復(fù)雜流道特種滑閥流場數(shù)值仿真

(上海船舶設(shè)備研究所，上海 200031)

引言

流場數(shù)值模擬是計(jì)算流體力學(xué)的核心內(nèi)容之一，主要用于研究流體運(yùn)動(dòng)的物理特性，目前已廣泛應(yīng)用于液壓工程設(shè)計(jì)領(lǐng)域，其中液壓閥的流場數(shù)值仿真成為近些年的熱門研究領(lǐng)域，運(yùn)用先進(jìn)的計(jì)算機(jī)分析技術(shù)，可使工程設(shè)計(jì)人員從復(fù)雜深?yuàn)W的公式推導(dǎo)、反復(fù)驗(yàn)算工作中解脫出來，更多的關(guān)注液壓閥功能的實(shí)際設(shè)計(jì)效果，指導(dǎo)液壓閥的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，為后續(xù)液壓閥的實(shí)驗(yàn)研究和定型使用奠定基礎(chǔ)，具有重要的工程意義。本研究中的特種滑閥是大型復(fù)雜液壓裝備流量調(diào)節(jié)的關(guān)鍵控制元件，具有獨(dú)特的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)形式[1-2]，滑閥由非全周開口窗口型大小閥組合而成，閥芯驅(qū)動(dòng)部件驅(qū)動(dòng)大閥閥芯動(dòng)作開啟閥口，大小閥的開度調(diào)節(jié)通過杠桿機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)，杠桿臂可繞鉸接點(diǎn)做小幅擺動(dòng)，小閥與大閥開度大小關(guān)系取決于杠桿比，根據(jù)系統(tǒng)實(shí)際流量需求，工作時(shí)可小閥單獨(dú)作用或小閥大閥一起作用，圖1為滑閥主體結(jié)構(gòu)示意圖。

該滑閥內(nèi)部結(jié)構(gòu)呈不規(guī)則狀，流道拓?fù)潢P(guān)系復(fù)雜，大閥通徑達(dá)150 mm，高壓、大通徑及超大流量的使用環(huán)境使其具有很大的特殊性，與工程中常見的液壓滑閥設(shè)計(jì)方法和性能指標(biāo)存在較大差異，尤其在高壓大流量工況下，特種滑閥的流場行為表現(xiàn)出一定的獨(dú)特性[3-4]，使得該滑閥的設(shè)計(jì)開發(fā)具有相當(dāng)?shù)募夹g(shù)難度。為了降低研發(fā)成本、節(jié)省研制周期，工程中采用數(shù)值模擬方法分析液壓滑閥的內(nèi)部流場特性[5]。本研究以特種滑閥為研究對(duì)象，借助CFD技術(shù)對(duì)滑閥內(nèi)部流場進(jìn)行數(shù)值模擬和可視化分析，用于指導(dǎo)實(shí)際工程中特種滑閥的優(yōu)化設(shè)計(jì)工作。

圖1 滑閥主體結(jié)構(gòu)示意圖

1 流場分析理論

1.1 數(shù)學(xué)模型

特種滑閥內(nèi)部流體的流動(dòng)遵循質(zhì)量、動(dòng)量及能量守恒定律，在大流量工況時(shí)，滑閥窗口的節(jié)流效應(yīng)使實(shí)際流體工作在大雷諾數(shù)環(huán)境下，流體具有隨機(jī)性、有渦性、擴(kuò)散性和耗散性等特征[6]，可視為工作在湍流狀態(tài)，適用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型，其湍動(dòng)能k方程如下[7]：

(1)

耗散率ε方程：

(2)

式中，ρ—— 流體密度

μ—— 分子黏度

μt—— 湍流黏性系數(shù)

Gk—— 由平均速度梯度引起的湍動(dòng)能

Gb—— 由浮力影響產(chǎn)生的湍動(dòng)能

YM—— 可壓縮湍流脈動(dòng)膨脹對(duì)總的耗散率的影響

C1ε,C2ε,C3ε—— 常數(shù)，一般C1ε=1.44,C2ε=1.9

σk,σε—— 湍流普朗特?cái)?shù)，σk=1.0，σε=1.3

Sk,Sε—— 源項(xiàng)

