旋转配流激振阀输出特性分析及试验验证

赵国超， 周国强， 王 慧， 张建卓， 李南奇,3

(1.辽宁工程技术大学 机械工程学院,辽宁 阜新 123000；2.辽宁省大型工矿装备重点实验室,辽宁 阜新 123000；3.佰斯特机械制造有限公司,辽宁 阜新 123000)

电液激振设备工作时，主要通过配流阀来控制振动的幅度、频率和方向，配流阀的结构参数和动态特性对电液激振设备输出的振动效果有一定影响，面向电液激振设备的振动控制研究配流阀具有重要意义[1-2]。配流阀在结构上可分为2D数字式、滑动式和旋转式[3]。旋转式配流阀因其结构紧凑、流量辨识率较佳和可控程度高等优势逐渐引起机械制造基础装备行业的重视[4]。旋转式配流阀工作过程时，依靠阀芯与阀体的相对旋转运动，使得油口交替通流完成液体流量和压力的输出以及执行机构运动方向的改变[5]。由于旋转式配流阀在激振技术中具有激振难度小、工作频率高等天然优势，已经逐渐成为研究热点[6]。

针对电液激振系统的控制阀结构及其动态特性，专家学者们开展了大量相关研究。Liu等[7]提出了一种新型带有旋转阀结构的电动液压激振器，使用Matlab/simulink分析不同开孔面积的阀芯结构特性，并对振动波形进行数值分析和试验验证。闵为等[8]通过试验得到锥阀阀芯位移及系统压力曲线，并研究阀体和阀芯不同结构时锥阀开启过程阀芯的振动特性。Wang等[9]提出了一种液压激振器，研究了矩形、三角形和半圆形的孔口形状对振动波形的影响，证明了阀芯孔口形状由振动波形的总谐波失真程度决定。李胜等[10]为了研究关键结构和工作参数对2D阀动态响应特性的影响规律，对2D阀进行了建模、动态仿真及试验验证，为其结构设计和优化提供理论依据。吴万荣等[11-12]采用格子Boltzmann方法研究了不同参数对电液激振系统中的换向阀阀口压力的影响。Ji等[13]设计一种以旋转伺服阀为控制元件的振动清洁装置，分析了伺服阀工作过程中系统的振动特性。王鹤等[14-15]基于旋转式激振控制阀构建了电液激振系统，利用数值模拟和试验验证研究并分析了阀口形状对振动波形的影响程度和趋势。刘毅等[16]提出一种转阀控制式脉冲波生成方法，建立Matlab/Simulink模型进行数值模拟，并研制出转阀控制式推板造波试验装置进行验证。Zhu等[17]采用计算流体力学方法分析了旋转伺服阀的流量和液动力矩特性，并优化了阀口控制腔，通过流量对比试验验证了CFD模拟旋转伺服阀运动过程的可行性。

上述文献通过数值模拟和试验验证对电液激振系统的控制阀展开研究，证明了其结构的可行性和相关研究方法的有效性，但由于旋转配流阀工作原理独特，工况条件对其输出特性的影响规律尚不清楚，使得不同工况条件下旋转配流激振阀的输出特性有待研究和证实。因此，本文提出一种用于产生交变激振力的新型旋转配流激振阀，利用Fluent/MRF方法对旋转配流激振阀进行流场动态模拟，研究不同进口压力和不同阀芯换向频率对旋转配流激振阀输出动态特性的影响规律，并搭建试验台对旋转配流激振阀的输出特性进行测试与验证。

