多路换向阀稳态液动力分析与结构优化

左文昊，陈奎生，2，湛从昌，2，涂福泉，2，吴凛，2

(1.武汉科技大学机械自动化学院，湖北武汉 430081；2.武汉科技大学冶金装备及其控制教育部重点实验室，湖北武汉 430081)

0 前言

多路阀广泛应用于起重机等重型机械的液压控制系统中，其中三位六通型多路阀常作为液压系统的主换向阀使用，但作为一种滑阀，在实际工作过程中，阀芯常常会发生卡滞现象。而在阀口复位关闭的过程中，阀口开度逐渐减小，流体对阀芯造成的冲击增大，使得滑阀所受的稳态液动力尤为突出。因此，降低阀口小开度情况下的稳态液动力对提升多路阀的安全性和操控性有重大意义[1]。邓斌等人[2]研究了多路阀阀芯上的稳态液动力对阀芯操纵力的影响，认为稳态液动力在很大程度上破坏了阀芯操纵力和阀芯行程之间的线性关系。张宏等人[3]分析了大流量情况下多路阀的稳态液动力，指出多路阀在阀口小开度开启时会产生较大的稳态液动力。乔治等人[4]对一种新型多路换向阀的节流槽进行了流场分析，指出在小开度时多路阀最大射流速度过大，导致阀体内部流场紊动严重。关天元[5]研究了多路阀的流场特性和稳态液动力，对不同尺寸的U形节流槽的优化设计规律进行了总结。郑长松等[6]探究了液压滑阀的流场特性和稳态液动力，指出随着阀口的开度增大，轴向稳态液动力会由正值逐渐减小为负值，然后又逐渐增大为正值。QIAN等[7]研究了球阀内复位弹簧刚度对流量和阀芯运动的影响，并总结了复位弹簧的设计方法。左嘉韵[8]研究了多路阀在不同工况下的内部流场，以阀内阻力最小为优化目标，对结构进行优化设计。

本文作者以回转缓冲阀主换向多路阀为研究对象，针对滑阀复位过程中稳态液动力过大导致的卡滞现象，在阀芯上增加挡流凸台阻挡阀口小开度时产生的高速射流，并采用AMESim与Fluent软件进行联合仿真，探究具有不同参数的凸台对稳态液动力的影响，从而为提高多路换向阀操控性的设计和优化提供参考。

1 多路阀液压系统仿真

1.1 多路阀结构

参照回转缓冲阀上使用的主换向阀，其结构原理如图1所示。

图1 多路阀结构

如图1所示，多路换向阀阀芯处于中位，补油回路P→C阀口全开，压力油进入压力回路后全部以最低压力卸荷返回油箱。当阀芯在外界操纵力的控制下向右移动，P→C阀口逐渐关闭，阀芯位移超过阀口遮盖量后P1→A阀口逐渐打开，压力油开始进入液压马达做功。阀芯向左移动10 mm后，达到左端极限位置，若撤销外部操纵力，阀芯会在复位弹簧的作用下回到中位。阀芯自左侧极限位置回到中位的过程中会经历3个阶段：P1→A阀口全开、P→C阀口全闭，到P1→A与P→C并联运行，再到P1→A阀口全闭、P→C阀口全开。

1.2 AMESim仿真建模

参照图1所示的多路阀结构，使用AMESim软件搭建回转缓冲阀液压系统的仿真模型，如图2所示。由于阀芯上存在多组节流槽，其通流面积随阀芯的位移呈非线性变化，需要将对应阀口的通流面积的变化曲线以列表文本的方式导入软件以获得准确的阀口流量。仿真使用直接输入阀芯位移信号的方式代替弹簧与操控力对阀芯的控制，从而获取阀芯位移与换向阀输出流量之间的关系。

图2 AMESim液压系统模型

系统主要仿真参数见表1。

表1 系统主要仿真参数

通过AMESim仿真，得到滑阀复位过程中P1→A口与P→C口分流的流量曲线，如图3所示。

图3 安全溢流阀口、P1→A口与P→C口流量曲线

2 稳态液动力的计算与分析

理论计算稳态液动力时，主要使用的方法是基于计算进出口处油液动量差的方式，得到稳态液动力大小。但是如果考虑油液在阀腔内的实际运动过程，滑阀稳态液动力可以理解为阀芯壁面受到不同流速油液的冲击，改变了阀芯各壁面原有的压力状态，使得阀芯受到了一个轴向附加力[5]。

本文作者采用Fluent仿真分析多路阀进油腔进口节流时阀芯上的稳态液动力大小，研究稳态液动力对阀芯操纵力的影响。

2.1 模型建立与网格划分

多路阀进油腔流道模型与其尺寸如图4所示。阀芯上有2组节流槽，一组为双U形节流槽，另一组为三角形节流槽，槽深2.5 mm，均对称设置。图4中阀芯处于右端极限位置，若要回到中位阀芯需要向左移动10 mm。