1.2 滑閥流量系數(shù)計(jì)算方法

流量系數(shù)是滑閥設(shè)計(jì)的重要參數(shù)，它是衡量液阻流通能力的指標(biāo)，取決于閥口的收縮完善程度、孔口邊緣狀態(tài)和孔口形狀等因素。由伯努利方程推導(dǎo)得出滑閥閥口的平均速度為：

(3)

滑閥的流量為：

(4)

式中，Cv—— 流速系數(shù)

Cc—— 流經(jīng)閥口的收縮系數(shù)

Δp—— 閥口前后壓差

ρ—— 介質(zhì)密度

Ac—— 收縮斷面面積

A0—— 閥口面積

Cd=CcCv—— 流量系數(shù)[8]

由滑閥流量式(4)可得流量系數(shù)理論計(jì)算公式為：

(5)

2 流場數(shù)值模擬仿真

2.1 建模及網(wǎng)格劃分

本研究中的特種滑閥為三位三通機(jī)能的非全周開口滑閥，內(nèi)部流道復(fù)雜且結(jié)構(gòu)呈現(xiàn)非對(duì)稱狀，流場特性隨液體流向的不同而不同，需建立P-A及A-T兩個(gè)流向的三維模型分別加以分析。在不影響分析結(jié)果的前提下，對(duì)模型進(jìn)行簡化，采用UG三維建模軟件和Fluent Meshing網(wǎng)格劃分工具建立內(nèi)部流體三維模型并進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格類型選用Poly-Hexcore，對(duì)閥口處網(wǎng)格進(jìn)行加密處理，保證體網(wǎng)格的精度使maximum-skewness均小于0.8，采用網(wǎng)格總數(shù)分別為55萬個(gè)和64萬個(gè)時(shí)的仿真結(jié)果基本相同，計(jì)算效率相對(duì)較高，表明算法收斂性較好，網(wǎng)格劃分相對(duì)合理。

以小閥開度為基準(zhǔn)，選取閥口開度范圍內(nèi)的若干個(gè)工作點(diǎn)，分別建立小閥開度為6， 9， 12， 15， 17.5， 20.5， 23.5， 29， 41， 52， 64， 76， 87， 99， 110， 122， 134 mm時(shí)的三維模型，圖2為小閥開度29 mm(大閥開度5 mm)時(shí)，P-A和A-T兩個(gè)流向的內(nèi)流場流體三維模型網(wǎng)格圖。

圖2 滑閥內(nèi)部流場三維模型網(wǎng)格圖

2.2 邊界及參數(shù)設(shè)置

邊界條件設(shè)置如下：采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型，假設(shè)液壓油(水-乙二醇)為理想不可壓縮流體，忽略溫度的影響，密度為1080 kg/m3，動(dòng)力黏度為0.0432 Pa·s。采用的邊界條件為壓力入口和壓力出口，標(biāo)準(zhǔn)大氣壓下操作環(huán)境，P-A流向的入口壓力為19.5 MPa，出口壓力為12.5 MPa，A-T流向的入口壓力為11 MPa，出口壓力為0，其他表面采用壁面邊界條件，流體與壁面的接觸面為非滑移壁面。

2.3 數(shù)值仿真結(jié)果分析

流場分析在ANSYS Fluent軟件中進(jìn)行，按兩個(gè)流動(dòng)方向分別開展流場三維穩(wěn)態(tài)仿真模擬，得出不同閥口開度下滑閥內(nèi)部流場的壓力速度分布規(guī)律及流量特性、流量系數(shù)隨閥口開度的變化規(guī)律。

1) 壓力及速度分布

(1) P至A口的壓力和速度云圖：以下各圖為小閥開度29 mm，大閥開度5 mm時(shí)，油液從進(jìn)口P經(jīng)滑閥流出至A口的壓力和速度云圖?；y內(nèi)部的速度場如圖3所示。

圖3 滑閥內(nèi)部流場流線圖(P-A流向)

