一种插装式比例节流阀主阀套通孔新结构研究

姚 静 俞 滨 李亚星 孔祥东

1.河北省重型机械流体动力传输与控制实验室，秦皇岛，066004

2.先进锻压成形技术与科学教育部重点实验室，秦皇岛，066004

3.燕山大学，秦皇岛，066004

0 引言

随着电液比例技术和插装阀技术的飞速发展，插装式比例节流阀因其具有高通流能力、较好的动静态特性等优点，被广泛应用于锻压机、注塑机等重型设备［1］。

目前，国内外对于插装式比例节流阀的研究主要集中在动静态特性分析［2－5］和主阀芯结构优化等方面［6－7］，在主阀套结构优化及性能影响分析方面研究较少。阀套作为插装式比例节流阀的关键部件，其通孔结构影响着阀的流量特性和流场特性。本文提出一种腰形通孔的主阀套结构，并通过流场仿真和可视化实验相结合的方法［8－9］，与传统结构进行对比分析。研究结果为插装式比例节流阀的结构优化设计提供了理论依据。

1 插装式比例节流阀主阀结构原理

插装式比例节流阀的主阀阀腔的流体流动区域由主阀芯、主阀套和阀块共同构成，如图1所示。流体从主阀下腔进油口进入，经过主阀芯与主阀套所形成的节流口，从主阀套通孔流出。

图1 插装式比例节流阀主阀部分二维剖视图

从油液的流经路线可以看出，油液经过主阀芯和主阀套所形成的节流口和主阀套的通孔时，都会产生一定的流态变化。这些流态变化将导致油液的压力损失，并伴随噪声。

传统的主阀套通孔结构为6个均布的圆形通孔，如图2所示。其通孔虽不起主要节流作用，但对流体流动仍会产生一定影响，有必要开展其结构形式对主阀流量及流场特性影响的研究。

图2 环向通孔为圆形通孔插装阀主阀套结构

2 网格划分和边界条件

2.1 网格划分

在对插装阀主阀进行流场分析前，先对其进行网格划分。由于插装式比例节流阀主阀结构具有不规则性，不同部位的结构尺寸相差较大，为了能减少网格个数并保证网格质量，使仿真既能满足精度要求又能尽量缩短仿真时间［10－11］，本文采用非结构化混合网络单元进行网格划分。以主阀的开口度为20%为例，其网格划分结果如图3所示。

图3 阀开口度为20%时的网格划分图

2.2 边界条件

调研发现，插装阀的工作压降通常为0.5MPa，因此，仿真时，该插装阀进口与出口压力分别选取为0.5MPa和0。具体边界条件设置如下：

（1）进口边界。进口选取压力进口边界条件，进口压力设为0.5MPa。

（2）出口边界。出口选用压力出口边界条件，出口压力设定为0。

（3）对称边界。在对称面上，垂直该面的速度取为零，其他物理量值在该边界内外相等。

（4）壁面。将与主阀芯相接触的面定义为主阀芯内外壁面，将与主阀套相接触的面定义为主阀内外壁面。

3 仿真分析

3.1 圆形通孔结构下流量特性仿真分析

利用FLUENT仿真分析，可得到插装阀主阀套为圆形通孔时流量特性曲线，并根据节流窗口的面积，可计算出插装阀的流量系数。其流量特性曲线如图4所示，其中，阀口开度α在0～15%区域为该阀的死区，故不研究该区域内阀的流量特性。

图4 仿真流量曲线

从图4可以看出，所研究的插装式比例节流阀具有变流量增益特性，主阀芯结构的特殊性使得该阀阀口开度在15%～40%区域和40%～100%区域所对应的流量增益不同，正是这种变增益特性，使其可以实现小阀口开度下流量精准控制和大阀口开度下高通油能力，从而广泛应用于重型机械设备液压控制系统中。但在40%～100%阀口开度下，其流量增益并没有保持恒定，而是逐渐减小，这是由于随着阀口开度的增大，阀套通孔对油液的阻尼作用越发明显，从而对其流量特性产生影响，限制了该阀的最大通油流量。