图4 阀芯结构简图

为了便于仿真计算，仿真模型进行了部分简化，去除了阀芯和阀体上的圆角，且假设阀体与阀芯的配合无间隙。由于阀芯的结构较为复杂，故采用非结构化网格对几何模型进行网格划分。另外，节流边处的压力和速度梯度变化很大，存在涡流等其他复杂流态[9]，需要对节流槽及周边区域进行局部网格细化。对于入口和出口等压力和速度变化不大的区域，采用粗网格处理。

如图5所示，为阀口开度2 mm时的网格划分模型，一共有962 720个网格，195 291个节点，最小网格体积为0.008 mm3，网格质量均大于0.3。

图5 进油腔计算网格

2.2 仿真设置与分析

换向阀阀芯总行程10 mm，有效节流长度8.5 mm，将8.5 mm有效行程分为1.5～10 mm的18个阀口开度，对其建立流场模型，设置入口形式为流量入口，将图3中的P1-A口的流量曲线离散化后作为各阀口开度下的入口边界条件；出口形式为压力出口，出口压力为0.5 MPa，湍流强度为5%，计算残差小于0.001。流体为不可压缩的理想流体，采用Realizableκ-ε湍流模型，流场计算方法选用Simple方法。流体为液压油，密度为860 kg/m3，动力黏度为0.04 Pa·s。

18个阀口开度的阀芯稳态液动力仿真结果如图6所示，稳态液动力方向趋于使阀口关闭，且随着阀口开度的减小，稳态液动力逐渐增大。在这个过程中，影响稳态液动力的主要因素是节流槽两侧的压差变化。在入口流量恒定的情况下，阀芯开度越大，节流槽作用越小，两侧压差减小，稳态液动力也减小。

图6 稳态液动力仿真结果

2.3 稳态液动力对多路换向阀操纵力的影响

多路阀阀芯在移动过程中会受到操纵力、弹簧力、稳态液动力、瞬态液动力、黏性阻力和惯性力等多种力的作用。文中多路阀主换向阀采用的复位弹簧，弹簧系数36 N/mm，安装预紧力54 N。阀芯在稳态时主要受到操纵力、弹簧力和稳态液动力[10]。在阀芯复位的过程中，对比考虑稳态液动力和忽略稳态液动力对阀芯操纵力的影响，结果如图7所示。若是忽略稳态液动力，简单地按照弹簧系数计算操纵力会造成较大的误差，图7中在阀芯行程2 mm时阀芯最大稳态液动力为42.33 N，此时复位弹簧力为126 N，相对误差为33.6%。而操纵力为两者之和，等于168.33 N。此时，稳态液动力在操纵力中占比25.15%。

图7 操纵力计算

通过仿真计算得到的稳态液动力与复位弹簧力方向相同，都是趋于阀口关闭的方向，这导致在同样的阀芯开度下阀芯会获得过大的操纵力，破坏了阀芯行程与复位弹簧力本身具有的线性关系，使得多路换向阀的操纵性下降。因此，需要对阀芯进行优化，使最大稳态液动力尽量减小，降低对阀芯操纵力的影响。

3 阀芯的结构改进

在多路换向阀阀芯复位这个过程中，阀芯需要依靠复位弹簧力克服液动力自行复位。因此，改进滑阀的关键在于降低稳态液动力的最大值[11]。文中在阀芯台肩之间的阀杆上设置挡流凸台，可以一定程度阀口小开度时通过节流槽的高速射流，同时引导射流的角度和方向，减少射流对阀芯的冲击，从而降低稳态液动力。

3.1 改进多路换向阀建模和仿真

如图8所示，挡流凸台设置于阀芯的两个台肩之间，其横截面呈梯形，顶部W1宽1 mm，底部W2宽3 mm，凸台宽度8 mm，D为凸台直径。凸台直径D分别取17、18、19、20、21 mm，阀口开度为1.5～10 mm，阀芯移动步长为0.5 mm，进行流场仿真和稳态液动力计算，研究凸台直径D对阀芯稳态液动力的影响，以及选出凸台直径D的最优尺寸。

图8 改进阀芯的结构

3.2 通流面积的计算

如图8所示，在阀杆上设置挡流凸台，相当于在P1-A阀口后串联一个节流阀，若是其通流面积小于原阀口的通流面积，则挡流凸台的设置可能会对原阀口的通流面积产生影响，从而改变阀口的流量。因此需要计算改进后阀口的通流面积与水力直径，验证改进的可行性。

原阀芯的阀口通流面积A、水力直径d随阀芯行程x变化曲线如图9所示。

图9 原阀芯P1-A阀口通流面积(a)、 水力直径(b)变化曲线

挡流凸台部分的通流面积、水力直径，见表2。

表2 挡流凸台的通流面积、水力直径

如表2所示：除凸台直径D=21 mm外，其余各凸台直径下的通流面积与水力直径均大于原阀芯。因此当凸台直径D小于20 mm时，设置挡流凸台不会改变原阀口的通流面积与水力直径。

