王建森, 劉耀林, 冀 宏, 王鵬飛

(蘭州理工大學(xué) 甘肅省流體機械及系統(tǒng)重點實驗室,甘肅 蘭州 730050)

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非全周開口滑閥運動過程液動力數(shù)值計算

王建森, 劉耀林, 冀 宏, 王鵬飛

(蘭州理工大學(xué) 甘肅省流體機械及系統(tǒng)重點實驗室,甘肅 蘭州 730050)

為了獲取非全周開口滑閥運動過程液動力特性,以油液流出U形節(jié)流槽方向為例,采用非一致性、滑移網(wǎng)格技術(shù)及UDF編程方法,研究閥芯運動速度、運動方向、進出口壓差及節(jié)流槽個數(shù)對閥芯所受液動力的影響規(guī)律.研究結(jié)果表明,在閥芯運動速度低于0.1 m/s,閥芯運動時所受的液動力與閥口開度一定穩(wěn)態(tài)計算時的液動力相差不大,可以用瞬態(tài)計算近似穩(wěn)態(tài)計算；閥芯運動速度越高,閥芯所受液動力與穩(wěn)態(tài)計算時液動力偏離越大；當(dāng)閥芯運動方向改變時,液動力出現(xiàn)滯環(huán),速度越大,滯環(huán)越大且在小開口下出現(xiàn)液動力方向變化；進出口壓差越大,節(jié)流槽個數(shù)越多,閥芯所受液動力增大,滯環(huán)越明顯.

滑閥；非全周開口；液動力；閥芯運動

非全周開口滑閥是液壓控制閥的基本結(jié)構(gòu)形式之一,典型結(jié)構(gòu)特征為在閥芯凸肩圓周方向均布有大小、形狀不同的溝槽,如U形、V形、K形、球形等,通過槽形幾何尺寸的改變和不同溝槽的組合可以得到不同的閥芯位移通流面積曲線,從而可以獲得豐富多變的流量控制特性,因此在比例控制閥技術(shù)中得到廣泛使用.液動力是液壓閥閥芯驅(qū)動裝置設(shè)計時必須考慮的基本要素之一.由于非全周開口滑閥閥口的幾何構(gòu)造復(fù)雜,在不同的閥口開度下存在閥口遷移、流束射流角變化大等因素,傳統(tǒng)的全周開口滑閥液動力理論計算公式不再適用于非全周開口滑閥液動力計算.

冀宏等[1-7]采用計算流體動力學(xué)(CFD)方法獲取非全周開口滑閥的液動力特性,該研究的不足之處在于工作主要集中在閥口開度一定下的穩(wěn)態(tài)計算,只能獲得有限閥口開度下液動力的離散分布圖,且未考慮實際工況中閥芯瞬態(tài)運動對閥芯所受液動力的影響.由于閥芯瞬態(tài)運動時液動力試驗測試的困難性,目前研究手段以數(shù)值計算方法為主,DEL Vescovo等[8]建立了方向控制閥二維計算域模型,采用動網(wǎng)格技術(shù)對3種工況條件即進出口壓力恒定,閥芯開啟運動；閥口開度固定,進口壓力脈動；進口壓力阻尼振蕩,閥芯開啟運動下液流由閥腔流向油道時閥的流量特性和液動力特性進行數(shù)值模擬研究；趙蕾等[9]建立方向控制閥三維計算域模型,同樣采用動網(wǎng)格技術(shù)對2種工況條件即流量恒定,閥芯運動速度不同；閥芯運動速度恒定,流量不同下液流由油道流向閥腔時閥的流量特性和液動力特性進行模擬分析；Posa等[10]采用浸沒邊界技術(shù)(immersed-boundary technology)的直接數(shù)值模擬方法,就全周開口滑閥閥芯運動速度對滑閥性能的影響進行數(shù)值研究.以上研究表明,全周開口滑閥閥芯瞬態(tài)運動對閥的內(nèi)部流場結(jié)構(gòu)、外部流量特性及液動力特性均有重要影響.

有關(guān)非全周開口滑閥閥芯瞬態(tài)運動對閥芯液動力特性的影響規(guī)律尚不清楚,鮮見文獻報道.本文以閥芯凸肩圓周布置有對稱單U形槽的非全周開口滑閥為例,分別就閥芯運動速度、運動方向、進出口壓差及節(jié)流槽個數(shù)對閥芯所受液動力的影響規(guī)律進行初步探討.

