趙才虎,陳 譽(yù),,3*,朱天龍,孫寶林,張 晉

(1.南京工程學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院,江蘇 南京 211167;2.燕山大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,河北 秦皇島 066004;3.海天塑機(jī)集團(tuán)有限公司,浙江 寧波 315823)

0 引 言

高速開關(guān)閥具有低廉的價(jià)格和卓越的抗污染性能,同時(shí)具有快速響應(yīng)和高頻率開關(guān)能力,使其在工業(yè)自動(dòng)化、能源、航空航天等領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用。隨著科技的不斷發(fā)展,高速開關(guān)閥有望在更多領(lǐng)域得到應(yīng)用。

目前,大部分高速開關(guān)電磁閥采用的是開關(guān)控制方式。將其應(yīng)用于車輛制動(dòng)領(lǐng)域時(shí),這種控制方式容易產(chǎn)生較大的壓力沖擊,加劇制動(dòng)系統(tǒng)噪聲,使踏板舒適性變差[1]。隨著對(duì)其性能要求的不斷提高,通過對(duì)高速開關(guān)閥液壓力進(jìn)行數(shù)值特性研究與優(yōu)化,分析閥芯受力的影響因素,可以提高閥控制的穩(wěn)定性,為高速開關(guān)電磁閥的線性控制設(shè)計(jì)提供理論基礎(chǔ)[2-4]。

液壓油流過閥口時(shí),閥芯對(duì)液壓油的阻礙會(huì)導(dǎo)致液壓油流動(dòng)的方向和速度大小發(fā)生改變。依據(jù)牛頓第三定律,液壓油同樣對(duì)閥芯產(chǎn)生一個(gè)相應(yīng)的反作用力,稱之為液壓力。目前,國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)高速開關(guān)閥液壓力展開了大量研究并取得了一些成果。

DAI J等人[5]采用實(shí)驗(yàn)和數(shù)值模擬方式,研究了液壓力對(duì)高速電磁閥動(dòng)態(tài)特性的影響。ZHANG Y等人[6]研究了伺服閥中液壓力對(duì)動(dòng)態(tài)特性的影響,采用實(shí)驗(yàn)和數(shù)值模擬的方式,探討了液壓力對(duì)伺服閥的頻率響應(yīng)、響應(yīng)時(shí)間和線性度等性能的影響。萬理平[7]利用CFD軟件中的多孔介質(zhì),模擬了實(shí)際濾網(wǎng)對(duì)高速開關(guān)閥流場(chǎng)的影響,結(jié)果表明,濾網(wǎng)目數(shù)越大對(duì)閥的節(jié)流作用越大,流體對(duì)閥芯的作用力越小。ZHU X等人[8]研究了比例控制閥中液壓力對(duì)流量特性的影響,采用實(shí)驗(yàn)和數(shù)值模擬方式,研究了液壓力對(duì)比例控制閥的流量響應(yīng)、線性度和能耗等性能的影響。LI Y等人[9]基于計(jì)算流體力學(xué)和侵蝕理論,建立了閥口侵蝕的三維預(yù)測(cè)模型,分析了不同因素下閥口侵蝕的變化規(guī)律。LI M等人[10]強(qiáng)調(diào)了在實(shí)現(xiàn)精確可靠的液壓力控制方面所面臨的挑戰(zhàn),包括非線性、滯后效應(yīng)和外部干擾等;還介紹了改進(jìn)液壓力控制的各種解決方案和策略,包括先進(jìn)的控制算法、傳感器技術(shù)和系統(tǒng)設(shè)計(jì)考慮。

現(xiàn)有的研究主要集中在液壓力對(duì)電磁閥的性能影響方面,缺乏流體介質(zhì)等因素對(duì)液壓力影響的研究。

筆者基于制動(dòng)系統(tǒng)中高速開關(guān)閥的物理模型,利用流體仿真技術(shù)對(duì)閥芯液壓力進(jìn)行數(shù)值特性研究,分析作用在閥芯上的液壓力影響因素,為精確研究高速開關(guān)閥的動(dòng)態(tài)特性提供理論依據(jù)。

