平衡閥節流區閥芯的溫升及熱變形分析*

王 恒,尚明明,徐義程,張 超,汪世益

(安徽工業大學 機械工程學院,安徽 馬鞍山 243032)

0 引 言

目前,平衡閥已發展為集負載鎖定、防壓力沖擊、抗空化及負載可控下放等多功能為一體的運動控制閥[1],在工程機械領域得到了廣泛應用,是液壓提升系統中的核心元件,其性能直接影響整個液壓系統的性能。

平衡閥對液壓系統的調節功能主要是通過調節節流口或者節流口組的流量來實現的。國內外眾多學者對平衡閥的內部流場特性做了深入研究。

趙美卿等人[2]對螺紋插裝式平衡閥進行了模擬仿真,結果發現,增大平衡閥的錐角角度可以減少其氣蝕等現象的發生。劉兆領等人[3]對內縮型平衡閥進行了氣穴與噪聲數值仿真研究,得到了平衡閥噪聲幅值的變化規律。冀宏等人[4]對幾種典型的液壓閥口過流面積進行了分析計算,其結果對液壓復雜閥口的研究及設計計算具有一定的參考價值。蘭秋華等人[5]采用計算流體力學(computational fluid dynamics,CFD),對滑閥的節流口進行了流量特性研究,提出了“流量數”(流量系數×過流面積)的概念。賀輝[6]設計了新型工程機械液壓平衡閥,并將其與傳統平衡閥進行了對比試驗研究。陳波[7]對平衡閥進行了流場特性分析,得到了其閥口在不同條件下的流量系數變化,并推出了其流量系數隨著壓差和開度變化的一般規律。BEUNE A等人[8]采用流固耦合方法,研究了高壓安全閥的開口特性,證明了在較高的設定壓力下,只有入口壓力快速上升才能迫使閥門打開;采用該方法可以評估安全閥的操作特性,以優化閥門設計。DENG J等人[9]研究了滑閥中,穩定的高速流體和凹口周圍的局部溫度分布,證明了黏性加熱會導致其局部溫度升高,從而引起閥芯的變形。

目前,眾多學者對平衡閥進行了研究,但對平衡閥節流溫升導致形變的問題研究較少。平衡閥的工作條件復雜多變,研究平衡閥的工作性能,溫度是不可缺少的因素。

為此,筆者先建立平衡閥三維模型,并進行內部流場的有限元分析,研究平衡閥節流口處溫度變化的特性以及閥芯變形的情況,為平衡閥的設計優化提供參考。

1 計算方法

筆者仿真求解流程為:首先,將建立的平衡閥三維模型導入ANSYS Workbench平臺中,提取平衡閥主閥芯內部流體的三維模型,再對其進行網格劃分;然后,將網格模型輸入到Fluent軟件中,選擇合適的求解模型進行仿真;最后,把所得數據導入Static Structural中,進行結構求解,再對仿真結果進行可視化處理。

仿真求解流程的具體流程如圖1所示。

圖1 仿真研究的求解流程

2 平衡閥的工作原理及模型

2.1 工作原理

在提升系統工作過程中,有3種運動狀態[10],即舉重上升、承載靜止和負載下行。

在承載靜止過程中,要求閉鎖性能好。上升工況時,重物的受力方向向下,重物的運動方向向上,此時,負載的作用是阻礙重物的運動,這樣的負載稱之為正負載;當重物下落工況時,重物的受力方向依然向下,但運動方向變成了向下,負載對運動起到促進作用,這樣的負載稱之為負負載。

而平衡閥主閥芯只在重物下落時,即負負載狀態時開啟,維持重物穩定下降,防止由重物加速下降而導致設備損壞和事故的發生。

2.2 仿真模型與幾何參數

平衡閥的結構模型如圖2所示。

圖2 平衡閥結構模型

主閥芯的結構模型如圖3所示。

圖3 主閥芯結構模型

圖3中,平衡閥主閥為滑閥結構,主閥芯為圓柱類元件,閥口為多組圓孔沿圓周對稱布置。

主閥芯的進口直徑(內徑)D5=4.55 mm,出口直徑D4=4.5 mm,D3=3 mm,D2=1.25 mm,D1=0.75 mm。

3 流體控制方程及CFD仿真設置

隨著計算機仿真技術的發展,計算流體力學(CFD)逐漸走向了成熟,可以滿足對實際負載的流場進行求解分析。

目前，CFD被廣泛應用于流體流場可視化分析領域,主要用于研究流體在液壓閥、泵以及管道內隨著不同的結構參數和邊界條件變化的流場特性,以及液壓閥的閥芯受力,與熱結構耦合分析[11-14]。