1 幾何模型及計算方法

如圖1(a)所示為研究的非全周開口滑閥結(jié)構(gòu)尺寸簡圖[11],在閥芯凸肩沿圓周方向上均布有U形節(jié)流槽.

圖1 非全周開口滑閥結(jié)構(gòu)簡圖Fig.1 Structure diagram of non-circular opening spool valve

當(dāng)油液流經(jīng)閥腔時,由于流速的大小和方向發(fā)生變化,會產(chǎn)生一個作用于閥芯上的軸向液動力.通常有兩種方法來求取該液動力.一種方法是以流體為研究對象,取控制體如圖1(b)所示,利用動量定理求取作用在控制體上x軸方向上的外力矢量和,即

式中：F為作用在閥芯上的液動力；τsl、A1為閥體對控制體的黏性切應(yīng)力和作用面積；ρ為油液的密度；v、vx、n分別為油液流入或流出控制體的流速及在x軸方向上速度分量和單位法向量；f為作用在控制體上單位質(zhì)量的體積力.若忽略作用在控制體上的體積力,則作用在閥芯上的軸向液動力為

等號右邊前兩項為穩(wěn)態(tài)液動力,第3項為瞬態(tài)液動力.該方法需要預(yù)先知道液體流入、流出控制體的流速和射流角,王東升[11]給出閥口開度一定穩(wěn)態(tài)下非全周開口滑閥液動力近似計算公式,但不適用于閥芯運動狀態(tài)下液動力的計算.

另一種方法是以閥芯為研究對象,通過流場解析獲得閥腔內(nèi)壓力分布后,對受力面積積分求取作用在閥芯壁面上的液壓力,如圖1(c)所示.

式中：p1、A2分別為作用在閥芯右側(cè)凸肩上的液壓力和承壓面積,p2、A3分別為作用在閥芯左側(cè)凸肩上的液壓力和承壓面積,τsp、A4分別為作用在閥芯閥桿上的黏性切應(yīng)力和作用面積.該方法直觀、易于理解,可以用于任意復(fù)雜閥口結(jié)構(gòu)下液動力的計算問題.

采用第2種方法,利用Fluent軟件二次開發(fā)UDF編程功能,通過3個用戶自定義函數(shù)DEFINE_ADJUST、DEFINE_ZONE_MOTION、DEFINE_EXCUTE_AT_END分別經(jīng)調(diào)用Compute_Force_And_Moment函數(shù)實現(xiàn)液壓力計算、閥芯運動定義及最終計算數(shù)據(jù)文件的輸出存儲等功能,經(jīng)編譯加載勾選后實現(xiàn)與軟件求解器動態(tài)數(shù)據(jù)通訊.

2 網(wǎng)格劃分及模型驗證

以圖1所示的結(jié)構(gòu)尺寸創(chuàng)建非全周開口滑閥流動區(qū)域三維模型為例,流動域分為進油腔、回油腔和閥腔3個體進行網(wǎng)格劃分.采用四面體結(jié)構(gòu),節(jié)流槽處網(wǎng)格加密,定義流動域間交界面為Interface滑移網(wǎng)格界面,網(wǎng)格劃分如圖2所示.

圖2 非全周開口滑閥流場計算域網(wǎng)格Fig.2 Grid diagram of non-circular opening spool valve

以油液流出U形節(jié)流槽方向為例,邊界條件設(shè)置與文獻[11]的試驗條件一致,即入口邊界、出口邊界為試驗設(shè)定壓力.為了抑制閥口空化流動的影響,將回油背壓設(shè)定為2 MPa,可用單相流模型進行模擬.閥內(nèi)流動采用RNGk-ε湍流模型,標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù),模型常數(shù)設(shè)為系統(tǒng)默認(rèn)值,油液密度ρ為860 kg/m3,運動黏度ν為4×10-5m2/s.不同閥口開度xv下穩(wěn)態(tài)計算所得閥芯所受液動力F及體積流量qV與試驗測試數(shù)據(jù)的對比，如圖3所示.圖中，下標(biāo)t、s分別表示試驗值及穩(wěn)態(tài)值,負(fù)號表示液動力方向為使閥口關(guān)小方向.由圖3可見,數(shù)值模擬結(jié)果與試驗數(shù)據(jù)吻合較好,故模型可用.

