电液伺服阀喷挡级流场分析与结构优化

李芳，王晓露，张鑫彬，江金林

(上海航天控制技术研究所，上海 200233)

电液伺服阀喷挡级流场分析与结构优化

李芳，王晓露，张鑫彬，江金林

(上海航天控制技术研究所，上海 200233)

基于计算流体动力学方法，对喷嘴挡板伺服阀内部流道进行了三维建模，并利用Fluent进行了全流道的仿真分析，在分析过程中对伺服阀的局部结构进行了参数优化设计。仿真分析结果可以有效地为伺服阀结构设计提供有效的参考依据。

喷嘴挡板伺服阀;计算流体动力学;优化设计

电液伺服阀［1－2］是电液伺服控制系统中的核心控制元件，它直接接收系统传递的电信号，并把电信号转换成极性、成比例、能够控制电液伺服阀负载流量或负载压力的信号，从而使系统输出较大的液压功率，用以驱动相应的执行机构。因此电液伺服阀的性能高低将直接制约着整个电液伺服系统性能的提高。喷嘴挡板级 (简称为喷挡级)一般作为传统喷嘴挡板伺服阀的第一级放大，对喷嘴挡板级进行参数优化设计有助于提升喷嘴挡板型电液伺服阀的性能。

文中从计算流体动力学［3］角度对喷嘴挡板型电液伺服阀内部流道建模并进行了流场分析，在分析过程中，对喷嘴处的结构进行了参数优化设计，得到了较优性能下喷嘴结构处的参数组合。仿真分析结果为伺服阀喷嘴的结构设计提供重要的参考依据。

1 电液伺服阀结构与原理

图1是常见的双喷嘴挡板伺服阀基本结构，其工作原理为:当外界电流信号输出到力矩马达线圈后，处在磁场中的衔铁受到力的作用而偏转一个角度，同时垂直紧固在衔铁上的挡板也偏摆一个相应的角度，偏摆的结果使得两喷嘴与挡板之间的距离发生了变化，比原间隙小的，喷嘴阻力大，喷嘴前腔的压力升高，反之则降低。这样使作用在阀芯两端的油液压力存在一个差值，这一压力差推动阀芯运动，使伺服阀输出负载压力。在阀芯运动的同时带动反馈杆与挡板运动，这时挡板移动的方向恰好是消除喷嘴与挡板距离不等的方向，待两边间隙趋于相等时，阀芯两端的液压力也趋于相等，这时阀芯将处于一个新的平衡位置。对应地，当外界电流信号反方向时，阀芯则朝相反的方向运动。当伺服阀线圈无外界电流信号输入时，阀芯可以在反馈杆的作用下回到平衡位置。在阀芯位移或在负载压力为定值时，阀的输出流量与输入电流信号成比例。

图1 常见喷嘴挡板伺服阀结构原理图

2 伺服阀内部流道建模

根据电液伺服阀原理以及实际的电液伺服阀结构，抽取伺服阀内部流道的三维模型，如图2所示，将内部流道模型导入到ANYSYS中进行自由网格划分。网格划分的结果如图3所示。根据这一模型，利用流体动力学控制方程并设置合理的边界条件，即可实现伺服阀内部流道的流场仿真计算。

图2 伺服阀内部流道模型

图3 伺服阀内部流道模型的网格划分

3 流体动力学控制方程及边界条件设置

流体流动要受到物理守恒定律的支配［4］，包括质量守恒方程、动量守恒方程以及能量守恒方程，控制方程是这些守恒定律的数学描述。

3.1 质量守恒方程

式 (1)是不可压缩流体的质量守恒方程，该定律可以表述为单位时间内流体微元体中质量的增加等于同一时间间隔内流入到该微元体的净质量。

3.2 动量守恒方程

式 (2)为对任何类型的流体均成立的动量守恒方程，定律可描述为流体的动量对时间的变化率等于外界作用在该微元体上的各种力之和。

3.3 能量守恒方程

式 (3)是包含有热交换的流动系统必须满足的基本定律，该定律可表述为微元体中能量的增加率等于进入微元体的净热流量加上体力与面力所做的功。

3.4 标准k－ε控制方程

除了以上3个基本方程之外，在求解过程中还利用标准k－ε控制方程进行求解，这是由于要求解的流体模型属单相流流动，在喷嘴挡板处流速高，极易出现湍流，而标准k－ε控制方程正是适用于求解湍流情况的标准方程，k和ε是两个基本未知量，与之对应的输运方程为:

