李　卉，木合塔爾·克力木,孫海霞，王建潭

(新疆大學(xué) 機械工程學(xué)院,烏魯木齊　830047)

0　引言

液壓系統(tǒng)日益明顯地朝著集成化和標(biāo)準(zhǔn)化方向發(fā)展，液壓閥塊是集成液壓系統(tǒng)的核心元件[1]。液壓閥塊內(nèi)部流道位置、連通方式不合理，雖能滿足系統(tǒng)需要，但系統(tǒng)效率低、漏油、振動甚至影響內(nèi)部其他油路。

液壓閥塊作為液壓系統(tǒng)的中樞元件，而且內(nèi)部孔道繁多，以及錯綜復(fù)雜的連通，給設(shè)計人員帶來難題，因此一貫是研究的熱點項目。高殿榮等[2]運用計算流體動力學(xué)方法對閥塊內(nèi)部流道進行仿真分析，為閥塊內(nèi)部流道設(shè)計提出優(yōu)化方案。杜經(jīng)民等對液壓集成塊的流道進行建模和仿真，運用CFD方法分析了壓力損失的主要原因，研究流道結(jié)構(gòu)對液流能量損失的影響，發(fā)現(xiàn)在刀尖角處形成的漩渦是液流能量損失的主要原因[3]。謝國慶等對液壓集成塊內(nèi)“Z”形流道進行建模，運用CFD方法分析了不同長度和直徑的工藝孔以及不同長度的刀尖角容腔對液流流場的影響。從數(shù)據(jù)分析和對比結(jié)果可以看出，適當(dāng)加大工藝孔的直徑并設(shè)計無刀尖角容腔的流道，可以減少液流產(chǎn)生漩渦的數(shù)量和減弱漩渦的強度，從而提高能量利用率[4]。胡建軍等為清晰直觀地觀察液壓集成塊內(nèi)部復(fù)雜流道流場，運用2D-PIV流場測試技術(shù)搭建了不同刀尖角的流道結(jié)構(gòu)的低速可視化測量試驗臺，發(fā)現(xiàn)出口位置與刀尖角容腔正對的流道結(jié)構(gòu)液流損失較小[5]。

以往學(xué)者主要研究液壓閥內(nèi)流場分析，本文分析自卸車[6]舉升系統(tǒng)的液壓閥塊，采用流固耦合計算，將流體壓力數(shù)據(jù)導(dǎo)入液壓閥塊閥體中，進行應(yīng)力、應(yīng)變和位移的計算。分析了閥塊的應(yīng)力和變形，通過改變流道相交方式，優(yōu)化流道，提高液壓閥塊的可靠性。

1　建立模型

1.1　物理模型的建立

運用SolidWorks軟件繪制液壓閥塊實體模型[7]。首先根據(jù)自卸車舉升的工作原理設(shè)計自卸車舉升回路原理圖如圖1所示。圖中的集成液壓閥塊由兩個液控單向閥，一個三位四通手動換向閥和一個分流集流閥組成。依據(jù)負(fù)載壓力等參數(shù)選擇元件類型，然后根據(jù)液壓閥件廠商提供的閥件尺寸和油口位置設(shè)計閥件在液壓閥塊的相對位置，最后合理地設(shè)計液壓閥塊的尺寸和各工藝孔位置及長度。

閥塊內(nèi)流道的長度根據(jù)各閥件流道的連通關(guān)系確定；由公式(1)確定流道的直徑d(單位：mm)：

(1)

式中，qv——液體流量(m3/s)；

V——流速，一般按以下原則選取：壓油管路流速為5～10m/s；吸油管路流速為1～2m/s。

圖1　自卸車舉升回路原理圖

依照閥塊設(shè)計原則，選擇45號鋼作為閥塊材料，在SolidWorks軟件中設(shè)計出閥塊模型，液壓閥塊裝配圖模型如圖2a，液壓閥塊總流道模型如圖2b。

選用液壓系統(tǒng)最大壓力的工作狀態(tài)進行研究，當(dāng)三位四通換向閥處于左位機能時，自卸車舉升系統(tǒng)處于最大負(fù)載狀態(tài)，分析此狀態(tài)的液壓閥塊。最大壓力狀態(tài)時流道模型如圖2c，是由液壓閥塊內(nèi)部3段流道與一個三位四通手動換向閥流道、一個液控單向閥流道組成的液壓回路。采用圓弧流道(如圖2c中的1和2處)代替液壓閥件(液控單向閥、三位四通換向閥)的流道[8],使液壓閥塊內(nèi)部的流道連通,整體地分析了閥體、液流以及固液兩項的相互作用的特性。并用帶圓弧轉(zhuǎn)彎孔的長方體(如圖2d的1和2處)代替液壓閥件(液控單向閥、三位四通換向閥)，使模型有利于流固耦合面的完整分析。液壓閥塊模型如圖2d。