從圖4壓力云圖可知，流體在流經(jīng)小閥圓形通油孔進(jìn)入小閥腔體時(shí)，壓力從19.5 MPa逐漸下降至約15.5 MPa，沿閥桿及閥體壁面狹小區(qū)域進(jìn)一步流向小閥節(jié)流窗口時(shí)壓力基本穩(wěn)定，經(jīng)節(jié)流窗口壓力進(jìn)一步下跌至約12.8 MPa；相對(duì)而言，大閥的壓力分布較為均勻，進(jìn)出口及流道的壓力分別約為19.5 MPa和12.5 MPa，流體經(jīng)大閥節(jié)流窗口形成約7 MPa壓差，可見節(jié)流窗口是壓力損失的主要部位。總體而言，小閥的壓力梯度變化比大閥更為明顯，這是因?yàn)榇碎_度下，流體的絕大部分是通過小閥閥口流出至A口的原因，隨著大閥開度的變化，大閥壓力分布變化將加快。另外，閥體內(nèi)存在局部低壓區(qū)域和壓力沖高現(xiàn)象，最低壓力約為9.5 MPa，小于出口壓力12.5 MPa，最高壓力19.7 MPa，高于入口壓力19.5 MPa，出現(xiàn)局部高低壓區(qū)的主要原因是系統(tǒng)在大流量工況下，流體流經(jīng)節(jié)流窗口時(shí)，通流面積大大減小，流速急劇上升，形成射流形態(tài)，根據(jù)伯努利方程，流體動(dòng)能增加，靜壓能就變小，出現(xiàn)局部低壓，反之入口處的流體流動(dòng)速度相對(duì)較慢，流體動(dòng)能較小，靜壓能就變大，導(dǎo)致近入口處及流速較低區(qū)域易出現(xiàn)局部壓力沖高，低壓的存在容易產(chǎn)生渦旋形成氣穴及“回流”現(xiàn)象，增大系統(tǒng)耗散能，引起振動(dòng)和噪聲。

圖4 大小閥中心截面的壓力云圖(P-A流向)

從圖5速度云圖可知，大閥流道的絕大部分區(qū)域及閥腔死角、壁面等處的流速較小，接近為10 m/s，因大部分流體從小閥通過，小閥內(nèi)的流動(dòng)相對(duì)復(fù)雜、流速分布不均勻；大小閥的節(jié)流窗口處因通流面積大大減小，流速急劇增加，閥口區(qū)域形成射流，仿真結(jié)果顯示在約4100 L/min系統(tǒng)流量下，大小閥節(jié)流窗口處的最高流速分別可達(dá)約110 m/s和90 m/s，大閥閥口的流速變化相對(duì)小閥閥口緩慢，但亦會(huì)隨著大閥開度的增大逐漸上升，小閥閥口出口可能形成多個(gè)局部渦旋，也是形成氣穴的主要區(qū)域，對(duì)應(yīng)壓力云圖的低壓區(qū)，隨著大閥開度和流量的增加，大閥閥口出口區(qū)域同樣會(huì)出現(xiàn)渦旋。對(duì)滑閥內(nèi)流道采用流線型設(shè)計(jì)，同時(shí)對(duì)閥腔、閥口等局部尖角、棱邊處倒角，適當(dāng)增大閥芯與閥桿過渡圓弧半徑等措施，可改善高速流體對(duì)閥桿、閥腔壁面的沖擊，減小振動(dòng)和噪聲對(duì)系統(tǒng)的不利影響[9-10]。

圖5 大小閥中心截面的速度云圖(P-A流向)

(2) A至T口的壓力和速度云圖：以下各圖為小閥開度29 mm，大閥開度5 mm時(shí)，油液從進(jìn)口A經(jīng)滑閥流出至T口的壓力和速度云圖。油液從進(jìn)口經(jīng)滑閥流道的流動(dòng)狀態(tài)如圖6所示。

圖6 滑閥內(nèi)部流場流線圖(A-T流向)

從圖7壓力云圖可知，高速流體從進(jìn)口流向小閥全開狀態(tài)的節(jié)流窗口時(shí)，因流道壁面沖擊效應(yīng)消耗能量，壓力已從進(jìn)口的11 MPa下降至約9.6 MPa，出小閥閥口后壓力變化速度加快，呈現(xiàn)不均勻分布，最低約2.3 MPa，流體沿閥桿及閥體壁面間的狹小區(qū)域行進(jìn)時(shí)壓力基本穩(wěn)定，經(jīng)通油孔進(jìn)入大閥腔體后壓力進(jìn)一步下跌至約1.4 MPa；與P至A流向相似，在大閥處于5 mm的小開度下，大部分流體從小閥閥口經(jīng)過，大閥流道內(nèi)的大部分液體流速較慢，故壓力分布大范圍均勻，僅閥口處略有變化，但區(qū)域較小。同樣，局部低壓的存在，容易產(chǎn)生渦旋形成氣穴及“回流”現(xiàn)象，唯一不同的是，A-T流向時(shí)閥腔內(nèi)存在較多的負(fù)壓區(qū)域，負(fù)壓將導(dǎo)致油液中的氣體以氣泡形式析出后破滅并混入系統(tǒng)，使得油液體積彈性模量大大降低，產(chǎn)生較大的振動(dòng)和噪聲，影響系統(tǒng)穩(wěn)定性，可見A-T流向下，在出口T無壓力的邊界條件下，滑閥工作狀態(tài)相對(duì)惡劣。實(shí)際工程中可考慮通過增加出口T回路上的背壓，消除負(fù)壓效應(yīng)，改善液壓系統(tǒng)振動(dòng)及噪聲。