1 高速開關(guān)閥流場(chǎng)仿真模型

高速開關(guān)閥通常是二通二位的電磁閥[11],主要由隔磁管、動(dòng)鐵、推桿、閥鐵、閥座、彈簧等組成。

其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示。

圖1 高速開關(guān)閥結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.1 Schematic diagram of a high-speed switch valve1為線圈;2為軛鐵;3為隔磁管;4為彈簧;5為濾網(wǎng)座;6為動(dòng)鐵;7為閥芯;8為閥體;9為擋圈;10為閥座。

圖1中,動(dòng)鐵在磁場(chǎng)中受電磁力驅(qū)動(dòng),沿著軸向進(jìn)行運(yùn)動(dòng),從而控制閥芯進(jìn)行往復(fù)運(yùn)動(dòng)。

高速開關(guān)閥在工作時(shí),其閥芯受到電磁力、彈簧力、液壓力等力的耦合作用,液壓力是影響閥控制穩(wěn)定性的關(guān)鍵因素。

閥芯受力示意圖如圖2所示。

圖2 閥芯受力示意圖Fig.2 Schematic diagram of the forces acting on the valve spool

筆者定義開度L為閥芯從閉合狀態(tài)向上移動(dòng)的距離,液壓力向上為正方向,閥座節(jié)流孔直徑為d,閥座錐角為2α。通常高速開關(guān)閥的行程是毫米級(jí),其響應(yīng)時(shí)間是毫秒級(jí)。

1.1 物理模型與網(wǎng)格劃分

基于三種不同方案,筆者建立電磁閥流體域三維模型。

開度為0.01 mm、閥座錐角為90°時(shí),高速開關(guān)閥的流體域三維模型如圖3所示。

圖3 流體域三維模型剖視圖 Fig.3 Three-dimensional sectional view of the fluid domain model

方案一。節(jié)流孔直徑為0.7 mm,閥座錐角為90°,開度范圍為0.01 mm～0.04 mm,以0.01 mm為間隔;開度范圍為0.04 mm～0.22 mm,以0.02 mm為間隔,建立各開度的仿真模型;

方案二。開度為0.01 mm、0.04 mm、0.10 mm,閥座錐角為90°,節(jié)流孔直徑為0.6 mm、0.7 mm、0.8 mm、0.9 mm,建立不同孔徑的仿真模型;

方案三。開度為0.01 mm、0.04 mm、0.10 mm,節(jié)流孔直徑為0.7 mm,閥座錐角為60°、70°、80°、90°、120°,建立不同閥座角度的仿真模型。開度為0.01 mm、節(jié)流孔直徑為0.7 mm、閥座錐角為90°。

閥口網(wǎng)格劃分如圖4所示。

圖4 閥口網(wǎng)格劃分模型Fig.4 Mesh distributions near the valve orifice

筆者采用“Poly-Hexcore”網(wǎng)格對(duì)仿真模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分,使六面體網(wǎng)格與多面體網(wǎng)格實(shí)現(xiàn)共節(jié)點(diǎn)連接,從而提升網(wǎng)格中六面體的數(shù)量,以達(dá)到提升求解效率與精度的目的。

由于閥口開度很小,閥口處壓力與流速變化梯度很大,所以需要對(duì)閥口進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化。

1.2 仿真介質(zhì)與邊界條件

筆者選用DOT4液壓油作為流體介質(zhì)進(jìn)行仿真計(jì)算。

其動(dòng)力黏度隨溫度的變化情況如表1所示。

表1 不同溫度下DOT4液壓油的動(dòng)力黏度Table 1 Dynamic viscosity of DOT4 hydraulic oil at different temperatures

進(jìn)出口邊界條件分別設(shè)為壓力進(jìn)口和壓力出口。具體壓力值及對(duì)應(yīng)的壓差如表2所示。

表2 進(jìn)出口壓力設(shè)置Table 2 Inlet and outlet pressure settings

1.3 仿真模型選擇

筆者研究的開關(guān)閥響應(yīng)速度快、頻率高。在進(jìn)出口壓差較小的情況下,不考慮空化現(xiàn)象,宜選取標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型。該模型適合完全湍流的流動(dòng)過程模擬,近壁處理采用標(biāo)準(zhǔn)的壁面函數(shù),它能夠?yàn)榇蠖鄶?shù)高雷諾數(shù)的邊界限制流動(dòng)提供合理、精確的預(yù)測(cè)[12]。

k-ε湍流方程如下所示:

(1)