3.3 改进阀芯与原阀芯的仿真结果分析

通过仿真计算得到不同凸台直径下的改进阀芯稳态液动力变化曲线，如图10所示。

图10 不同凸台直径下的稳态液动力

比较改进后与未改进的阀芯稳态液动力变化曲线可以看出，每条稳态液动力变化曲线在整体趋势上并没有大的改变，随着凸台直径D的增加，稳态液动力曲线在Y轴正方向上整体平移，在阀口小开度1.5～4 mm之间形成了较为明显的分层现象，有效减少了液动力的峰值。这表明，随着凸台直径D逐渐增加，各个阀口开度下阀芯稳态液动力在逐渐向着趋于阀口打开的方向均匀增加。同时，阀口开度处于2.5～5.5 mm之间，原本趋于阀口关闭方向的稳态液动力，变为趋于阀口打开方向，这是出现了液动力过补偿的现象。由此可知，随着阀口开度的变化，稳态液动力的大小、方向都会发生改变。原阀芯最大稳态液动力为-42.33 N(负号代表液动力方向趋于阀口关闭)，在改进后，凸台直径为20 mm时，最大稳态液动力下降为-14.74 N。

为了研究挡流凸台降低稳态液动力的原理，选取在阀芯复位过程中液动力达到峰值的阀口开度2 mm的情况下对原阀芯、凸台直径D=17～20 mm的改进阀芯进行比较分析。图11为原阀芯、改进后凸台直径D=17～20 mm的阀芯在阀口开度2 mm时内部流场的速度云图。

图11 阀口开度2 mm时内部流场的速度云图

分析图11(a)，在原滑阀流场中，高速射流由阀芯壁面Wall1到阀芯壁面Wall2速度逐渐减小，可以看出高速区域集中在Wall1侧，而Wall2侧为低速区，这种速度分布的不对称使得大部分液动力方向趋于阀口关闭；分析图11(b)与11(c)，在改进后的滑阀流场中，高速射流首先冲击凸台壁面Wall3，但是凸台高度不够，大部分射流越过凸台，凸台没有起到引导射流方向的作用，射流速度的分布与原滑阀流场区别不大；分析图11(d)与图11(e)，此时凸台高度足够，高速射流大部分冲击在Wall3处，在这个过程中，凸台壁面Wall3代替阀芯壁面Wall2承受了大部分高速射流的垂直冲击，其方向趋于阀口打开，中和了方向趋于阀口关闭的液动力，使得整体液动力下降。仿真计算结果也表明，改进后的阀芯相较于原阀芯稳态液动力由-42.33 N上升至-14.74 N，增加了27.59 N，有显著效果。

3.4 改进前后多路换向阀进出口压差特性

通过设置挡流凸台确实起到了降低阀芯稳态液动力的作用，但是这种结构上的改进，对多路换向阀的压力特性会产生一些不可避免的改变，使得多路换向阀本身的流量特性也发生改变，对执行机构的控制特性产生直接影响。

通过仿真得到4组改进多路换向阀与原多路换向阀的进出口压差特性，如图12所示。

图12 换向阀P1-A口进出口压差特性

可以看出，在阀口小开度时，4组改进后阀芯进出口压差略小于原阀芯，且随着凸台直径D的增加，压差逐渐减小；随着阀口开度逐渐增加，当阀口开度x>4 mm时，凸台直径D=20 mm的改进滑阀进出口压差与原滑阀基本一致。结合图10可知，挡流凸台的设置有效减小阀芯复位过程中液动力的同时也基本保留了原阀芯的压力流量特性。

3.5 改进后多路换向阀操纵力分析

改进后的多路阀阀芯降低了运行过程中的稳态液动力大小，可以有效改善多路阀的操纵性。阀芯复位的过程中，阀芯操纵力等于复位弹簧力与阀芯稳态液动力之和，而复位弹簧力遵循弹簧系数线性变化。因此，改进阀芯的目标不仅是减小稳态液动力的峰值，同时也要保证在复位过程中，防止稳态液动力产生过补偿，使稳态液动力相对于复位弹簧力始终保持在一个尽量小的范围内。计算各个阀口开度下的稳态液动力大小与对应弹簧力之间的比例，具体结果如图13所示。

图13 各个阀口开度下稳态液动力与弹簧力之比α

由此可见：随着凸台直径D的增大，在各个阀口开度下稳态液动力与复位弹簧力之比也逐渐下降，由原阀芯中最大占比33.4%下降至D=20 mm中最大占比12.33%。挡流凸台的设置虽然使得稳态液动力产生了一定的过补偿现象，但处于可接受范围内。可以说挡流凸台的设置大幅度降低稳态液动力对滑阀操纵力的影响，提高了多路换向阀的操纵性。

4 结论

(1)稳态液动力在阀口小开度时达到最大值，此时会对阀芯操纵力造成较大影响，文中研究的多路换向阀液动力峰值为操纵力的25.15%。因此，在计算阀芯操纵力时，应该将稳态液动力考虑在内。

(2)挡流凸台的设置能够阻挡液压油通过节流槽所产生的高速射流，并引导射流冲击阀体，在一定程度上补偿了多路换向阀复位过程中的稳态液动力，使稳态液动力峰值降低了65.18%。

(3)随着凸台直径D逐渐增大，降低稳态液动力的效果也越明显，但是过大的凸台直径D会产生一定的过补偿现象，同时改变在小开度下多路换向阀的压力流量特性。