周海勇， 宋顏和， 王小強， 孔祥東， 王 琳， 曹立鋼

(1.上海海岳液壓機電工程有限公司， 上海 200031； 2.燕山大學機械工程學院， 河北秦皇島 066004;3.中信重工機械股份有限公司， 河南洛陽 471003)

引言

液壓打樁機以其無需復雜外接設備，打擊能量巨大，安全系數高，震動噪聲小等優(yōu)點，逐漸淘汰了老式的打樁機，占據了打樁機市場的領先地位[1-4]。作為液壓打樁機核心元件之一的環(huán)形閥組，其內部安裝有控制油液通斷的插裝閥，其流場特性將會直接影響整機的控制特性。由于插裝閥與油液流道的結構比較復雜，采用理論計算的方法只能粗略地反映出各個量的變化趨勢，所以需要使用計算流體動力學(CFD)的方法更加精準地獲得其內部流場特性[5]。

CFD技術基本思想是把連續(xù)的物理量離散化為一系列離散的變量，通過求解離散變量之間的代數方程組，來獲得變量的近似值[6]。Fluent 作為專業(yè) CFD 軟件之一，可以用于模擬復雜幾何區(qū)域內流體的流動狀態(tài)，被廣泛應用與航空、汽車、水利等重要領域。近年來，已經有大量的學者利用CFD技術對閥組內部的速度場以及壓力場進行了數值模擬分析。針對工程實際中大流量多路閥穩(wěn)態(tài)液動力分析和預測困難等問題，張宏等[7]采用流場仿真手段，對閥芯受力情況進行了數值模擬，并通過不同開度和流量下實驗驗證了數值模擬的正確性。金偉等[8]根據旋轉閥的結構參數，建立了旋轉閥流體域的簡化物理模型，并利用Fluent軟件對旋轉閥閥芯在不同轉角下進行了流場分析，得到了不同旋轉角度下的閥口流體速度云圖、壓力云圖及流線圖。張鑫等[9]針對多路閥在使用過程中的發(fā)熱、異響、壓力損失過大等問題，應用數值模擬的方法對液壓挖掘機多路閥動臂聯進行流場分析，找到了液動力是主要影響因素。TILL等[10]利用 CFD 技術對流場內部壓降進行了精確的建模分析，在此基礎上，對壓降明顯的位置進行了優(yōu)化設計，改善了流場特性。

本研究首先對環(huán)形閥組回油流道的壓力損失進行了數學建模計算；然后利用SolidWorks軟件建立了回油流道的物理模型，并利用Gambit前處理軟件對其進行了網格劃分；最后基于液壓打樁機的實際工作參數，添加Fluent流場仿真邊界條件，得到了在不同閥口開度下，回油流道的速度云圖以及壓力云圖，并與理論計算結果在多種工況下進行了對比分析，相關研究結論可為液壓打樁機環(huán)形閥組設計和優(yōu)化提供指導。

1 環(huán)形閥組物理建模

根據液壓打樁機環(huán)形閥組的設計圖紙，利用三維建模軟件SolidWorks建立其物理模型，如圖1所示。

圖1 環(huán)形閥組物理模型Fig.1 Physical model of annular valve group

該環(huán)形閥組主要包括進油口P、回油口T和補油口R，其中回油口T中一個流道同時用作補油口R。在打樁機錘體提升階段，油液由進油口P流入，經過P閥流出環(huán)形閥組，進入環(huán)形腔，舉升錘體；在打樁機錘體下降階段，油液由環(huán)形腔，經過T閥從T口流出環(huán)形閥組，錘體下落；在打樁機錘體打擊樁體的瞬間，將會產生巨大的反向沖擊力，將錘體向上反彈，從而導致環(huán)形腔中產生真空，此時油液從補油口R流入，經過R閥流入環(huán)形腔對油液進行補充。

本研究重點分析T閥在不同的閥口開度下，回油流道內部的流場特性。首先根據環(huán)形閥組內部流道的具體結構，建立其流道三維模型。由于環(huán)形閥組內部流道的結構較為復雜，在不影響流動狀態(tài)的前提下，對流道物理模型進行了適當的簡化：假設閥芯與閥體之間沒有間隙，忽略環(huán)形腔容積變化的影響。最終得到的環(huán)形閥組內部流道如圖2所示，其中D1，D2，D3，D4分別為回油口T的4根管道等效直徑。