(2)

式中:Gk為平均速度梯度引起的湍流動(dòng)能;Gb為浮力引起的湍流動(dòng)能;YM為可壓縮湍流脈動(dòng)膨脹對(duì)總耗散率的影響。

各個(gè)常數(shù)保持默認(rèn)值,湍動(dòng)能與耗散率的湍流普朗特?cái)?shù)分別為σk=1.0,σε=1.3。

2 仿真結(jié)果與分析

2.1 網(wǎng)格無關(guān)性驗(yàn)證

筆者進(jìn)行網(wǎng)格獨(dú)立性驗(yàn)證,以排除網(wǎng)格數(shù)量對(duì)于仿真結(jié)果的影響。筆者共劃分了四套網(wǎng)格,分別包括6.7×105、9.0×105、1.32×106和1.86×106個(gè)網(wǎng)格。

筆者對(duì)比不同網(wǎng)格數(shù)量的速度分布和流線分布云圖發(fā)現(xiàn),當(dāng)網(wǎng)格數(shù)目大于1.32×106個(gè)后,流體速度和流線分布趨勢(shì)基本相同。

不同網(wǎng)格速度分布云圖如圖5所示。

圖5 不同網(wǎng)格速度分布云圖Fig.5 Velocity distribution contours for different grid sizes

圖5(a)中,筆者對(duì)比不同網(wǎng)格數(shù)量閥口處沿錐面的流速與壓強(qiáng)變化,取20個(gè)點(diǎn),讀取各個(gè)點(diǎn)的流速與壓力數(shù)值。

不同網(wǎng)格下錐面流速和壓力變化如圖6所示。

圖6 不同網(wǎng)格下錐面流速和壓力變化圖Fig.6 Velocity and pressure near the cone surface for different grid sizes

從圖6中可以看出:網(wǎng)格數(shù)目大于1.32×106個(gè)后,流速與壓力分布基本相同,網(wǎng)格數(shù)目對(duì)于流場(chǎng)分布的影響可以忽略。

因此,筆者最終確定1.32×106個(gè)網(wǎng)格為仿真研究中精度和效率之間的最佳選擇。

2.2 閥口開度對(duì)液壓力的影響

筆者選定流體介質(zhì)溫度為20 ℃、進(jìn)出口壓差為3 MPa,對(duì)方案一模型的所有工況進(jìn)行流場(chǎng)仿真。

液壓力與開度的關(guān)系如圖7所示。

圖7 液壓力與開度的關(guān)系曲線圖 Fig.7 Relationship between hydraulic pressure and valve opening

區(qū)域Ⅰ。曲線開口向下,在開度0.03 mm左右出現(xiàn)拐點(diǎn)。在這個(gè)區(qū)域內(nèi),隨著閥門開度的增加,液壓力下降,這表明閥口節(jié)流在這個(gè)區(qū)域內(nèi)占主導(dǎo)節(jié)流;隨著閥門開度增加,閥口的壓降增加,導(dǎo)致液壓力下降。

區(qū)域Ⅱ。隨著閥門開度進(jìn)一步增加,液壓力急劇下降,在開度為0.08 mm左右降為零。曲線在這個(gè)區(qū)域呈現(xiàn)良好的線性關(guān)系,表明液壓力與閥門開度之間存在強(qiáng)烈的線性相關(guān)性;這表明仍由閥口主導(dǎo)節(jié)流作用,隨著閥門開度的增加,閥口的壓降呈線性增加,導(dǎo)致液壓力下降。

區(qū)域Ⅲ。液壓力變?yōu)樨?fù)值,曲線近似為開口向上的拋物線。在這個(gè)區(qū)域內(nèi),隨著開度的增加,液壓力的絕對(duì)值逐漸增加,約在開度為0.18 mm左右達(dá)到最大值;然后,隨著開度的進(jìn)一步增加而稍有下降。這表明主導(dǎo)節(jié)流作用的區(qū)域從閥口轉(zhuǎn)移到了閥座節(jié)流孔,閥座節(jié)流孔的壓降是導(dǎo)致液壓力下降的主要原因。