1 旋转配流激振阀结构模型

提出的旋转配流激振阀主要部件有阀芯、阀体、轴承、旋转轴和格莱圈等，其结构原理如图1所示。

图1 旋转配流激振阀Fig.1 Rotary flow-distribution excitation valve

阀芯、旋转轴和阀体的三维形貌如图2所示，阀芯外径为49.5 mm、阀芯内径为22.5 mm、油槽长度为18 mm、油槽宽度为7 mm、油槽深度为6 mm、油口直径为6.5 mm。由图1、2可知：在X-Y平面内，油口Ⅰ和液压缸高压腔接通，油口Ⅱ和液压缸低压腔接通。在X-Z平面内，阀体两侧和前后对称排布四个油口，两个油口利用管路和供油泵连接，从而完成高压油液向阀体的内部输入，另外两个油口与油箱连接，实现低压油液经过阀体内部回到油箱。阀芯两端有相互交替的24个油槽，一侧的12个油槽置于外接供油泵的高压区，另一侧的12个油槽置于外接油箱的低压区。电机带动旋转轴不断转动，驱动油槽与液压缸交替接通，阀芯转动一个油槽角度实现一次供油和回油，两个过程相互独立、互不影响且同时进行，从而实现液压缸活塞杆的激振。与传统滑阀结构相比，由于在阀芯两端开设多个相互交替的油槽，既可提高激振频率和响应速度，也可使振幅和频率可调，并在一定程度上避免了持续运转引起的发热问题。

图2 阀芯、旋转轴和阀体结构Fig.2 Structural of valve core, rotation axis and valve body

2 旋转配流激振阀流场模拟分析

2.1 理论基础

多重参考系(multiple reference frame, MRF)法是一种在旋转坐标系中的定常计算模型，通过把计算域划分为具有相对运动的子域，并在每个子域中建立不同的参考系和控制方程，完成问题的计算和求解[18]。MRF模型计算原理如图3所示，MRF模型将流体域分为静止域和旋转域，交界处用交界面连接，交界面即属于旋转域也属于静止域，通过交界面传递不同区域之间的数据。

图3 多区域示意图Fig.3 Multi-regional schematic

进行流场分析时，应该满足质量守恒方程和动量守恒方程[19]

(1)

式中：ρ为流体密度；u为速度分量的时均值。

(2)

本文所使用的湍流模型为RNGk-ε模型，在计算时须引入如下的湍流输运方程[20]

(3)

式中：C1ε=1.42、C2ε=1.68、αk=1.0、αε=0.769；ueff为湍动黏度；k为湍动能；ε为湍动耗散率。

旋转配流激振阀的换向频率与阀芯旋转速度和油口通流次数有关，而油口通流次数由油槽数量决定，因此，换向频率与旋转速度的换算关系可由式(4)计算

在“十二五”规划中曾提出不断促进第三产业的发展，优化产业结构，提高第三产业比重的期许，而不断促进第三产业的发展有利于促进我国经济的发展，对于实现我国的可持续发展具有重要的意义。扩大增值税征收范围对于不断促进我国产业结构优化具有重要的意义，也符合经济发展的规律。

(4)

式中：f为阀芯换向频率；Z为阀芯同侧油槽数量；n为阀芯旋转速度。

2.2 旋转配流激振阀流场特性

为分析旋转配流激振阀的输出动态特性，利用Fluent对其流场进行动态模拟，计算时转动区域不存在网格畸变，因此利用MRF方法进行流场仿真可行[21]。

根据阀芯结构、功能对称性，对旋转配流激振阀流道模型进行网格划分，设定三个油口为压力边界，油槽为滑移域的壁面边界，网格划分与边界条件如图4所示。

图4 流道模型与边界条件Fig.4 Flow channel and boundary conditions

主要仿真参数为：仿真时间为0.5 s、步长为0.000 1 s、油液密度为890 kg/m3、进口压力为15 MPa、出口压力为10 MPa和阀芯换向频率为100 Hz(对应的阀芯转速为500 r/min)，图5、6分别为旋转配流激振阀流场的速度矢量分布图和不同时刻的截面压力分布云图。

图5 速度矢量分布图Fig.5 Contours of velocity vector

(a) t=0.004 0 s截面压力分布云图

(b) t=0.006 8 s截面压力分布云图

(c) t=0.009 6 s截面压力分布云图图6 不同时刻的截面压力分布云图Fig.6 Contours of sectional pressure distribution at different moments