圖2 流道三維模型Fig.2 Three-dimensional model of oil pipeline

2 回油流道壓力損失理論計算

1) 節(jié)流壓力損失

由壓力損失的計算公式可知，油液在T閥節(jié)流口處產生的壓降最大，在管道產生的沿程壓力損失相對較小，T閥節(jié)流口處流量方程為：

(1)

式中，q—— 環(huán)形腔入口流量

Cd—— T閥節(jié)流口流量系數

D—— 環(huán)形腔節(jié)流口處等效直徑

α—— T閥閥芯半錐角

x—— T閥閥芯開口

ρ—— 油液密度

Δpr—— T閥節(jié)流口處壓降

根據環(huán)形閥組以及T閥的實際結構，各參數取值如表1所示。

表1 各參數取值表Tab.1 Values of each parameter

在T閥閥口開度為11.5 mm，環(huán)形腔入口流量為23573 L/min的情況下，將表1中的參數代入式(1)中，則T閥節(jié)流口處壓降Δpr為：

=4.344 MPa

(2)

2) 沿程壓力損失

根據各管路面積平均分配通過的流量，則圖2中橫截面積為D2(D2=120 mm)管道通過的流量q2為6516.7 L/min，則其對應的流速v2為：

(3)

等效直徑為120 mm管道所對應的雷諾數Re為：

(4)

式中，μ1—— 46#抗磨液壓油運動黏度

通過下式計算雷諾數Re極限值[11]：

26.98×(D2/Δ)8/7

=26.98×(120/0.014)8/7

=843260

(5)

式中, Δ為管材內壁絕對粗糙度，取0.014 mm。

通過式(5)，可以得到以下關系式：

4000

(6)

根據式(6)以及布拉休斯公式，可得沿程阻力系數為[11]：

(7)

式中,λ—— 等效直徑為120 mm管道沿程壓力系數

則沿程壓力損失為：

(8)

式中， Δpf—— 等效直徑為120 mm管道沿程壓力損失

L—— 等效直徑為120 mm管道長度，取L=380 mm

由計算結果可知，回油流道的沿程壓力損失很小，主要的壓降產生在T閥節(jié)流口處。這是由于回油流道的管路直徑較大，足以通過回油流量，所以產生的壓降較??；而T閥節(jié)流口處開口較小，形成的液阻較大，從而產生了較大的壓降。

3) 總體壓力損失

由于環(huán)形腔入口處的流道較短，忽略此處的壓降，則環(huán)形閥組回油口所產生的總壓降為T閥節(jié)流口處壓降Δpr與等效直徑為120 mm管道沿程壓降Δpf之和，即：

Δp=Δpf+Δpr=4.347 MPa

(9)

式中， Δp—— 環(huán)形閥組回油口總壓降

通過上述過程對環(huán)形閥組回油口壓降進行了理論建模計算，但是由于環(huán)形閥組回油流道的結構較為復雜，在計算時進行了一定的簡化，所以無法準確求得總壓降數值，其準確數值只能通過數值模擬的方法進行仿真分析。

3 回油流道流場仿真

1) 三維網格劃分

Gambit前處理軟件可以通過STEP格式文件實現與 SolidWorks 物理模型之間的數據交換，能很好地解決物理模型在轉換時的失真問題[12]，所以本研究采用了Gambit前處理軟件對回油流道物理模型進行三維網格劃分。由于混合網格(Tet/Hybrid)類型同時具有結構化網格和非結構化網格的優(yōu)點，對模型的適應能力較強，有利于提高計算精度[13]，本研究采用混合網格對回油流道物理模型進行網格劃分，最終網格劃分結果如圖3所示。

圖3 網格劃分模型Fig.3 Meshing model

選擇EquiSize Skew網格評價指標對網格質量進行檢查評價。計算結果顯示，在不同的閥口開度下，回油流道網格模型EquiSize Skew在0～0.4之間的網格數約占75.85%，網格劃分質量較為理想。

2) 仿真參數設置

通過專業(yè)流體動力學仿真軟件Fluent對回油流道流場特性進行數值模擬計算。從回油流道三維模型可知，環(huán)形腔入口直徑為130 mm，其流速可以通過流量計算得到，回油口有4根管路，4根管路出口處的壓力是相同的，所以回油管路設定為速度入口(VELOCITY-INLET)和壓力出口(PRESSURE-OUTLET)，其余與流體相接觸的表面都設置為WALL。

流體介質根據實際情況設定為46#液壓油，其油液密度ρ=890 kg/m3，動力黏度μ=0.04094 Pa·s[14]；仿真物理模型選擇標準k-ε湍流計算模型[15-16]?；赜土鞯烙嬎隳Ｐ偷倪吔鐥l件以及具體參數如表2所示。