流體介質(zhì)溫度為20 ℃、進(jìn)出口壓差為3 MPa時(shí),不同閥門開度的壓強(qiáng)分布如圖8所示。

圖8 不同開度的壓強(qiáng)分布云圖Fig.8 Pressure distributions for different openings

從圖8中可以看出:流體通過閥口狹窄處,壓力梯度迅速下降;隨著開度逐漸增加,閥座節(jié)流孔壓強(qiáng)逐漸下降;

圖8(g)中的節(jié)流孔處壓強(qiáng)(5 MPa)明顯小于圖8(d)處的壓強(qiáng)值(8 MPa)。

筆者沿著閥座壁面,取不同高度的點(diǎn),讀取各個(gè)點(diǎn)的壓強(qiáng)值,探究不同開度閥口的壓強(qiáng)變化情況。

開度為0.18 mm時(shí),閥口速度分布及所取壓強(qiáng)點(diǎn)位置如圖9所示。

圖9 0.18 mm開度閥口速度云圖Fig.9 Velocity contours at 0.18 mm opening

不同開度錐面壓力變化如圖10所示。

圖10 不同開度錐面壓力變化Fig.10 Pressure variation on the conical surface for different openings

圖10中,對(duì)于較小的開度(0.01 mm～0.10 mm),在節(jié)流孔處(即橫坐標(biāo)Y值較小)壓強(qiáng)很大,未發(fā)生明顯壓降,在閥口產(chǎn)生明顯壓降,最后回歸到出口壓強(qiáng)5 MPa。對(duì)于較大的閥口開度(0.14 mm～0.22 mm),在節(jié)流孔處有著明顯的壓降,雖然閥口也有壓降,但壓降的梯度明顯沒有(0.01 mm～0.10 mm)開度大,最后回歸至出口壓強(qiáng)5 MPa。

在開度逐漸增大的過程中,初始階段節(jié)流效應(yīng)主要由閥口決定,流體在閥口處發(fā)生了顯著的壓降。然而,隨著開度進(jìn)一步增大,節(jié)流區(qū)域從閥口轉(zhuǎn)向閥座節(jié)流孔;當(dāng)開度為0.18 mm時(shí),節(jié)流效應(yīng)主要由閥座節(jié)流孔決定,進(jìn)一步增大開度并不會(huì)增加液壓力。閥座節(jié)流孔處壓強(qiáng)低,表明流經(jīng)此處的油液流速很高。

正如圖9中所示:在閥座節(jié)流孔處存在高速流體流動(dòng),說明閥座孔口處存在節(jié)流效應(yīng)。

2.3 壓差對(duì)液壓力的影響

針對(duì)方案一,筆者選取流體介質(zhì)溫度為20 ℃,進(jìn)出口壓差分別為1 MPa、2 MPa、3 MPa、4 MPa、6 MPa、10 MPa,探究壓差變化對(duì)液壓力的影響。

在0.02 mm開度,不同壓差速度分布如圖11所示。

圖11 不同壓差的速度云圖Fig.11 Velocity contours for various pressure differences

從圖11中可以看出:壓差越大,閥口的流速越快,流速的增速也越快。

不同壓差下,液壓力與開度的關(guān)系如圖12所示。

圖12 不同壓差下液壓力與開度關(guān)系曲線Fig.12 Hydraulic pressure against valve opening for various pressure differences

圖12中,在相同溫度條件下,壓差越大、液壓力變化幅度越大。

從局部放大圖可以看出:壓差越大,曲線與液壓力為0(虛線所示)的交點(diǎn)橫坐標(biāo)越小,即壓差越大,正向液壓力所處開度范圍越小,閥芯可控開度范圍越小。這是因?yàn)閴翰钤酱?小開度狀態(tài)下流速的增速越快,閥口處的低壓和負(fù)壓所占面積越大,因此壓差越大,則液壓力變化范圍越大。

此外,在同一開度下,液壓力增幅與壓差的增幅近似成正比,表明液壓力與壓差之間存在線性關(guān)系。

不同閥口開度下,壓差與液壓力之間的關(guān)系如圖13所示。

圖13 不同開度下液壓力與壓差關(guān)系曲線 Fig.13 Hydraulic pressure against pressure difference for various valve openings

圖13表明:在小開度范圍(0.01 mm～0.06 mm),液壓力與壓差近似成正比;而在較大的開度范圍(0.08 mm～0.22 mm),液壓力與壓差近似成反比,且隨著開度增加,曲線的斜率在不斷減小。