圖7 大小閥中心截面的壓力云圖(A-T流向)

從圖8速度云圖可知，大小閥的節(jié)流窗口處流速急劇增加，閥口區(qū)域形成射流，在約4900 L/min系統(tǒng)流量下，大小閥節(jié)流窗口處的最高流速分別可達(dá)約140 m/s和98 m/s，與P至A流向相似，流速的快速變化是引起壓力分布不均、渦旋及氣穴現(xiàn)象的主要原因，優(yōu)化閥體內(nèi)部流道設(shè)計(jì)和局部結(jié)構(gòu)可在一定程度上改善流場性能。

圖8 大小閥中心截面的速度云圖(A-T流向)

2) 流量特性及流量系數(shù)

本研究建立了不同開度下的滑閥內(nèi)流場三維流體模型，基于出入口壓差一定的邊界條件，開展數(shù)值模擬仿真。計(jì)算得到出入口質(zhì)量流量的理論值，取出入口質(zhì)量流量的平均值并轉(zhuǎn)化為液壓工程中常用的體積流量，根據(jù)滑閥壓力流量公式求解流量系數(shù)的大小。

圖9為P-A和A-T兩個(gè)流向下，不同小閥開度對(duì)應(yīng)的流量和流量系數(shù)仿真值繪制的折線圖。從圖形判斷，在閥口前后壓差一定時(shí)，流量隨閥口開度的增加而增大，單獨(dú)小閥作用時(shí)，流量增加相對(duì)緩慢，隨著小閥開度不斷增大，小閥和大閥共同作用時(shí)，流量增幅顯著上升，主要原因是大閥窗口過流面積遠(yuǎn)大于小閥窗口，大閥開啟節(jié)流功能后，滑閥的面積梯度不斷增加，但流量上升到一定程度后均趨于穩(wěn)定，可能原因是當(dāng)閥口開到一定程度后，流量趨于飽和狀態(tài)。兩個(gè)流向下，流量系數(shù)Cd測算值整體均呈現(xiàn)先減小后增加再減小的趨勢，隨著小閥開度增加，P-A和A-T流向時(shí)，流量系數(shù)分別從最大的0.81、0.75較快的下跌至最小的0.42、0.38，流量系數(shù)的最大值出現(xiàn)在小閥小開口區(qū)域，最小值出現(xiàn)在小閥全開、大閥處于微小開口的過渡區(qū)域，小閥全開后大閥開度繼續(xù)增大，則流量系數(shù)呈現(xiàn)先增加后減小趨勢，仿真工作點(diǎn)測得的流量系數(shù)Cd的平均值約為0.55。另外， 仿真還進(jìn)行了對(duì)相同閥口開度，施加不同數(shù)值的出入口壓力邊界后的計(jì)算，得出同一開度下，流量系數(shù)的大小基本不變的結(jié)果，表明特種滑閥流量系數(shù)的大小主要與流體的流動(dòng)狀態(tài)和閥口的位置相關(guān)[11-12]。

