二通插裝閥流動(dòng)特性仿真分析與流道改進(jìn)

0仿真計(jì)算與可視化分析與普通液壓閥相比，二通插銷閥（以下簡稱插銷閥）具有結(jié)構(gòu)緊湊、流動(dòng)阻力小、通量大、密封性能好、對油和氣污染敏感性低等特點(diǎn)。操作可靠、使用壽命長、快速響應(yīng)和快速控制的特點(diǎn)。近年來，隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)和計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)理論的發(fā)展，應(yīng)用CFD方法對液壓閥內(nèi)部流場進(jìn)行仿真計(jì)算以及可視化分析，已成為液壓技術(shù)領(lǐng)域新的研究熱點(diǎn)，特別是對閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)以及流道結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)是發(fā)展液壓技術(shù)的重要內(nèi)容之一。目前，國內(nèi)外眾多學(xué)者對液壓錐閥的內(nèi)部結(jié)構(gòu)與流場的研究取得了大量成果。HanMing-xing等人上述研究主要針對錐閥內(nèi)部流場特性、流量特性和氣穴，以及滑閥閥內(nèi)部的流動(dòng)特性和能量損失等進(jìn)行了研究，但是對于錐閥能量損失方面的研究卻不多見，并且大部分研究把內(nèi)部流場簡化為二維計(jì)算模型。為了深入解析工作過程中二通插裝閥內(nèi)部流場，按照插裝閥的實(shí)際結(jié)構(gòu)參數(shù)建立三維計(jì)算模型，本文采用Fluent軟件對插裝閥的內(nèi)部流場進(jìn)行可視化分析以及能量損失研究，并對流道結(jié)構(gòu)進(jìn)行了適當(dāng)?shù)母倪M(jìn)，對比分析了不同閥口結(jié)構(gòu)的內(nèi)部流場特性。其研究的方法與結(jié)果對二通插裝閥的結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)以及流道結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)具有一定的參考價(jià)值。1錐閥單元結(jié)構(gòu)插裝閥的基本結(jié)構(gòu)如圖1所示，它由閥體、錐閥單元和蓋板等組成。閥體是錐閥單元的安裝體，閥體中有連接錐閥單元的主油口A,B及控制口C。錐閥單元是插裝閥的基本單元，它由閥套、閥芯、彈簧組成，閥芯是不完整錐形，閥芯錐角60°，在閥套上有4個(gè)對稱通油孔。閥套是錐閥單元的外殼，其外形尺寸已標(biāo)準(zhǔn)化，可以和閥體上的標(biāo)準(zhǔn)插裝孔相配合。閥芯是錐閥單元的運(yùn)動(dòng)零件，彈簧用來使閥芯復(fù)位，蓋板蓋住錐閥單元并安裝插裝閥的控制機(jī)構(gòu)。如圖1所示，A、B分別為主油路的進(jìn)出口，C為控制油路通口。設(shè)A、B、C油口的壓力及其作用面積分別為p2計(jì)算模型從cfd開始2.1流場充放電方程采用CFD軟件Fluent對插裝閥閥內(nèi)三維流場進(jìn)行數(shù)值模擬，分析內(nèi)部流場特性，并假設(shè)流體為不可壓縮、牛頓流體，流體流動(dòng)的控制方程包括質(zhì)量守恒方程、動(dòng)量守恒方程、能量守恒方程質(zhì)量守恒方程：動(dòng)量守恒方程：能量守恒方程：式中，p為平均壓力；ρ為流體密度；γ為運(yùn)動(dòng)粘度；μ-2.2方程中的流動(dòng)力學(xué)平衡標(biāo)準(zhǔn)模型k-ε的湍動(dòng)能k和耗散率ε方程為式中：k為湍動(dòng)能；μ2.3插裝閥網(wǎng)格劃分為了深入解析工作過程中二通插裝閥內(nèi)部流場，按照插裝閥的實(shí)際結(jié)構(gòu)參數(shù)建立三維計(jì)算模型。由于該二通插裝閥不是完全以閥芯中心線對稱布置，且流體在閥腔內(nèi)的流動(dòng)是非常復(fù)雜的三維運(yùn)動(dòng)。另外，采用二維計(jì)算模型進(jìn)行分析會(huì)產(chǎn)生較大的誤差。因此按照該插裝閥的實(shí)際尺寸，采用SolidWorks軟件建立插裝閥的三維流場模型，如圖2所示。