研究結(jié)果表明:在高速開關(guān)閥中,閥進(jìn)出口的壓差對(duì)液壓力有顯著影響,較大的壓差導(dǎo)致液壓力的變化更大,同時(shí)使得閥芯開度的可控范圍變小。液壓力和壓差之間的關(guān)系復(fù)雜,并且取決于開度,小的開度下呈線性關(guān)系,而較大的開度下呈反比關(guān)系。

這些研究結(jié)果對(duì)于優(yōu)化高速開關(guān)閥的設(shè)計(jì)有較大價(jià)值。

2.4 溫度對(duì)液壓力影響

筆者在1.1節(jié)的方案一中選定工作壓差為3 MPa,溫度分別為-40 ℃、-20 ℃、0 ℃、20 ℃、40 ℃、60 ℃、80 ℃,探究流體介質(zhì)溫度變化對(duì)閥芯液壓力的影響。

不同溫度下,液壓力與開度關(guān)系的曲線圖如圖14所示。

圖14 不同溫度下液壓力與開度關(guān)系曲線圖Fig.14 Hydraulic pressure against valve opening for different temperatures

從圖14中可以看出:低溫對(duì)液壓力有很大影響,高溫對(duì)液壓力影響較小。隨著溫度降低,曲線開口在不斷變小,到-40 ℃時(shí)開口已變成負(fù)值。

溫度相關(guān)系數(shù)矩陣如圖15所示。

圖15 各溫度相關(guān)系數(shù)矩陣圖Fig.15 Correlation coefficient matrix for different temperatures

圖15中,相關(guān)系數(shù)值越大,橢圓越扁平,打“×”表示兩者之間相關(guān)性不顯著。

圖15進(jìn)一步支持了圖14的研究結(jié)果,其顯示-40 ℃與其他溫度沒有顯著相關(guān)性,并且具有負(fù)相關(guān)系數(shù)。另一方面,高溫之間呈現(xiàn)強(qiáng)烈的相關(guān)性,說明在較高溫度下,溫度對(duì)液壓力的影響較小。

流體的動(dòng)力黏度隨溫度的變化如圖16所示。

圖16 不同溫度液壓油動(dòng)力黏度 Fig.16 Dynamic viscosity of hydraulic oil at different temperatures

在-40 ℃和-20 ℃之間,動(dòng)力黏度變化為0.67 Pa·s,變化幅度最大。這表明在低溫條件下,溫度的變化可以導(dǎo)致動(dòng)力黏度的顯著變化,從而引起液壓力的大幅變化。然而,在高溫條件下,溫度對(duì)動(dòng)力黏度的影響較小,液壓力的變化也較小。同時(shí),因?yàn)閯?dòng)力黏度的變化會(huì)影響閥內(nèi)部流場(chǎng)分布特性,導(dǎo)致出口流量變化。

不同溫度下,各開度的流量及部分速度變化如圖17所示。

圖17 不同溫度下各開度流量及典型速度云圖Fig.17 Flow rate and typical velocity distribution at various openings and temperatures

圖17左側(cè)顯示了不同溫度下,各開度的流量;右側(cè)給出了0.22 mm開度下,80 ℃和-40 ℃的速度云圖。

可以看出,在同一開度下,溫度越低,動(dòng)力黏度越大,液壓油通過閥口速度越小,出口流量越小。

研究表明:流體介質(zhì)溫度是影響閥芯液壓力的重要因素,低溫對(duì)比高溫對(duì)液壓力有更大的影響。動(dòng)力黏度隨溫度的變化與液壓力的變化一致,在低溫下動(dòng)力黏度的變化較大,從而導(dǎo)致液壓力變化較大。這是因?yàn)闇囟扔绊懼黧w的動(dòng)力黏度,如圖16所示。在不同溫度下(-40 ℃與-20 ℃之間),液壓油的動(dòng)力黏度變化了0.67 Pa·s,變化幅度最大。

綜合圖14和圖15可以看出:動(dòng)力黏度的變化與液壓力變化一致。低溫狀態(tài)下,溫度變化會(huì)引起動(dòng)力黏度的大幅變動(dòng),導(dǎo)致液壓力發(fā)生很大變化。高溫狀態(tài)下,溫度對(duì)動(dòng)力黏度影響較小,液壓力變化也很小,液壓油通過閥口速度越大,出口流量越大。