圖3 液動力及流量穩(wěn)態(tài)數(shù)值計算與試驗數(shù)據(jù)對比圖Fig.3 Comparison of steady calculation and test data

3 計算結(jié)果及分析

3.1 閥芯運動速度的影響

普通液壓閥閥芯典型運動速度約為0.1m/s[8,12],具有高動態(tài)性能的開關(guān)閥和比例閥閥芯典型運動速度約為1 m/s[8],故分別在閥芯靜止、閥芯以這兩種速度勻速開啟時,在相同進、出油口壓差情況下仿真計算,得到閥芯所受的液動力對比,如圖4所示.

圖4 不同閥芯運動速度下的液動力曲線Fig.4 Flow force curves in different valve movement speed

圖5 壓差為1.5 MPa、不同閥芯運動速度下節(jié)流槽壁面“L”折線上壓力分布圖Fig.5 Pressure profile of line “L” in notches with different valve speed under differential pressure is 1.5 MPa

由圖4可見,在進、出口壓差一定,閥芯沿開啟方向運動時,閥芯運動速度越快,閥芯所受液動力越大,液動力方向沿x負(fù)方向,在小閥口開度下閥芯運動速度對液動力的影響比大閥口開度下顯著,液動力的變化梯度隨閥口開度的增大而變小.這可由圖5兩種閥芯運動速度下節(jié)流槽底部中截面節(jié)流槽壁面“L”折線上的壓力分布對比圖得到解釋.壓力采樣位置如圖1(a)所示,“L”形折線為節(jié)流槽中截面與槽壁面交線,L1沿軸向方向,L2沿徑向方向.由圖5可見,閥芯運動速度增大使得節(jié)流槽壁面L2處的壓力分布降低,故作用在閥芯右側(cè)凸肩上使閥芯開啟的力減小,而總的合力使閥口關(guān)閉的力增大；該壓力分布在閥口開度小時差別大,閥口開度大時差別小,使得液動力在閥口開度小時比在閥口開度大時變化明顯；由圖4可見,當(dāng)閥芯以0.1 m/s速度開啟時,通過瞬態(tài)計算所得的液動力與穩(wěn)態(tài)計算所得的液動力差別不大,故可以用瞬態(tài)計算近似穩(wěn)態(tài)計算,得到連續(xù)的液動力變化曲線并可以避免穩(wěn)態(tài)計算時網(wǎng)格重復(fù)劃分的繁瑣過程.

3.2 閥芯運動方向的影響

當(dāng)進、出口壓差為1.5 MPa時,閥芯分別以兩種典型運動速度勻速開啟和關(guān)閉下進行仿真計算,得到閥芯所受液動力的對比圖,如圖6所示.

圖6 閥芯運動方向改變時的液動力曲線Fig.6 Flow force curves in different valve movementdirection

由圖6可見,當(dāng)閥芯運動方向改變時,閥芯所受的液動力出現(xiàn)滯環(huán)現(xiàn)象,運動速度越大,滯環(huán)越大,且當(dāng)閥芯運動速度達-1 m/s時,在閥口小開度下出現(xiàn)液動力方向變化,即產(chǎn)生一個驅(qū)使閥芯開啟的液動力,這意味著閥芯在小開度下高速往復(fù)運動時有可能出現(xiàn)自激振蕩現(xiàn)象.如圖7所示為閥芯以1 m/s速度勻速開啟和關(guān)閉時節(jié)流槽中截面與槽底相截“L”形折線上壓力分布進行對比.由圖7可見,閥芯以同樣速度開關(guān)運動時在節(jié)流槽壁面L2處的壓力分布不重合,出現(xiàn)滯環(huán),在同一閥口開度位置關(guān)閉運動時節(jié)流槽壁面的壓力分布比開啟運動時的壓力分布高,從而造成液動力出現(xiàn)滯環(huán)；在高速關(guān)閉運動小閥口開度位置時節(jié)流槽壁面L2處的壓力升高較大,可能為閥芯與節(jié)流槽內(nèi)液流相向運動,加劇了射流動量變化的緣故,使得液動力方向發(fā)生變化.