由图6(a)可知，0.004 0 s时旋转配流激振阀阀芯与阀口交界面处的压力(即旋转配流激振阀阀口输出压力)为10.66 MPa，油槽内部压力平稳，出口边界面处压力为9.42 MPa；由图6(b)可知，0.006 8 s时旋转配流激振阀旋转至阀口完全开启状态，阀口输出压力为11.33 MPa，出口边界面处压力为10.28 MPa；由图6(c)可知，0.009 6 s时旋转配流激振阀阀口输出压力为10.74 MPa，出口边界面处压力为10.14 MPa；由上述可知，旋转配流激振阀阀口通流面积先增加后减小，阀口输出压力随之先增加后减小，两者变化趋势相同。

3 旋转配流激振阀输出特性分析

3.1 进口压力对旋转配流激振阀输出特性的影响

为分析进口压力对旋转配流激振阀输出压力、流量的影响规律，设定阀芯换向频率为100 Hz、进口压力分别为14 MPa、15 MPa、16 MPa和出口压力为10 MPa进行仿真，获得如图7(a)、(b)所示的旋转配流激振阀输出压力、流量动态特性曲线。

(a) 压力

(b) 流量图7 不同进口压力下旋转配流激振阀输出特性曲线Fig.7 Output characteristic curve of rotating flow-distribution excitation valve with different inlet pressure

3.2 阀芯换向频率对旋转配流激振阀输出特性的影响

旋转配流激振阀与电机直接相连，电机的转速直接影响阀芯的换向频率。设进口压力为15 MPa，出口压力为10 MPa，换向频率分别为100 Hz、140 Hz、180 Hz(对应的转速分别为500 r/min、700 r/min和900 r/min)进行仿真，获得如图8(a)、(b)所示的旋转配流激振阀输出压力、流量动态特性曲线。

(a) 压力

(b) 流量图8 不同换向频率下旋转配流激振阀输出特性曲线Fig.8 Output characteristic curve of rotating flow-distribution excitation valve with different commutation frequency

由图8可知，换向频率为100 Hz时，旋转配流激振阀输出压力、流量峰值分别为11.31 MPa和84.42 L/min；换向频率为140 Hz时，旋转配流激振阀输出压力、流量峰值分别为11.23 MPa，和77.81 L/min；换向频率为180 Hz时，旋转配流激振阀输出压力、流量峰值分别为11.17 MPa和69.37 L/min。由此可知，随着换向频率增加，旋转配流激振阀输出压力、流量峰值降低，由于过高的换向频率使液体局部漩涡程度增加，局部压力损失增加，从而影响输出压力和流量。

由图7、8可知，旋转配流激振阀输出压力、流量与阀口通流面积变化趋势相同；通过旋转配流激振阀的不同进口压差和与阀芯换向频率，可以实现激振频率和振幅的协同调节及参数匹配控制。

4 试验验证

为检验MRF方法的有效性和所得结果的准确性，研制旋转配流激振阀样机并搭建电液激振试验台对该阀的输出压力和流量进行试验测试，电液激振试验台主要包含旋转配流激振阀、液压缸、供油泵、电控系统、压力控制系统、数据采集系统及上位机等，试验台实物及测试现场如图9所示。试验时首先供油泵对系统进行预加压，然后通过压力控制系统的电磁换向阀、电磁溢流阀调节系统压力，直到蓄能器和液压缸压力达到预设值，最后开启电机即可开展试验。电液激振试验台参数及设备型号如表1所示。

图9 电液激振试验台与测试现场
Fig.9 Electro-hydraulic exciting test bench and test site

表1 电液激振试验台相关设备型号及参数Tab.1 Type and parameters of equipment related to electro-hydraulic vibration test bench