創(chuàng)建閥內(nèi)三維流場模型，并利用Fluent的前處理軟件進(jìn)行網(wǎng)格劃分。采用靈活性高和適應(yīng)能力強(qiáng)的非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，對壓力、速度梯度較大或存在復(fù)雜渦流的閥口及其進(jìn)出口腔交界處采用局部網(wǎng)格細(xì)化，以獲得更好的求解精度，對壓力變化不大的地方采用粗網(wǎng)格以減少計(jì)算機(jī)運(yùn)行時(shí)間和存儲(chǔ)容量。劃分網(wǎng)格后閥內(nèi)流道幾何結(jié)構(gòu)如圖3所示。流體介質(zhì)為液壓油，密度為860kg/m3模擬結(jié)果與分析3.1局部分布的特性如圖4所示，是閥口開度為1mm，入口流量為80L/min，閥腔內(nèi)部的壓力分布圖、速度矢量圖和湍動(dòng)能分布圖。由壓力分布圖（如圖4(a)所示）可知，閥口附近的壓力梯度較大，而閥進(jìn)、出口流道的壓力梯度較小。在閥口附近閥芯底部處，出現(xiàn)了最低負(fù)壓（-0.52MPa），且在閥腔出口流道出現(xiàn)了較大面積的負(fù)壓區(qū)域。這是由于閥口收縮流動(dòng)作用，使收縮處油液流速區(qū)域增大，壓力值急劇下降導(dǎo)致負(fù)壓區(qū)域的產(chǎn)生，當(dāng)壓力值降低到空氣分離壓（一般液壓油的空氣分離壓為1300～6700Pa)由速度矢量圖（如圖4(b)所示）可知，油液經(jīng)過閥口時(shí)呈高速射流狀態(tài)，在進(jìn)口流量恒定不變時(shí)，由于閥口處過流面積的突變，油液流速迅速增大，在此處流速最大。油液呈射流狀態(tài)流經(jīng)閥口并形成附壁流，進(jìn)入閥的出油腔后，在閥腔內(nèi)形成了兩個(gè)旋渦，一個(gè)位于閥套拐角處，分布面積較小，另一個(gè)位于閥出口流道內(nèi)，分布面積較大。由于粘性作用，拐角處后面的油液被帶動(dòng)而旋轉(zhuǎn)，產(chǎn)生渦流，造成能量損失，并產(chǎn)生噪聲。同時(shí)對比壓力分布圖，閥腔產(chǎn)生旋渦的區(qū)域和出現(xiàn)局部低壓區(qū)域相吻合，因此閥腔內(nèi)產(chǎn)生旋渦主要是由局部區(qū)域的壓力差所造成的。由湍動(dòng)能分布圖（如圖4(c)所示）可以看出，在閥口下游以及閥出口流道內(nèi)部湍動(dòng)能變化梯度較大，同時(shí)對比速度矢量云圖可知，旋渦產(chǎn)生區(qū)域分布在湍動(dòng)能突變區(qū)域，出現(xiàn)旋渦的附近，湍流動(dòng)能相對很大，因此旋渦的產(chǎn)生造成了較大的能量損失，減小了能量利用率3.2不同閥口開度對閥口抗壓強(qiáng)度的影響圖5、圖6和圖7分別為入口流量80L/min，閥口開度3mm、5mm閥腔內(nèi)部的壓力分布圖、速度矢量圖和湍動(dòng)能分布圖。對比不同閥口開度下的壓力分布圖（如圖4(a)和圖5）所示，在相同入口流量的情況下，隨著閥口開度的增大，閥腔內(nèi)整體壓力變化梯度減小，閥腔內(nèi)部最高壓力值由0.78MPa逐漸下降至0.15MPa；當(dāng)閥口開度較小時(shí)，閥口處形成局部負(fù)壓區(qū)域，隨著閥口開度的增大，閥口處負(fù)壓區(qū)域分布面積逐漸減小，并且負(fù)壓區(qū)域壓力值也逐漸增大。對比不同閥口開度的速度矢量圖（如圖4(b)和圖6）所示，在相同入口流量的情況下，隨著閥口開度的增大，閥腔內(nèi)油液最大流速由41.8m/s逐漸下降至18.9m/s，閥口附近油液流體速度變化梯度較??；當(dāng)閥口開度較小時(shí)，閥腔主要出現(xiàn)兩個(gè)旋渦，隨著閥口開度的增大，旋渦在主流的影響下逐漸耗散，最終只出現(xiàn)一個(gè)分布面積較小的旋渦。對比不同閥口開度下的湍動(dòng)能分布圖（如圖4(c)和圖7）所示，當(dāng)入口流量相同時(shí)，隨著閥口開度的增大，閥口處以及閥出油腔內(nèi)部湍動(dòng)能值逐漸減??；隨著閥口開度的減小，高湍流區(qū)域逐漸向閥口區(qū)域移動(dòng)。因此，當(dāng)入口流量相同時(shí)，隨著閥口開度的增大，閥腔內(nèi)部油液湍流強(qiáng)度減弱，能量損失降低。