圖7 壓差為1.5 MPa閥芯啟閉運動時節(jié)流槽底“L”折線上壓力分布圖Fig.7 Pressure profile of line “L” in notches with different valve moment direction under 1.5 MPa differential pressure

3.3 進、出口壓差的影響

當(dāng)進、出口壓差分別為1.5、3、5 MPa時,閥芯以0.1 m/s速度勻速開啟和關(guān)閉情況下進行仿真計算,得到閥芯所受的液動力對比圖,如圖8所示.

圖8 不同進、出口壓差下的液動力曲線Fig.8 Flow force curves under different differentialpressure

由圖8可見,壓差越大,作用在閥芯上的液動力越大,這是由于進出控制體的液流動量變化率與壓差成正比的緣故,同時液動力滯環(huán)隨壓差的增大越明顯.

3.4 節(jié)流槽個數(shù)的影響

在進、出口壓差為1.5 MPa,閥芯以0.1 m/s速度勻速開啟和關(guān)閉的情況下,在閥芯凸肩圓周方向均布2個和4個U形槽的情況下進行仿真計算,得到閥芯所受的液動力對比,如圖9所示.可見,U形槽個數(shù)越多,作用在閥芯上的液動力反向增大,這是由于節(jié)流槽個數(shù)越多,通流面積越大,進出控制體的液流動量變化率越大的緣故；液動力滯環(huán)隨節(jié)流槽個數(shù)的增多越明顯,且在閥口小開度下出現(xiàn)了液動力方向變化的現(xiàn)象.

圖9 不同節(jié)流槽個數(shù)下的液動力曲線Fig.9 Flow force curves under different number of notch

4 結(jié) 論

(1) 當(dāng)閥芯運動速度低于0.1 m/s時,閥芯運動時所受的液動力與閥口開度一定穩(wěn)態(tài)計算時液動力相差不大,可以用瞬態(tài)計算近似穩(wěn)態(tài)計算,得到連續(xù)的液動力變化曲線并可避免穩(wěn)態(tài)計算時網(wǎng)格重復(fù)劃分的繁瑣過程.

(2) 當(dāng)閥芯運動方向改變時,液動力出現(xiàn)滯環(huán)現(xiàn)象,速度越大,滯環(huán)越大并在高速開關(guān)運動小開口位置時出現(xiàn)液動力方向變化問題；進、出口壓差越大,節(jié)流槽個數(shù)越多,閥芯所受的液動力增大,滯環(huán)越明顯；閥芯運動速度越高,閥芯所受的液動力與穩(wěn)態(tài)計算時液動力的偏離越大,在高動態(tài)性能液壓閥設(shè)計時必須考慮閥芯瞬態(tài)運動對液動力的影響.

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Transient simulation on flow force of non-circular opening spool valve

WANG Jian-sen, LIU Yao-lin, JI Hong, WANG Peng-fei

(KeyLaboratoryofFluidMachineryandSystems,LanzhouUniversityofTechnology,Lanzhou730050,China)

The oil outflow condition in the spool valve with U shaped notches was analyzed as an example in order to obtain the flow forces characteristics of the non-circular opening spool valve in spool movement process under such conditions as different spool speed, direction of movement, pressure differential and throttle slot numbers. The non-conformal, sliding mesh techniques and UDF programming method were adopted. Numerical results show that there is only marginal difference between the flow forces obtained from steady and transient calculations when the spool speed is below 0.1 m/s, so transient calculation can be approximately used in place of steady state calculation. The deviation between these two simulation results became more obvious with the increase of spool speed. The flow force hysteresis appeared when the spool motion direction changed. Flow force redirection happened when the spool approaching to small valve opening with big speed in closing movement. The hysteresis became more obvious with the addition of spool speed, pressure differential and throttling groove number.

spool valve; non-circular opening; flow force; valve movement

2015-09-17.

國家自然科學(xué)基金資助項目(51575254).

王建森(1973—)，男，副教授，從事液壓元件基礎(chǔ)理論的研究.ORCID: 0000-0002-6435-9413.E-mail: wajase@163.com

冀宏，男，教授. ORCID: 0000-0002-3578-2810. E-mail: jihong@lut.cn

10.3785/j.issn.1008-973X.2016.10.011

TH 137

A

1008-973X(2016)10-1922-05

浙江大學(xué)學(xué)報(工學(xué)版)網(wǎng)址： www.zjujournals.com/eng