式 (3)与 (4)中:Gk是由于平均速度梯度引起的湍动能k的产生项，Gb是由于浮力引起的湍动能k的产生项，YM代表可压湍流中脉动扩张的贡献，C1ε、C2ε和 C3ε为经验常数，σk和 σε分别是与湍动能k和耗散率ε对应的prandt1数，Sk和Sε是用户定义的源项。

3.5 边界条件设置

一般而言，CFD的求解过程都需设置边界条件，特别的，对于瞬态问题，还需要设置初始条件。结合上述的求解方程，设置流动工作介质为10号航空液压油，同时设置油温为40℃，油液密度为850 kg/m3，油液的动力黏度为0.034 Pa·s。此外，流体模型的进口压力已知，选取压力进口边界条件并取进口压力为20 MPa，选取压力出口边界条件并取压力出口为一个大气压即101 325 Pa。

4 流场求解与参数优化分析

通过设置合理的边界条件，利用ANSYS进行流场求解［5－8］，图4是流场求解后的残差曲线，残差曲线的结果表示流场计算结果收敛，说明网格划分正确。图5是伺服阀流道内整体压力分布云图。通过流道的整体压力分布可知喷嘴处的压力变化曲线，如图6所示。据此为喷嘴结构的参数优化提供计算依据。

图4 流场计算后的残差曲线

图5 伺服阀流道内整体压力分布云图

图6 喷嘴处的压力分布曲线

为了减小流场分析时参数之间的相互影响，仿真时将喷嘴部分单独分开仿真，利用喷嘴处的压力分布曲线中喷嘴处的压力设置进口压力，该值约为9.4 MPa，出口压力为101 325 Pa。喷嘴部分的参数如图7所示，其中伺服阀喷嘴直径DN为0.24 mm、喷嘴端面直径Dd为0.37 mm、喷嘴阻尼孔长度lN为0.03 mm，喷嘴内夹角 θ1为110°，喷嘴外夹角 θ2为90°。仿真中为得到参数变化时的流场分布，对各参数设置不用的数值进行流场分析，如表1所示。通过各参数的对比分析找出影响喷挡级输出特性的关键因素，得到较优性能下的参数组合，为喷嘴挡板电液伺服阀喷挡级的结构优化提供设计依据。

图7 喷嘴处结构参数示意图

表1 喷嘴结构参数选取

4.1 喷嘴直径D N变化对伺服阀影响

图8—10是不同喷嘴直径下喷嘴处的压力与速度变化云图和曲线，可知:喷嘴直径越大，喷嘴处的压力与速度变化越小，反之则越大。选择喷嘴直径参数时，一方面不宜选得过大，过大容易造成泄漏增加，还容易造成喷嘴出口处的流动状态不稳定;另一方面也不宜选得过小，过小则很容易造成喷嘴堵塞，影响伺服阀正常工作，这里选取喷嘴直径为0.24 mm。

图8 不同喷嘴端面直径下喷嘴处的压力云图

图9 不同喷嘴直径下喷嘴处的速度云图

图10 喷嘴直径变化时喷嘴中心处的压力与速度变化曲线

4.2 喷嘴端面直径D d变化对伺服阀影响

结合所给参数，设置不同的喷嘴端面直径参数值，如图11所示，当喷嘴端面直径 (即环带)越大时，油液压力在喷嘴出口处的压降越明显，压力能很大部分转化成为动能，这一变化实质是由于喷嘴出口处的环带与挡板之间的间隙形成了一个节流孔，液压油流经节流孔造成油液压力降低。降低的压力能以动能的形式转化。因此，喷嘴端面直径实际应越小越好，可以有效减小油液温度变化对流量系数的影响。但是实际加工时很难保证锐边，工程应用上将喷嘴端面壁厚与零位间隙之比小于2时界定为“锐边”，可以保证节流口出流情况比较稳定。这里选取喷嘴端面直径为0.32 mm。