2.5 結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)液壓力影響

該節(jié)研究了節(jié)流孔直徑、閥座錐角對(duì)液壓力[13]的影響。筆者設(shè)定進(jìn)出口壓差為3 MPa,流體介質(zhì)溫度為20 ℃。

筆者基于方案二進(jìn)行仿真計(jì)算,結(jié)果如表3所示。

表3 不同直徑閥座節(jié)流孔對(duì)應(yīng)的液壓力Table 3 Hydraulic pressureunder different diameters of the valve seat throttle hole

以一般工作壓差3 MPa為例,筆者選取流體介質(zhì)溫度為20 ℃,開度為0.01 mm、0.04 mm、0.10 mm,閥座節(jié)流孔直徑為0.7 mm,閥座錐角為60°、70°、80°、90°、120°,進(jìn)行仿真計(jì)算,其結(jié)果如表4所示。

表4 不同閥座錐角對(duì)應(yīng)的液壓力Table 4 Hydraulic pressure under different valve seat cone angles

根據(jù)表4數(shù)據(jù)可以看出:在恒定條件下,閥座節(jié)流孔直徑較大會(huì)導(dǎo)致液壓力較高。然而,閥座錐角與液壓力之間的關(guān)系未必總是線性的。在同一孔徑和錐角情況下,開度越大,液壓力的數(shù)值越小。

但是,在不同的孔徑[14]或者錐角情況下,不同開度,液壓力增幅與變化趨勢(shì)各不相同。節(jié)流孔直徑和閥座錐角對(duì)液壓力有顯著影響,并且它們之間的關(guān)系是非線性的。閥座節(jié)流孔直徑和閥座錐角會(huì)同時(shí)影響到閉合時(shí)閥芯[15]球頭與閥座之間的密封性。

因此,節(jié)流孔直徑和錐角受到物理結(jié)構(gòu)的限制[16-18]。因?yàn)楣?jié)流孔直徑和閥座錐角對(duì)液壓力有顯著影響,所以需對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化。

3 開關(guān)閥結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化

3.1 設(shè)計(jì)變量選擇

根據(jù)第2節(jié)的分析,閥座節(jié)流孔直徑為P1,閥座錐角為P2時(shí),會(huì)對(duì)液壓力產(chǎn)生重大影響。因此筆者將它們?cè)O(shè)為設(shè)計(jì)變量。

根據(jù)電磁閥本身的物理結(jié)構(gòu),筆者可確定設(shè)計(jì)變量參數(shù)P1、P2的取值范圍。

參數(shù)及變化范圍如表5所示。

表5 設(shè)計(jì)變量及參數(shù)變化范圍Table 5 Design variables and parameter ranges

3.2 DOE試驗(yàn)設(shè)計(jì)和響應(yīng)面分析

筆者對(duì)設(shè)計(jì)變量進(jìn)行中心復(fù)合設(shè)計(jì)(CCD),以閥座節(jié)流孔直徑P1、閥座錐角P2為輸入,液壓力F為輸出,選取9組樣本數(shù)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)計(jì)算。

樣本點(diǎn)及試驗(yàn)結(jié)果如表6所示。

表6 樣本點(diǎn)及試驗(yàn)結(jié)果Table 6 Sample points and experimental results

響應(yīng)面法[19]結(jié)合數(shù)理統(tǒng)計(jì)原理,采用試驗(yàn)設(shè)計(jì)對(duì)指定樣本點(diǎn)集合進(jìn)行試驗(yàn)分析,得到設(shè)計(jì)變量的目標(biāo)函數(shù)與約束函數(shù)的響應(yīng)面模型,其可以預(yù)測(cè)非試驗(yàn)點(diǎn)的響應(yīng)值[20-22]。筆者采用遺傳聚合響應(yīng)面算法,其根據(jù)可用的不同類型的響應(yīng)面(全二階多項(xiàng)式、非參數(shù)回歸、克里金法和移動(dòng)最小二乘法),構(gòu)建最適合每個(gè)輸出參數(shù)的響應(yīng)面類型。

為方便參數(shù)化建模,筆者構(gòu)建閥座半錐角和閥座節(jié)流孔半徑與液壓力的響應(yīng)面,如圖18所示。

圖18 閥座關(guān)鍵參數(shù)與液壓力的響應(yīng)面 Fig.18 Response surface of key seat parameters and hydraulic pressure