(a)裝配體　　　　　　　(b)總流道

(c)流道　　　　　　　　 (d)液壓閥塊圖2　液壓閥塊及流道的物理模型

1.2　數(shù)學(xué)模型的建立

(1)液壓閥塊內(nèi)液流為液壓油，液壓油的流動過程遵循物質(zhì)守恒定律，而且液壓油是不可壓縮粘性流體(密度ρ為常數(shù))。所以液壓閥塊內(nèi)部流道流場數(shù)值模擬方程由質(zhì)量守恒方程、動量守恒方程和能量守恒方程組成。為簡化問題，假設(shè)液流流動過程無熱量交換，不考慮能量守恒方程[9]。

1)質(zhì)量守恒方程:

(1)

式中，u，v和w為速度矢量在x，y和z方向的分量。

2)動量( Navier-Stokes) 方程:

(2)

式中，ρ為流體密度;ui，uj為平均速度，i、j=1,2,3;σij為應(yīng)力；fi為方向i的作用力。

(2)液壓閥塊流道結(jié)構(gòu)密集復(fù)雜，液流流動狀態(tài)復(fù)雜,把液流的流動狀態(tài)視為湍流流動，因此采用最基本的標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型[10]。 標(biāo)準(zhǔn)k-ε方程:

(3)

式中，μt為湍動黏度;Cμ為經(jīng)驗常數(shù)，這里取Cμ=0.09;k為湍動能;ε為湍動耗散率。

(3)由于液壓閥塊內(nèi)部是流場與固體變形場之間的相互作用，流固交界面處應(yīng)滿足流體與固體的各變量相等。流固耦合交界面處參數(shù)方程：

n·τf=n·τs
rf=rs
vf=vs

(4)

式中，τf，τs分別為流體和閥塊的應(yīng)力；rf，rf分別為流體和閥塊的位移；vf，vf分別為流體和閥塊的速度。

液壓閥塊的流固耦合分析，運用了FLUENT軟件和Workbench軟件。對于流道中的液流，在FLUENT軟件中根據(jù)方程式(1)～式(3)進行模擬分析，將計算結(jié)果施加到流道內(nèi)壁，在Workbench軟件中根據(jù)方程式(4)進行分析計算。

2　網(wǎng)格劃分與仿真設(shè)置

2.1　網(wǎng)格劃分

液壓閥塊和液道采用ANSYS Workbench自動網(wǎng)格劃分功能[11]，將參數(shù)相關(guān)性中心(Relevance Center)設(shè)置為細(xì)化(Fine)，平滑度(Smoothing)設(shè)置為高(High)，跨度中心角(Span Angle Center)設(shè)置為細(xì)化(Fine)。流道網(wǎng)格單元總數(shù)為280874，液壓閥塊網(wǎng)格單元數(shù)為220652。流道和閥體的網(wǎng)格劃分如圖3所示。

(a)流道　　　　　　　　　(b) 閥體圖3　網(wǎng)格劃分

2.2　仿真設(shè)置

(1)流場分析設(shè)置

假設(shè)液壓閥塊內(nèi)部流道中液流為不可壓縮的黏性液體,密度ρ= 900kg/m3,黏度μ= 0.042Pa·s，設(shè)置模型的邊界條件為速度入口，給定速度為2m/s，假定液流在入口斷面的速度分布規(guī)律沿流動方向不變；設(shè)置出口邊界條件為壓力出口，給定壓力為16MPa，假定開放出口邊界。流道壁面上施加無滑移邊界條件(即所有速度分量都為零)。

(2)結(jié)構(gòu)分析設(shè)置

采用流固耦合數(shù)值模擬方法，根據(jù)相關(guān)資料[12]，選擇45#鋼為液壓閥塊材料，材料特性包括密度為7850 kg/m3，彈性模量為 210GPa，泊松比為0.3。設(shè)置閥體與流道相接觸表面為流固耦合作用面。

3　計算結(jié)果及分析

3.1　數(shù)值模擬

(1)通過FLUENT流場計算，將計算結(jié)果經(jīng)過CFD-POST軟件后處理，轉(zhuǎn)化成流道的速度矢量圖，流固耦合面的壓力云圖(如圖4所示)。

(a)速度矢量圖　　　　　　(b)流固耦合面的壓力云圖圖4　流道的數(shù)值模擬結(jié)果

從圖4a所示的流道的速度矢量圖可以看出，在直流道區(qū)域，速度變化不明顯，表明結(jié)構(gòu)不變化的流道中液流流動基本穩(wěn)定。當(dāng)流道結(jié)構(gòu)發(fā)生變化時，流速變化明顯，液流在直角轉(zhuǎn)向后速度變化明顯。在圓弧轉(zhuǎn)彎流道2處的速度最大，達到14.45m/s，此處是替代三位四通換向閥流道的圓弧流道，只是為了使液壓閥塊內(nèi)部流道連通，換向閥流道是經(jīng)過廠家校核的，滿足系統(tǒng)需要。從圖4b所示的流固耦合面的壓力云圖可以看出，直流道的壓力基本恒定，說明液流的沿程壓力損失較小。液流在流經(jīng)每個直角轉(zhuǎn)向后都會產(chǎn)生壓力損失，液流從流道A流向流道B時的壓差最大，大約為0.05MPa。而在直流道中壓力分布基本沒有變化，因此，直角轉(zhuǎn)向的流道結(jié)構(gòu)是閥塊內(nèi)部液流產(chǎn)生能量損失的主要來源。