4.1 进口压力条件下旋转配流激振阀输出特性试验

保证试验条件与仿真条件一致，不同进口压力条件下，试验所得旋转配流激振阀输出压力和输出流量实测曲线如图10所示。

由图10可知，进口压力为14 MPa时，实测旋转配流激振阀输出压力、流量峰值分别为11.23 MPa和80.63 L/min；进口压力为15 MPa时，实测旋转配流激振阀输出压力、流量峰值分别为11.29 MPa和82.54 L/min；进口压力为16 MPa时，实测旋转配流激振阀输出压力、流量峰值分别为11.36 MPa和86.26 L/min。随系统供油压力增加，旋转配流激振阀输出压力、流量峰值均提高，系统压力由14 MPa增至16 MPa时，旋转配流激振阀的输出压力、流量峰值分别提高了1.16%和6.98%。

图10 基于进口压力的旋转配流激振阀输出试验曲线Fig.10 the output test curve of the rotating vaive based on the commution frequency

4.2 阀芯换向频率条件下旋转配流激振阀输出特性试验

保证试验条件与仿真条件一致，不同换向频率条件下，试验所得旋转配流激振阀输出压力和输出流量实测曲线如图11所示。

图11 基于换向频率的旋转配流激振阀输出试验曲线Fig.11 the output test curve of the rotating vaive based on the inlet pressure

由图11可知，换向频率为100 Hz时，实测旋转配流激振阀输出压力、流量峰值分别为11.30 MPa，和83.28 L/min；换向频率为140 Hz时，实测旋转配流激振阀输出压力、流量峰值分别为11.22 MPa和76.50 L/min；换向频率为180 Hz时，实测旋转配流激振阀输出压力、流量峰值分别为11.16 MPa和67.82 L/min。随着换向频率增加，旋转配流激振阀输出压力、流量峰值均下降，换向频率由100 Hz增至180 Hz时，旋转配流激振阀输出压力、流量峰值分别下降了1.24%和18.6%。

4.3 仿真与试验结果对比分析

以旋转配流激振阀仿真和试验获得的输出压力、流量峰值作为统计对象。进口压力为14 MPa、15 MPa、16 MPa的仿真和试验对比结果如图12(a)所示；换向频率为100 Hz、140 Hz、180 Hz的仿真与试验对比结果如图12(b)所示。

图12 仿真和试验结果对比Fig.12 Comparison of simulation and test results

对比仿真和试验结果可知：基于进口压力工况下的旋转配流激振阀仿真与试验输出压力峰值的平均误差约为0.18%，输出流量峰值的平均误差约为2.14%；基于换向频率工况下的旋转配流激振阀仿真与试验输出压力峰值的平均误差约为0.10%，输出流量峰值的平均误差约为1.76%。不计试验过程的微量泄漏、油液黏度降低等环境因素引起的误差，可认为数值仿真结果和试验结果的总体趋势相同，波形情况基本吻合，即验证了前文的研究，又证明了旋转控制阀结构的合理性和其操作的可行性。

5 结 论

(1) 旋转配流激振阀阀口通流面积直接影响旋转配流激振阀输出压力和流量，输出压力和流量的变化趋势与通流面积变化趋势相同。

(2) 旋转配流激振阀输出压力和流量的峰值随进口压力增加而上升；当进口压力由14 MPa增至16 MPa时，输出压力、流量峰值分别提高了1.16%，和6.98%；改变进口压力可实现对旋转配流激振阀输出特性进行调幅控制。

(3) 旋转配流激振阀输出压力和流量的峰值随换向频率增加而降低；当转速向频率由100 Hz增至180 Hz时，输出压力、流量峰值分别降低了1.24%和18.6%；改变换向频率(电机转速)可实现对旋转配流激振阀输出特性进行调频控制。

(4) 压力工况下，仿真和试验结果的输出压力和流量的平均误差分别为0.18%、2.14%；换向频率工况下，仿真和试验结果的输出压力和流量的平均误差分别为0.10%、1.76%；两种工况下的平均误差均小于5%，证实了旋转配流激振阀结构的合理性及仿真的可行性。