從圖18中可以清晰看出閥座半錐角、節(jié)流孔半徑與液壓力三者的關(guān)系。

在小節(jié)流孔半徑情況下,隨著閥座錐角的增大,液壓力變小;而對(duì)于大節(jié)流孔半徑,隨著閥座錐角的增大,液壓力先變小后變大。

3.3 基于遺傳算法的目標(biāo)優(yōu)化

在最小開度為0.01 mm時(shí),液壓力越大,液壓力的跨度范圍越大;當(dāng)液壓力隨開度變化的幅值越大,與其對(duì)應(yīng)的電磁力幅值范圍就越大,控制電流方式的脈寬調(diào)制(pulse, width,modulation,PWM)的調(diào)控范圍也就越大,從而使調(diào)控精度更好[23]。

筆者以0.01 mm開度的液壓力最大為優(yōu)化目標(biāo),使用遺傳算法進(jìn)行優(yōu)化求解。經(jīng)求解得到三組最優(yōu)解。筆者對(duì)這三組解進(jìn)行仿真驗(yàn)算,將結(jié)果與遺傳算法所得最優(yōu)解進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證。

計(jì)算所得最優(yōu)解集如表7所示[24-26]。

表7 最佳優(yōu)化解集Table 7 Optimal solution set

經(jīng)過筆者驗(yàn)證,優(yōu)化的結(jié)果與仿真驗(yàn)算的結(jié)果誤差均小于0.3%。

考慮實(shí)際加工工藝要求與制造成本,筆者選取閥座節(jié)流孔直徑為0.62 mm,閥座錐角為60°。

優(yōu)化前,閥座節(jié)流孔直徑為0.7 mm,閥座錐角為90°,液壓力為1.697 73 N;優(yōu)化后,節(jié)流孔直徑為0.62 mm,閥座錐角選取60°,液壓力為2.533 N,比優(yōu)化前提高了49.2%。

4 結(jié)束語(yǔ)

為了研究不同參數(shù)對(duì)高速開關(guān)閥液壓力的影響,筆者首先建立了不同開度、壓差、溫度,以及結(jié)構(gòu)參數(shù)的仿真模型;然后,詳細(xì)分析了各參數(shù)對(duì)液壓力的影響;最后,采用了響應(yīng)面分析,并結(jié)合遺傳算法對(duì)開關(guān)閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化。

研究結(jié)論如下:

1)隨著閥口開度的變大,主要節(jié)流區(qū)域發(fā)生了改變。在閥口開度逐漸增加的過程中,首先是閥口起主導(dǎo)節(jié)流作用,但當(dāng)開度增加到0.18 mm左右時(shí),閥座節(jié)流孔開始起主導(dǎo)節(jié)流作用。高速開關(guān)閥進(jìn)出口兩端壓差越大,液壓力變化幅度越大,閥芯可控開度范圍越小;

2)高溫對(duì)液壓力影響較小,而低溫對(duì)液壓力有很大影響,這取決于流體介質(zhì)的動(dòng)力黏度變化。在低溫之間,動(dòng)力黏度變化幅度可達(dá)85%,動(dòng)力黏度的大幅變動(dòng)會(huì)導(dǎo)致液壓力劇烈變化。而高溫之間,動(dòng)力黏度變化幅度在28%左右,溫度的改變不會(huì)引起動(dòng)力黏度的大幅變化,液壓力變動(dòng)也很小;

3)閥座節(jié)流孔直徑和閥座錐角對(duì)液壓力有很大影響,且這種影響是無序的。對(duì)閥座節(jié)流孔直徑和閥座錐角兩個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化,可以擴(kuò)大與液壓力匹配的電磁力范圍。優(yōu)化后,節(jié)流孔直徑為0.62 mm,閥座錐角為60°,電磁力范圍擴(kuò)大了49.2%。

當(dāng)前,筆者的研究主要聚焦于閥芯液壓力,暫未考慮電磁鐵結(jié)構(gòu)的問題。在后續(xù)的工作中,筆者會(huì)考慮增大液壓力對(duì)電磁鐵功率和尺寸的影響,并對(duì)高速開關(guān)閥的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行研究。