(2)采用ANSYS Workbench 軟件，建立流體場與固體場的耦合，將流體壓力施加到液壓閥塊流道表面，獲得液壓閥塊閥體的應(yīng)力分布和總變形情況，如圖5所示。

(a)應(yīng)力圖　　　　　　　　　　(b)總變形圖圖5　閥體數(shù)值模擬結(jié)果

從圖5a所示的閥體應(yīng)力圖可以看出，閥體應(yīng)力最大值出現(xiàn)在流道A直角轉(zhuǎn)向后，達到59.615MPa。此處液流對閥體的沖擊大，易發(fā)生液壓閥塊的孔系損傷，從而導(dǎo)致漏油，產(chǎn)生噪音。從圖5b所示的閥體總變形圖可以看出，A流道的變形嚴(yán)重，造成孔道干涉，經(jīng)兩鄰面孔道校核，孔道之間不能滿足安全壁厚的要求。系統(tǒng)壓力增大，會造成兩干涉流道連通，系統(tǒng)不能正常工作。

3.2　優(yōu)化流道

(1)改變流道A的深度，使流道B的中心線與流道A的下圓柱面相交。對液壓閥塊的流道和閥體模擬分析。通過FLUENT流場計算，將計算結(jié)果經(jīng)過CFD-POST軟件后處理，轉(zhuǎn)化成流道的速度矢量圖，流固耦合面的壓力云圖(如圖6所示)。

(a)速度矢量圖　　　　　 (b)流固耦合面的壓力云圖圖6　流道的數(shù)值模擬結(jié)果

從圖6a所示的流道的速度矢量圖可以看出，液流最大速度為14.79m/s，與圖4a相比變化不大，最大速度位置沒有改變。從圖4b看出，流道A壓力最大為16.26MPa，通過圖6與圖4相比較，改變流道A與流道B相交程度，液壓閥塊內(nèi)液流的流動特性變化較小。

(2)采用流固耦合方法，獲得新閥體的應(yīng)力分布圖和總位移圖，如圖7所示。

(a)應(yīng)力圖　　　　　　　　　　(b)總變形圖圖7　閥體數(shù)值模擬結(jié)果

由圖7所示，改變流道A與流道B相交程度，流道A直角轉(zhuǎn)向處壓力為37.873MPa，與優(yōu)化前閥體同位置處的應(yīng)力值59.615MPa相比較變化明顯。通過圖7b總變形圖看出，流道A的變形小，經(jīng)兩鄰面孔道校核結(jié)果可知兩孔道滿足安全壁厚的要求。

優(yōu)化流道與未優(yōu)化流道的對比得出結(jié)論，改變兩流道的相交程度可以減弱閥體的應(yīng)力集中現(xiàn)象。改變流道相交方式，使流道與流道間滿足安全壁厚的要求，液壓閥塊性能提高。

4　結(jié)論

通過對自卸車液壓閥塊進行流固耦合計算，流固耦合作用對液壓閥塊的影響有了進一步的認(rèn)識，可以得出以下結(jié)論:

(1)液流在液壓閥塊內(nèi)部的流動復(fù)雜，采用流固耦合計算能更精確地對液壓閥塊閥體性能分析。通過閥體應(yīng)力分布圖可以看出，在流道直角轉(zhuǎn)向處，閥體所受液壓力急劇上升，使液壓閥塊疲勞產(chǎn)生裂紋，導(dǎo)致閥塊漏油。

(2)液壓閥塊體內(nèi)包括幾十個流道，流道構(gòu)成流道網(wǎng)，流道不僅要保證正確的連通，還要保證不與其他閥內(nèi)流道產(chǎn)生干涉。對流道的干涉校核是液壓閥塊設(shè)計必不可少的過程。

(3)改變兩鄰面流道相交程度，清晰地看到閥塊在直角轉(zhuǎn)彎處的應(yīng)力變化，分析結(jié)果表明，當(dāng)B流道的中心線與A圓柱流道底面在同一平面的時，液壓閥塊在直角轉(zhuǎn)向處的應(yīng)力較小，不與閥內(nèi)其他流道產(chǎn)生干涉現(xiàn)象。

(4)該研究為液壓閥塊的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計和提高能源利用率提供一定的理論依據(jù)。

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(編輯李秀敏)