基于CFD法汽車(chē)起重機(jī)多路閥穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力分析

李知成，鄒泉敏，滕儒民，王 剛，劉照東

（大連理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 大連 116024）

國(guó)內(nèi)外起重機(jī)目前大多采用液壓傳動(dòng)作為基本的傳動(dòng)方式，包括定量閥控系統(tǒng)、恒功率變量系統(tǒng)、按需變量控制系統(tǒng)以及負(fù)載敏感系統(tǒng)等［1］。其中負(fù)載敏感系統(tǒng)由于能夠?qū)⒇?fù)載的變化傳到敏感控制閥塊中，及時(shí)調(diào)整系統(tǒng)的輸出供油狀態(tài)，保證各個(gè)執(zhí)行器正常運(yùn)作的優(yōu)點(diǎn)而被越來(lái)越多的應(yīng)用在各種工程機(jī)械中［2］。而為實(shí)現(xiàn)負(fù)載敏感系統(tǒng)功能，多采用比例多路換向閥作為控制元件。比例多路換向閥具有著體積小、重量輕、集成度高、操作方式多樣等優(yōu)點(diǎn)，在工程機(jī)械中被成熟應(yīng)用［3］。

多路換向閥稱為多路閥，由兩個(gè)或多個(gè)方向閥組成。它是一個(gè)多功能集成閥，集成了方向閥、止回閥、過(guò)載閥和制動(dòng)閥［4］。作為起重機(jī)液壓系統(tǒng)的關(guān)鍵組件之一，多路閥確定液壓泵向每個(gè)執(zhí)行器提供的油的方向和流量，然后控制執(zhí)行器的方向和速度［5］。在比例多路換向閥換向期間，閥桿在閥體閥孔中進(jìn)行相對(duì)運(yùn)動(dòng)。軸向阻力包括閥桿和閥體孔之間的摩擦阻力、液動(dòng)力和彈簧力。液動(dòng)力是當(dāng)流體流過(guò)液壓閥的閥腔和閥口時(shí)由于流體流速和流量的變化而在流體閥的閥桿上流動(dòng)的反作用力。液動(dòng)力分為穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力和瞬時(shí)液動(dòng)力。穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力是由流過(guò)閥腔和閥口的流體的速度和方向的變化引起的，瞬態(tài)流體動(dòng)力是流體流速的變化率引起的［6，7］。本文對(duì)汽車(chē)起重機(jī)比例多路換向閥進(jìn)行流場(chǎng)仿真，取其中副卷?yè)P(yáng)聯(lián)進(jìn)行穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力仿真分析，為汽車(chē)起重機(jī)多路換向閥設(shè)計(jì)提供思路。

1 工作原理

該比例多路換向閥的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要由閥體1、端蓋2、電磁閥3、壓力補(bǔ)償閥4、先導(dǎo)式溢流閥5、主閥芯6構(gòu)成。液壓油由入口P進(jìn)入，隨著主閥芯左移，節(jié)流口打開(kāi)，油液經(jīng)節(jié)流槽流入閥腔M。油液在閥腔M中頂開(kāi)單向閥，流經(jīng)壓力補(bǔ)償閥4進(jìn)入閥腔N，再由閥腔N進(jìn)入負(fù)載口B，完成汽車(chē)起重機(jī)的起升動(dòng)作。當(dāng)閥桿向左移動(dòng)時(shí)，工作原理類似。該多路閥為分片式，共4聯(lián)，分別為伸縮、變幅、主卷?yè)P(yáng)、復(fù)卷?yè)P(yáng)。每一聯(lián)結(jié)構(gòu)基本類似，本文只對(duì)副卷?yè)P(yáng)聯(lián)進(jìn)行分析。

