基于Fluent的混凝土泵車聯通閥組流道仿真分析與試驗研究

盧志學， 賀 電， 徐 周

(三一重工股份有限公司， 湖南 長沙 410100)

引言

油缸聯通閥組是泵送油缸換向的重要元件，其內部流道特性決定閥組的通流能力，直接影響整個泵送液壓系統的工作效率[1]?，F用油缸聯通閥塊以鍛鋼為材料，采用鉆、鏜、銑等傳統機加工藝來加工閥塊表面及內部油道，體積重量較大，制造工藝復雜，加工周期漫長，材料浪費嚴重，為滿足不同方位的油口連通，工藝孔的加工不可避免[2]?，F機加閥塊受制于機加條件僅能滿足流道連通，未對流道進行優化，流道存在直角拐角和截面突變，液流流經會產生較大液阻及壓損、流速突變，從而導致在實際工程應用中液壓設備易產生振動、噪聲、液阻能耗較大，從而降低液壓系統的能量利用率[3-4]。因此優化閥組加工工藝及內部流道結構對減輕重量、減小體積、降低成本、提高系統工作效率及降低系統能耗具有重要意義[5]。

CFD計算流體力學的發展為研究液壓元件內部復雜流場提供了基礎[6-9]，本研究運用Fluent軟件對聯通閥組內部流道進行流場數值模擬，根據仿真結果對流道進行結構優化，設計新型鑄造式聯通閥組，以解決現有閥組存在的不足，為后續閥組設計和流道優化提供參考。

1 工作原理

聯通閥組三維模型及工作截面如圖1所示，閥組主要由聯通閥塊、插裝閥、工作油口及控制油口組成，用于混凝土泵車低壓泵送時連通左右油缸無桿腔[10]。高壓泵送狀態時，控制油口通壓力油源，插裝閥關閉，A，B油口斷開；當切換低壓泵送時，控制油口無壓力油源，A，B油口壓力油將插裝閥打開，A，B油口導通。

圖1 聯通閥組三維模型及工作截面示意圖

2 仿真模型

2.1 流體控制方程

聯通閥組內部液壓油為黏性不可壓縮流體，流動狀態為湍流流動，不考慮重力及熱傳遞，采用Realizablek-ε湍流模型捕捉流域內的旋流[11]，其控制方程如下：

連續性方程：

(1)

Navier-Stokes方程：

(2)

式中，ρ——油液密度

t——時間

ui,uj——速度分量

xi,xj——坐標分量

p——瞬時壓力

μ——分子黏性系數

μt——湍流黏性系數

Realizablek-ε湍流模型方程：

(3)

(4)

式中，k——湍流動能

ε——湍流動能消散率

Pk——平均速度梯度產生的湍流動能

Pb——浮力產生的湍流動能

YM——擴散產生的波動

υ——運動黏度

σk，σε——湍流普朗特數

Sk,Sε——源項

C1ε,C2ε,C3ε——模型常數

2.2 流道模型與網格劃分

運用Creo創建聯通閥組物理模型，導入ANSYS中抽取閥組內部流道作為流體域模型，運用Fluent Meshing對流體域進行網格劃分，全局采用多面體網格，生成5層壁面邊界層，網格單元總數451775，流體網格如圖2所示。

圖2 流體網格模型

2.3 邊界條件設置

本研究運用Fluent軟件對流體模型進行仿真分析，邊界條件設置如下：

(1) 物理模型假設為理想模型，忽略流體壓縮和流量泄漏，不考慮熱交換及重力因素；

(2) 流體介質選用46#抗磨液壓油，油液密度870 kg/m3，動力黏度0.0396 Pa·s；

(3) 入口定義為速度入口，流速4.856 m/s，出口為壓力出口，壓力為一個大氣壓力，定義A入B出為正向流通，B入A出為反向流通，壁面為光滑無滑移絕熱壁面；

(4) 流體模型雷諾數為9204，大于圓柱形閥口臨界雷諾數，流體流動狀態為湍流，為更好地捕捉流域內的旋流，選用Realizablek-ε湍流模型。

3 仿真分析與結構優化

3.1 仿真結果分析

聯通閥組A,B油口正向導通狀態下，通過Fluent對內部流道及閥口進行數值模擬，運用CFD-Post對結果進行后處理，得到流體模型的壓力分布云圖、速度矢量圖及湍能分布云圖，如圖3所示。