3.2 主阀套通孔结构优化设计

针对DN80插装式比例节流阀提出一种有4个均布腰形结构的通孔结构，两种通孔的结构尺寸如图5所示。经计算，采用腰形通孔结构的通流面积是传统通孔结构的1.3倍。

图5 两种主阀套通孔结构尺寸

设定主阀套内外壁面的压力差为0.5MPa，通过ANSYS仿真，得到主阀套在不同结构时的应变云图，如图6所示。

图6 不同通孔结构主阀套的应变云图

从图6可以看出，虽然图6a中主阀套通孔结构相对于图6b中结构改变了，但其变形量分布规律相似且最大值近似相等，因此，改变主阀套结构对阀套的承受能力基本没有影响。

3.3 两种阀套通孔结构下流量特性及受力分析

3.3.1流量特性对比

利用FLUENT仿真软件［12］，计算主阀套圆形通孔和腰形通孔两种结构在额定压差0.5MPa下不同开口度时的流量值，获得两种通孔结构的流量特性曲线如图7所示。

图7 圆形通孔和腰形通孔流量曲线对比

插装式比例节流阀属于流量控制阀，在恒定压差作用下，其主阀的流量特性主要受主阀节流口（含主阀芯节流口和主阀套通孔）通流面积的影响。从图7可知，在主阀芯开口度较小时，主阀芯节流口起主要节流作用，主阀套的通孔结构对主阀流量增益几乎没有影响；在主阀芯开口度较大时，主阀芯节流口和主阀套通孔共同起节流作用，此时主阀套腰形通孔结构相对于圆形通孔结构具有更大的通流面积，因此可提高该阀主阀的流量增益。在主阀芯开口度为80%～100%时，相对于圆形通孔结构，相应的主阀流量增益可增大12%～15%。

3.3.2主阀芯受力对比

利用FLUENT仿真软件，以主阀开口度为40%和100%为例，分析主阀芯所受径向不平衡力情况，如表1所示。

表1 主阀芯受径向不平衡力

由表1可知，腰形通孔可减小主阀芯所受的径向不平衡力。主阀芯的径向不平衡力是其内壁面所受径向力和外壁面所受径向力之和，由于其内壁面直接与流体流入位置相通，其压力分布较均匀，故主阀芯的径向不平衡力主要来自其外壁面所受的径向力。而相对于圆形通孔，腰形通孔由于其更大的通流能力，使主阀芯外壁面流体流动区域的压力分布相对均匀，从而减小了主阀芯外壁面所受的径向不平衡力，改善了主阀芯受力情况。

4 可视化实验研究

4.1 可视化实验方案

为验证仿真结论，采用可视化实验手段，其实验方案如图8所示。以水为传动介质，采用PIV测试系统进行实验研究。

图8 实验系统示意图

4.2 相似计算

由于可视化实验介质与工业用液压油特性有较大差别，为保证实验系统的准确性，需采用相似理论进行相似计算。在本实验中，流体的黏性力起主导作用，因此采用黏性力相似准则，即（Re）p＝ （Re）m，可得

式中，Cρ为密度比例系数；Cl为长度比例系数；Cv为速度比例系数；Cμ为黏度比例系数。

为保证实验模型尺寸便于PIV数据采集，选取长度比例系数为Cl＝2。液压油和水的相关参数取值如表2所示。

表2 46号液压油和水相关参数表

根据表2数据可计算得出Cρ＝0.89，Cμ＝40，从而计算出Cv＝22.47。

此外，实验模型还需满足压力相似判据，即

式中，Cp为压力比例系数。

根据式（2）可计算出Cp＝449。仿真模型进出口压差为Δpp＝0.5MPa，则实验模型进口压差为Δpm＝1.1kPa。

4.3 可视化实验模型试件

以上述相似计算结果为依据，采用高性能有机玻璃，加工各元件的实验模型，主阀套实验模型如图9所示。

将所有实验元件模型加工完成后，对其进行装配，其整体实验模型如图10所示。

主阀芯和主阀芯盖板用螺纹连接，可无级调节主阀芯的开口度，主阀套和主阀芯盖板用定位销固定，阀块和主阀芯盖板用螺栓固定，在阀块进出口处分别安装进口接头和出口接头，以方便连接管路。

图9 主阀套实验模型

图10 整体实验模型

4.4 实验结果分析

调定主阀芯开口度和进出水口压差，利用水桶、量杯和秒表测量固定时间内的流量，多次测量，取平均值，从而得到主阀在相应开度下的流量值。将CFD仿真结果与实验数据进行对比，如图11所示。由于实验系统条件有限，本文只测量主阀芯开口度为40%～80%时的流量数据。

图11 仿真与可视化实验的流量曲线

可以看出，两种主阀套通孔结构流量的仿真结果和实验结果基本一致，主阀芯开口度在60%～80%之间，相对于圆形通孔结构，腰形通孔结构具有更大的通流能力，在80%主阀芯开口度时，相对于圆形通孔结构，主阀的流量增益可增大12%。

5 结论

（1）针对插装式比例节流阀，提出一种腰形通孔的主阀套结构，通过仿真与可视化实验对比分析，得出主阀开口度在60%～80%时，相对于圆形通孔结构，腰形通孔结构具有更大的通流能力。

（2）相对于圆形通孔，腰形通孔的主阀套结构可减小主阀芯所受的径向不平衡力，改善主阀芯受力情况。

（3）提出的优化设计理论研究可为插装类元件性能的进一步提高奠定理论基础。

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