該多路換向閥副卷?yè)P(yáng)聯(lián)的液壓原理如圖2所示。液壓油通過(guò)P1油口進(jìn)入系統(tǒng)，分為兩路，一路經(jīng)過(guò)先導(dǎo)油路1保證先導(dǎo)輸出油在30bar左右，另一路依次通過(guò)主閥副卷?yè)P(yáng)聯(lián)和壓力補(bǔ)償閥控制油缸伸縮動(dòng)作。壓力補(bǔ)償閥主要進(jìn)行閥后壓力補(bǔ)償，保持主閥壓差恒定，從而保證起重機(jī)在復(fù)合動(dòng)作時(shí)不受負(fù)載變化影響，各執(zhí)行機(jī)構(gòu)互不干擾。

圖1 MHPCV400-28FT基本聯(lián)剖視圖

圖2 比例多路換向閥副卷?yè)P(yáng)聯(lián)液壓原理圖

2 模型建立

根據(jù)起重機(jī)多路換向閥副卷?yè)P(yáng)聯(lián)二維設(shè)計(jì)圖紙，利用三維軟件UG建立以滑閥閥芯為中心的三維裝配體，在不影響計(jì)算正確性前提下對(duì)細(xì)小的工藝孔進(jìn)行忽略。導(dǎo)入Fluent軟件中的Geometry模塊提取流體區(qū)域。由于在閥芯移動(dòng)過(guò)程中不止有一個(gè)閥口有油液流過(guò)，因此需要分別對(duì)不同閥口進(jìn)行仿真計(jì)算，最后綜合各閥口共同對(duì)閥芯的作用。由于閥芯閥體都具有對(duì)稱性，為了節(jié)省計(jì)算時(shí)間，減少計(jì)算量，提取了1/2流體域進(jìn)行仿真分析。圖3為UG三維模型，圖4為抽取的流體模型。

圖3 UG三維模型

圖4 流體抽取模型

3 邊界條件

Fluent仿真軟件根據(jù)不同工況和條件提供了多種物理模型和計(jì)算方法。因?yàn)橛?jì)算模型和實(shí)際模型之間有很多差異，所以只能假設(shè)為理想狀態(tài)進(jìn)行仿真分析。研究使用的是表面光滑的滑閥，閥芯和臺(tái)肩保持絕對(duì)垂直，臺(tái)肩端面、閥芯同軸度都屬于理想狀態(tài)，整個(gè)閥體結(jié)構(gòu)無(wú)圓角，系統(tǒng)無(wú)泄漏；液壓油假設(shè)為不可壓縮、牛頓流體；采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型，且湍動(dòng)能為5%；使用的液壓油牌號(hào)為46#，油液工作溫度為40℃；根據(jù)油液牌號(hào)和工作溫度，取液壓油密度為890kg/m3，動(dòng)力粘度為0.0236kg/（m·s），不考慮溫度和泄露的影響；收斂算法采用SIMPLC，其他均保持默認(rèn)設(shè)置；殘差監(jiān)測(cè)的收斂精度設(shè)置為1×10-3。

該汽車(chē)起重機(jī)比例多路換向閥采用的閥后補(bǔ)償，前后壓差為2MPa，因而P到B選擇壓力入口（Pressure Inlet）和壓力出口（Pressure Outlet），進(jìn)口壓力為12MPa，出口壓力為10MPa。把中心面設(shè)定為對(duì)稱面（symmetry），其余設(shè)定為標(biāo)準(zhǔn)壁面。而A到T口采用速度入口（Inlet-Vent），入口速度換算為7.7m/s，出口為壓力出口，出口壓力為0.5MPa。

4 工況分析

4.1 P-B口流場(chǎng)分析

閥桿行程為13mm，仿真閥口開(kāi)度分別為1mm、3mm、5mm、7mm、9mm、11mm、13mm進(jìn)行仿真。P-B口閥桿位置為7mm、9mm、11mm、13mm時(shí)的速度云圖和壓力云圖如圖5和圖6所示。在閥桿不同開(kāi)度位置分別提取P-B口產(chǎn)生穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的大小，并統(tǒng)計(jì)分析對(duì)比，結(jié)果如圖7所示。