與速度矢量圖及壓力分布圖對比可知，湍動(dòng)能變化較大的區(qū)域與旋渦產(chǎn)生區(qū)域及壓力變化較大區(qū)域相吻合。因此，旋渦的產(chǎn)生能夠造成較大的能量損失。3.3閥口開度大小時(shí)，壓降隨閥口開度大小的分布根據(jù)前面分析可以得到插裝閥在不同入口流量下的閥口開度-壓降特性曲線，如圖8所示。由圖8可知，閥口開度從0.5mm逐漸增大到5mm時(shí)，閥口壓降從4.33MPa逐漸降低至0.01MPa，當(dāng)入口流量一定時(shí)，閥口壓降隨著閥口開度的增大而逐漸減小。當(dāng)閥口開度小于1mm時(shí)，壓降減小的幅度較大，閥口開度大于1mm時(shí)，壓降減小趨勢較平緩。出現(xiàn)上述現(xiàn)象的主要原因是，當(dāng)閥口開度小于1mm時(shí)，閥口過流面積隨閥口開度的增大逐漸增大，但其增大幅度較小，因此，在一定入口流量的情況下，壓降減小的幅度較大。當(dāng)閥口開度相同時(shí)，閥口產(chǎn)生的壓降隨著入口流量的增大逐漸增大，同時(shí)油液經(jīng)過閥口后造成的節(jié)流損失也隨之增大。4閥套突變拐角結(jié)構(gòu)仿真在二通插裝閥原結(jié)構(gòu)的仿真結(jié)果基礎(chǔ)上，提出以下兩種結(jié)構(gòu)，如圖9所示。由原結(jié)構(gòu)的仿真結(jié)果可知，閥腔內(nèi)形成了旋渦，造成能量損失，可將閥腔內(nèi)突變拐角結(jié)構(gòu)改為較為平緩的過渡結(jié)構(gòu)，從而改善旋渦的分布情況，因此將原結(jié)構(gòu)節(jié)流口下游的閥芯和閥套突變拐角結(jié)構(gòu)改為圓弧過渡結(jié)構(gòu)，如圖9(a)所示；根據(jù)原結(jié)構(gòu)的仿真結(jié)果，基于速度矢量圖中主流的流動(dòng)方向，將閥芯的形狀改為圓凸臺(tái)形，如圖9(b)所示的結(jié)構(gòu)。以閥口開度為1mm為例，進(jìn)口流量為80L/min，出口壓力為0的情況下進(jìn)行了仿真，仿真結(jié)果如圖10和圖11所示。如圖11所示，與原有二通插裝閥結(jié)構(gòu)的仿真結(jié)果（圖4）相比較，由速度矢量圖和湍動(dòng)能分布圖可知，B型結(jié)構(gòu)的流場中也出現(xiàn)了兩個(gè)旋渦，且旋渦的分布位置很相近，這主要是因?yàn)閳A凸臺(tái)的導(dǎo)向作用造成的。但相比較原結(jié)構(gòu)的湍動(dòng)能，旋渦附近的湍流強(qiáng)度減弱，能量損失降低。由壓力分布圖可知，閥腔內(nèi)最高壓力值為0.74MPa，最低負(fù)壓為-0.46MPa，與前幾種結(jié)構(gòu)相比較，此時(shí)出現(xiàn)的最低負(fù)壓明顯提高了，降低了發(fā)生氣穴現(xiàn)象的概率。5與原二通插裝閥結(jié)構(gòu)比較1）通過對二通插裝閥內(nèi)部流道進(jìn)行流場仿真分析得出，閥口開度為1mm時(shí)，在靠近閥套拐角處產(chǎn)生了旋渦；在閥口附近閥芯底部處，出現(xiàn)了最低負(fù)壓為-0.52MPa，且在閥腔出口流道出現(xiàn)了較大面積的負(fù)壓區(qū)域。隨著閥口開度的逐漸增大，負(fù)壓區(qū)域分布面積也逐漸縮小。2）通過流場仿真結(jié)果對閥腔內(nèi)部流道進(jìn)行適當(dāng)?shù)母倪M(jìn)，與原二通插裝閥結(jié)構(gòu)相比較，A型結(jié)構(gòu)的流場仿真結(jié)果中旋渦區(qū)減少，大大降低了能量損失。因此，平緩的過渡結(jié)構(gòu)可以有效消除旋渦。但閥腔內(nèi)出現(xiàn)了更低的負(fù)壓區(qū)域，最低負(fù)壓為-0.69MPa，增大了發(fā)生氣穴現(xiàn)象的概率。B型結(jié)構(gòu)的流場仿真結(jié)果中出現(xiàn)了兩個(gè)旋渦，且旋渦的分布位置與原結(jié)構(gòu)很相近，但旋渦附近的湍流強(qiáng)度減弱，降低了能量損失。閥腔內(nèi)最低負(fù)壓為-0.46MPa，其最低負(fù)壓明顯提高了，大大降低了發(fā)生氣穴現(xiàn)象的概率。如圖10所示，與原有二通插裝閥結(jié)構(gòu)的仿真結(jié)果（如圖4所示）相比較，由速度矢量圖和湍動(dòng)能分布圖可知，A型結(jié)構(gòu)