié)流口處產(chǎn)生的漩渦越嚴重，加劇了能量損失，產(chǎn)生的穩(wěn)態(tài)液動力較大。

4 結(jié) 語

本研究通過對電液控制主閥內(nèi)部流場進行數(shù)值模擬，得出流道內(nèi)能量損失和流動死區(qū)的具體位置。在閥開口度一定、進出口壓差大的工況下，閥芯所受穩(wěn)態(tài)液動力較大。上述研究結(jié)果可為后續(xù)對閥芯結(jié)構進行局部優(yōu)化、流道合理設計等方面工作奠定理論基礎。

圖5 不同壓差時閥芯所受軸向穩(wěn)態(tài)液動力曲線

圖6 不同開口度時閥芯所受軸向穩(wěn)態(tài)液動力曲線

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［2］ 溫正.FLUENT 流體計算應用教程［M］.北京：清華大學出版社，2009：5-8.

［3］ 錢欣，季宏斌，錢鵬,等.二通插裝閥的工作原理與故障排除［J］.機械加工技術，2004（3）：21-23.

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