圖5 P-B不同閥桿位置下的速度云圖

圖6 P-B不同閥桿位置下的壓力云圖

圖7 P-B口產(chǎn)生穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力

從圖5和圖6對(duì)比分析得出，隨著閥口逐漸開(kāi)啟，到達(dá)最大閥口開(kāi)度時(shí)，射流現(xiàn)象緩解，壓力梯度減小，流場(chǎng)趨于平緩。節(jié)流槽閥口壓力梯度較大，流速較高，壓降也最為明顯，是影響流場(chǎng)均勻性以及產(chǎn)生液動(dòng)力的主要因素。

從圖7穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力仿真結(jié)果可以看出，P-B口液動(dòng)力隨著閥口開(kāi)度增大而增大，從3mm到11mm液動(dòng)力增長(zhǎng)率逐漸增加，11mm到13mm液動(dòng)力增長(zhǎng)率減小，曲線趨于平緩。說(shuō)明穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力隨著閥口開(kāi)度增加而增加，而當(dāng)閥口進(jìn)一步開(kāi)啟，達(dá)到最大閥口開(kāi)度后，流場(chǎng)趨于穩(wěn)定，穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力雖然增加，但增長(zhǎng)幅度減小。

4.2 A-T口流場(chǎng)分析

A-T分析方法與P-B口相同，圖8和圖9分別為A-T口3mm、5mm、7mm和9mm位置的速度云圖和壓力云圖。在閥桿不同開(kāi)度位置分別提取P-B口產(chǎn)生穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的大小，并統(tǒng)計(jì)分析對(duì)比，結(jié)果如圖10 所示。

圖8 P-B不同閥桿位置下的速度云圖

從圖8和圖9對(duì)比分析得出，隨著閥口逐漸開(kāi)啟，A-T口流場(chǎng)最大壓力和最大速度都有減小，說(shuō)明流場(chǎng)趨于平緩穩(wěn)定，壓力梯度明顯位置發(fā)生在節(jié)流口處。從圖10穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力分析結(jié)果可以看出，A-T口產(chǎn)生的液動(dòng)力隨著閥口開(kāi)度的增大逐漸減小，當(dāng)閥口開(kāi)到最大時(shí)，A-T口基本不產(chǎn)生穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力，流場(chǎng)比較均勻穩(wěn)定。

4.3 合力分析

將P-B口和A-T口產(chǎn)生的穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力矢量相加，即可得出閥桿在移動(dòng)過(guò)程中所受到的合力。合力結(jié)果如圖11所示。

由圖11可以分析得出，隨著閥桿位移逐步增大，穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力數(shù)值逐漸增大，且方向始終是阻礙閥桿移動(dòng)的方向；閥桿所受合穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力大小和趨勢(shì)基本與P-B口相同，說(shuō)明P-B口是主要產(chǎn)生穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的油口，故在分析和優(yōu)化穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力問(wèn)題時(shí)，應(yīng)主要關(guān)注P-B口的節(jié)流口優(yōu)化問(wèn)題。

圖9 P-B不同閥桿位置下的壓力云圖

圖10 A-T口產(chǎn)生穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力

圖11 閥桿所受合穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力

5 結(jié)論

通過(guò)對(duì)汽車(chē)起重機(jī)使用的4MHPCV400-28FT比例多路閥副卷?yè)P(yáng)聯(lián)進(jìn)行原理分析、模型建立、邊界條件的設(shè)定以及仿真結(jié)果的分析，詳細(xì)介紹了起重機(jī)多路換向閥穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的仿真方法，揭示了多路換向閥不同油口的流場(chǎng)規(guī)律，為多路換向閥可視化研究提供了詳細(xì)的過(guò)程和思路，對(duì)多路換向閥設(shè)計(jì)和穩(wěn)態(tài)液動(dòng)力的研究具有重要的指導(dǎo)意義。