图11 喷嘴端面直径变化时喷嘴中心处的压力与速度变化曲线

4.3 喷嘴阻尼孔长度l N变化对伺服阀影响

利用前文的分析结果，设置不同的喷嘴阻尼孔长度值，该值是实际喷嘴加工时阻尼孔的误差范围((0.3±0.05)mm)。如图12所示，可以看出:当喷嘴阻尼孔长度在小范围内变化时，对喷嘴出口处的压力和速度影响很小。这里选取喷嘴阻尼孔长度为0.3 mm。

图12 喷嘴阻尼孔长度变化时喷嘴中心处的压力与速度变化曲线

4.4 喷嘴内夹角θ1变化对伺服阀影响

再次利用前文分析的优化参数，流场分析不同喷嘴内夹角时喷嘴处的压力与速度变化，如图13所示。当喷嘴内夹角变大时，喷嘴出口处的速度变化略微减小、压力损失减小。当内夹角为120°时压力损失最小，这里宜取喷嘴内夹角为120°。

图13 喷嘴阻尼孔长度变化时喷嘴中心处的压力与速度变化曲线

4.5 喷嘴外夹角θ2变化对伺服阀影响

最后结合前文的参数优化结果，设置不同的喷嘴外夹角参数，分析喷嘴外夹角对喷嘴处流场的影响。如图14所示，可以看出:当喷嘴外夹角为110°时，喷嘴出口处的速度和压力变化较大，但从整体上看，当喷嘴外夹角从90°～130°改变时，喷嘴出口处的压力和速度变化并不明显。

图14 喷嘴阻尼孔长度变化时喷嘴中心处的压力与速度变化曲线

5 结论

从以上的分析可以看出:喷嘴直径、喷嘴端面直径对喷嘴处的影响较大，喷嘴阻尼孔长度、喷嘴内夹角、喷嘴外夹角对喷嘴处的流场影响较小。此外，当喷嘴直径为0.24 mm，喷嘴端面直径为0.32 mm，喷嘴阻尼孔长度宜取0.25～0.35 mm之间，喷嘴内夹角为120°，喷嘴外夹角参数取90°～130°之间时，这些参数组合可以优化喷嘴挡板阀的性能。仿真分析结果可以为喷嘴挡板型电液伺服阀喷挡级的结构设计提供参考依据。

［1］王春行.液压伺服控制系统［M］.北京:机械工业出版社，2012.

［2］田源道.电液伺服阀技术［M］.北京:航空工业出版社，2008.

［3］王福军.计算流体动力学分析［M］.北京:清华大学出版社，2004.

［4］韩占忠.Fluent——流体工程仿真计算实例与分析［M］.北京:北京理工大学出版社，2009.

［5］阎耀保，黄伟达.张曦.电液伺服阀喷嘴挡板阀流场分析［J］.流体传动与控制，2011(3):1 －4.

［6］杨国来，陈亮，李秀华，等.锥直形喷嘴内部结构参数对射流流场影响的数值模拟［J］.液压与气动，2009(11):6－8.

［7］李震，刘新泰，张玉宝.喷嘴结构参数对射流流场影响的仿真与研究［J］.煤矿机械，2012，33(1):63 －65.

［8］陆向辉，高殿荣.两级电液伺服阀双喷嘴挡板阀内流场计算与分析［J］.中国机械工程，2012(16):1951－1956.

Field Flow Analysis and Structure Optim ization for Flapper-nozzle Stage of Electro-hydraulic Servo Valve

LIFang，WANG Xiaolu，ZHANG Xinbin，JIANG Jinlin
(Institute of Control Technology Shanghai Aerospace，Shanghai200233，China)

The 3D field flow model of the flapper-nozzle servo valve was built based on computational fluid dynamicsmethod，and the full field flow simulation analysis was done by Fluent.In the simulation process，the parameters optimization design of local structure of the servo valve was done.The simulation analysis results provide effective reference for the structure design of servo valve.

Flapper-nozzle servo valve;Computational fluid dynamics;Optimization design

TH137.52

A

1001－3881(2014)10－104－4

10.3969/j.issn.1001 －3881.2014.10.032

2013－04－15

李芳 (1979—)，女，硕士研究生，高级工程师，主要研究方向为电液伺服系统与液压控制。E－mail:cookie_leef@163.com。