圖3 聯通閥組流場分析圖

分析圖3a壓力分布云圖可知，流體從閥體入口經內部流道流向出口，整體壓力降低，在流道拐角或流道截面突變處會出現局部低壓或局部高壓。分析圖3b速度矢量圖可知，流體從進口流入后一分為二，其一經下流道壁面反射后流向出口，流速急劇升高，且在流道拐角處形成渦流；其二經上流道流向出口，速度梯度較為均勻。出口處過流面積減小，流體合流后流速再次升高，并在合流拐角處形成局部渦流。分析圖3c湍能分布云圖可知，入口處湍能強度較小，在流道面積急劇改變及出口流道拐角處湍能強度增大。通過Results分析工具中的Reports讀取入口平面A、出口平面B平均壓力，計算出兩者壓力差值即正向流通壓損為0.046 MPa。以B為入口，A為出口，計算閥組反向流通壓損為0.041 MPa。

通過仿真結果分析，現聯通閥組內部流道存在多處截面突變及直角拐角，造成閥內局部低壓而產生氣穴、氣蝕，引起振動和噪聲。突變和拐角區域會產生渦流和湍能變化，增大油液流阻，降低通流能力，造成一定能量損失。

3.2 閥組結構優化

通過仿真結果可知，聯通閥組內部流道存在的截面突變和直角拐角是影響閥組通流能力及系統性能的重要因素[12]，在閥塊的設計、制造中應結合液流實際流動特性，使流道盡量符合流體流動特性及流線軌跡，保證流道內流速均勻、壓力平穩，而傳統機加工藝無法解決這一技術難題。

本研究根據聯通閥組內部實際流動特性，結合閥組外形，設計鑄造式聯通閥組，外形結構根據實際裝車要求進行優化，內部流道通過鑄造一次成型。將原閥組內部直角拐角和截面突變位置采用圓滑流道過渡，并優化插裝閥裝配位置，使其正反向流通壓損相近，最大限度地保證閥組通流能力，其結構如圖4所示。

圖4 優化結構示意圖

運用Fluent對鑄造閥組內部流道進行仿真，結果如圖5所示。通過分析可知，優化后的閥組壓力從入口至出口大致分布呈梯度遞減，在插裝閥安裝拐角處存在局部低壓現象，湍能強度也達到最大，此處為保證插裝閥正反雙向開啟而設計，但相較優化前的壓力突變、湍能突變已明顯改善。優化后的流線軌跡整體遵循流道方向，僅在插裝閥裝配拐角處存在局部流速增大，整體速度分布較為均勻，渦流較少。由于鑄造閥體可根據實際流道設計外形，優化后的閥組整體外形尺寸及重量均減小，材料及加工成本降低。

圖5 優化閥組流場分析圖

通過Results分析工具中的Reports讀取入口平面、出口平面平均壓力，計算兩者壓力差值即流道壓損為0.036 MPa，較原閥組減低21.74%。以B為入口，A為出口，計算閥組反向導通壓損為0.034 MPa，較原閥組減低17.07%，且正、反向流通壓損相近。

4 試驗研究

對新鑄造聯通閥組與原閥組進行裝機測試對比，在同等排量下進行打水試驗，利用壓力傳感器實時監測閥組A，B油口壓力，利用A，B油口監測的壓差代表閥組壓損，其裝機測試及壓差結果分別如圖6、圖7所示。

圖6 裝機測試圖

圖7 壓差測試結果

由測試結果可知，原聯通閥組正向流通平均壓損為0.048 MPa，反向流通平均壓損為0.043 MPa，與仿真結果相近，但均高于仿真值，這是因為A，B油口導通需要克服插裝閥彈簧力，此處會造成一定壓力損失。鑄造聯通閥組正向流通平均壓損為0.038 MPa，反向流通平均壓損為0.036 MPa， 相比于原聯通閥組分別降低20.83%，16.28%。試驗證明鑄造聯通閥組能優化閥塊內部流道，有效降低閥組壓損，提高系統能量利用率。

5 結論

(1) 閥組內部流道存在直角拐角和截面突變會造成閥內局部低壓、渦流和湍能變化，增大油液流阻，產生一定能量損失，影響閥組通流能力及系統性能；

(2) 流道應結合液流實際流動特性，使流道盡量符合流體流動及流線軌跡，保證流道內流速均勻、壓力平穩；

(3) 鑄造聯通閥組設計的圓滑流道過渡能有效避免壓力、流速及能量突變，有效降低閥組壓損，并能簡化表面加工，減小閥組質量和體積，有利于產品輕量化、集成化。