圖9 閥口開度與流量及流量系數(shù)對(duì)應(yīng)關(guān)系圖

3 流量系數(shù)的實(shí)驗(yàn)測定

3.1 實(shí)驗(yàn)方案

流量系數(shù)在特種滑閥性能試驗(yàn)臺(tái)上測定，試驗(yàn)臺(tái)主要包括液壓源、被試特種滑閥、調(diào)壓閥、流量計(jì)、壓力傳感器、位移傳感器、工控機(jī)等組成。根據(jù)滑閥實(shí)際工作狀態(tài)，按P-A和A-T兩個(gè)流動(dòng)方向分別實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)基于定壓差條件開展(壓力參數(shù)設(shè)定值如表1所示)，進(jìn)出口壓力由調(diào)壓閥設(shè)定并由壓力傳感器測得數(shù)據(jù)，流經(jīng)滑閥的流量由流量計(jì)測得，閥芯開度由位移傳感器檢測，實(shí)驗(yàn)時(shí)滑閥前后壓力及閥口開度調(diào)定至仿真模擬計(jì)算相同的數(shù)值，由液壓源供油后，測得不同閥口開度下的流量值，通過滑閥壓力-流量公式測定出流量系數(shù)的大小。圖10為特種滑閥流量系數(shù)實(shí)驗(yàn)測定原理圖。

表1 流量系數(shù)測定實(shí)驗(yàn)的壓力設(shè)定參數(shù)值

圖10 滑閥流量系數(shù)實(shí)驗(yàn)測定原理圖

3.2 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

由圖11可知，特種滑閥的流量系數(shù)計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值最大偏差約為0.02，最大相對(duì)誤差約為3.4%，具有較高的吻合度，實(shí)驗(yàn)值與仿真模擬值存在偏差的主要原因可歸結(jié)為仿真采用的流體模型和實(shí)驗(yàn)條件下的流體實(shí)際流動(dòng)狀態(tài)不盡相同，滑閥內(nèi)部流道復(fù)雜，局部壓力損失及內(nèi)泄漏等因素。但總體均在工程可接受范圍，表明采用CFD仿真手段測算特種滑閥流量系數(shù)值的方法可行，從仿真和實(shí)驗(yàn)數(shù)值看，閥口開度不同流量系數(shù)的數(shù)值不同，故對(duì)于本研究的特種滑閥而言，參考液壓工程中對(duì)滑閥的流量系數(shù)取0.60～0.65定值的近似處理方法并不可取，將產(chǎn)生較大的工程計(jì)算誤差，而采用流量系數(shù)仿真數(shù)據(jù)擬合曲線用于工程分析計(jì)算更加符合工程設(shè)計(jì)要求。

圖11 滑閥流量系數(shù)對(duì)比曲線

4 結(jié)論

本研究通過對(duì)特種滑閥內(nèi)部流場建模仿真，分析了其流場特性，得出的仿真結(jié)果和結(jié)論可用于指導(dǎo)實(shí)際系統(tǒng)和特種滑閥結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，仿真分析的主要結(jié)論如下：

(1) 特種滑閥中的節(jié)流窗口、流道、凹凸壁面、局部尖角、閥腔死角等局部位置是引起高壓大流量流體沖擊和壓力損失的主要原因，壓力和速度分布規(guī)律因閥口開度的不同表現(xiàn)不同。仿真結(jié)果表明，在系統(tǒng)大流量工作環(huán)境下，特種滑閥閥口處的流速急劇上升，壓力快速變化，產(chǎn)生局部低壓區(qū)，存在渦旋或回流的可能，優(yōu)化節(jié)流窗口形狀、完善流道型線、平滑閥芯閥桿過渡面、倒鈍銳邊、減小死角數(shù)等措施，能一定程度上改善壓力突變現(xiàn)象，降低系統(tǒng)耗散能;

(2) 從A-T流向的仿真結(jié)果可知，系統(tǒng)大流量工作時(shí)，出口T壓力為0的情況下，閥體內(nèi)部能量損失較大，出現(xiàn)較多的負(fù)壓區(qū)域，尤其是大閥處于小開口位置，這會(huì)導(dǎo)致油液中析出大量氣泡，氣泡破滅后產(chǎn)生氣體，產(chǎn)生氣穴現(xiàn)象，工程中可考慮在T口增加背壓，避免出現(xiàn)負(fù)壓效應(yīng)，這樣可大大改善系統(tǒng)振動(dòng)和噪聲;

(3) 仿真分析測算出的滑閥不同開度下的流量系數(shù)與實(shí)驗(yàn)測定值吻合程度較高，表明通過CFD仿真技術(shù)得出特種滑閥流量系數(shù)的方法合理可行，對(duì)流量系數(shù)的仿真值進(jìn)行曲線擬合，可用于實(shí)際工程分析計(jì)算，參考液壓工程中對(duì)滑閥的流量系數(shù)取定值的近似處理方法不適用本研究中的特種滑閥。