表2 邊界條件及參數設置Tab.2 Boundary conditions and parameter Settings

4 數值模擬結果及分析

1) 壓力特性分析

通過模擬計算可得液壓回油管路在不同閥口開度下壓力云圖如圖4～圖6所示。

圖4 閥口開度11.5 mm回油管路壓力云圖Fig.4 Pressure nephogram of drain oil pipeline with valve opening 11.5 mm

圖5 閥口開度23.5 mm回油管路壓力云圖Fig.5 Pressure nephogram of drain oil pipeline with valve opening 23.5 mm

圖6 閥口開度35.5 mm回油管路壓力云圖Fig.6 Pressure nephogram of drain oil pipeline with valve opening 35.5 mm

由于環(huán)形閥組回油流道是空間上的三維結構，無法用二維平面圖展現其全貌，所以本研究選取了回油流道的橫截面，用以展示其內部的壓力分布。

從圖4～圖6中的壓力云圖可以看出，回油管路進油口壓力高于出油口壓力，壓力總體呈現出逐漸下降的趨勢。但是，流體在閥芯表面會形成局部高壓，最高壓力約為4.3 MPa。隨著閥口開度的增加，局部高壓區(qū)域也隨之減少。此外，隨著閥口開度的增加，進油口處壓力逐漸降低。這是由于在閥口開度較大的情況下，閥芯與閥套所形成的節(jié)流口對油液的阻礙作用會減弱，從而降低了回油流道進口處的壓力。

2) 速度特性分析

回油管路在不同閥口開度下的速度云圖如圖7～圖9所示。

圖7 閥口開度11.5 mm回油管路速度云圖Fig.7 Velocity nephogram of drain oil pipeline with valve opening 11.5 mm

圖8 閥口開度23.5 mm回油管路速度云圖Fig.8 Velocity nephogram of drain oil pipeline with valve opening 23.5 mm

圖9 閥口開度35.5 mm回油管路速度云圖Fig.9 Velocity nephogram of drain oil pipeline with valve opening 35.5 mm

從速度云圖可以看出， 由于T閥節(jié)流口處的節(jié)流

面積較小，所以液壓油在經過此處時的流速最大。此外，在閥口周圍以及閥芯中間的局部表面會產生局部旋渦，旋渦中心的流速幾乎為0 m/s，且隨著閥口開度的增大，旋渦區(qū)域逐漸減小。此現象是由于油液在經過閥口時，油液速度的大小以及方向會產生劇烈變化，從而導致油液做不規(guī)則的旋轉運動，且閥口開度越大，旋轉運動越不明顯。

3) 結果對比分析

圖4與理論計算所選取工況相同，通過仿真得到的回油口總壓降為3.877 MPa，通過計算得到的總壓降為4.347 MPa，計算結果的相對誤差η為：

(10)

計算結果說明理論計算結果具有一定的參考價值。在表2所示3種工況下，對仿真與理論計算得到的環(huán)形閥組回油口總壓降Δp隨閥芯開度x變化趨勢進行了對比，其對比曲線如圖10所示。

圖10 回油口總壓降Δp隨閥芯開度x變化Fig.10 Total pressure drop Δp of drain oil pipeline varies with valve opening x

圖10中，點線曲線為通過仿真模擬方式得到的變化趨勢曲線，實線曲線為采用理論計算方式得到的變化趨勢曲線。從圖10中對比結果可以看出，隨著閥芯開度x的增大，環(huán)形閥組回油口總壓降Δp逐漸降低，仿真模擬與理論計算結果趨勢相同，且數值相近，從而驗證了理論計算方法的適用性。

5 結論

本研究針對環(huán)形閥組回油流道的流場特性，利用理論計算以及Fluent仿真的方法對其進行了分析計算，根據計算和仿真結果，得到了以下結論：

(1) 通過理論計算得到的環(huán)形閥組回油口總壓降與仿真分析結果趨勢相同，由于在理論計算時對回油口流道進行了簡化，降低了計算結果的精度；

(2) 在液壓打樁機進行回油時，T閥閥芯表面會形成局部高壓，最高壓力約為4.3 MPa，并且隨著閥口開度的增加，局部高壓區(qū)域有所減少，所以在閥芯設計時，應重點考慮T閥閥芯的強度；

(3) 在閥口周圍以及閥芯中間的局部表面會產生旋渦，該區(qū)域內流速幾乎為0 m/s，且隨著閥口開度的增大，閥口處的液阻減小，產生旋渦區(qū)域也隨之減小。