3.1 控制方程

任何流體的流動都遵守質量守恒定律、動量守恒定律和能量守恒定律。

(1)質量守恒方程。

流體微元體在單位時間內的質量增加與同一時間內流入該微元體的流體凈質量相等[15],其方程式為:

(1)

式中:ρ—流體密度;t—時間;u—速度矢量;u,v,w—分別為速度矢量在x、y和z方向的分量。

(2)動量守恒方程。

流體微元體的動量對時間的變化率與外界作用在該微元體上的合力相等[16],其方程式為:

(2)

(3)

(4)

(3)能量守恒方程。

當流動系統中包含有熱交換時,流體流動遵守能量守恒定律。流體微元體中的能量增加率和力對該微元體所做的功與進入該微元體的凈熱流量之和相等[17],其方程式為:

(5)

該式的展開形式為:

(6)

式中:T—系統溫度;kp—傳熱系數;cp—比熱容;ST—黏性耗散。

3.2 CFD仿真設置

網格劃分如圖4所示。

圖4 網格劃分

仿真邊界條件:

(1)選擇基于壓力的穩態求解模式;

(2)流體介質選擇液壓油,密度:880 kg/m3,熱導率:0.145 W/(m·K),動力黏度:0.035 5 kg/(m·s);

(3)介質為不可壓縮的單相牛頓流體;

(4)忽略流體重力的影響;

(5)選擇Realizable k-epsilon的湍流模型進行仿真計算,并激活黏性加熱;

(6)固體材料為結構鋼,密度:8 030 kg/m3,熱導率:16.27 W/(m·K)。

4 仿真及結果分析

筆者對仿真結果進行可視化處理?？梢暬幚硪话闶菍α鲌鲞M行剖視切片。流場剖視選取的截面位置如圖5所示。

圖5 選取截面示意圖

圖5中,截面1為過Y-Z軸且平分閥芯的平面;截面2為過X-Y軸線且平分閥芯的平面。

仿真的工況參數如表1所示。

表1 仿真工況參數

4.1 速度場分析

截面1處的速度云圖如圖6所示。

圖6 截面1處的速度云圖

由于閥芯開度為1.0 mm時,截面1上的節流口流量較小,故該處筆者對其不予分析。

截面2處的速度云圖,如圖7所示。

由7圖可知:節流口處流體流速最高,這是因為流體在流經節流口時,面積減小而導致速度增加;閥口開度為1.5 mm、2.0 mm時,可以觀察到流體沿閥芯溝槽壁面形成渦形環流,且渦流只在截面2上產生,截面1未觀察到渦流。

圖7 截面2處的速度云圖

4.2 溫度場分析

流體溫度分布云圖,如圖8所示。

由圖8可知:溫度升高的區域主要集中在節流口處,此時最高溫度為368 K;遠離節流口的區域溫度變化不明顯。這是因為流體在流經節流口時速度增加,與壁面產生摩擦,發生能量交換,以溫度升高的形式表現出來。

圖8 流體溫度分布云圖

進出口壓差分別為:5 MPa、10 MPa、15 MPa、20 MPa時,閥口開度分別為:0.5 mm、1.0 mm、1.5 mm、2.0 mm、2.5 mm、3.0 mm時,筆者對閥內流體溫度的變化進行分析。

其中,最高溫度隨壓差的變化曲線,如圖9所示。

由圖9可知:當進出口壓差一定,開度不同時,流量不同,閥內流體溫度也隨之變化,在閥口開度為2.0 mm時為最高溫度;隨著主閥芯進出口壓差的增大,閥內流體的溫度也隨著升高。這是因為壓差增大,流體在節流口處的流速上升,所以更多的壓力勢能轉化為動能。

圖9 不同壓差和不同開度下閥內最高溫度

4.3 閥芯的熱變形

截面1處的閥芯變形云圖,如圖10所示。

圖10 截面1處的閥芯變形云圖

截面2處的閥芯變形云圖,如圖11所示。

圖11 截面2處的閥芯變形云圖

不同開度下閥芯的最大形變量,如圖12所示。

圖12 不同開度下閥芯最大形變量

由圖12可知:當閥芯進出口壓差一定,在一定范圍內,閥口開度增大時,流量隨之增大,閥芯的最大形變量有所提升;閥芯在開度為2.0 mm時的形變量較大,這與圖9的閥內流體溫度變化相符,此時最大變形量為1.79。

仿真工況參數如表2所示。

表2 仿真工況參數

不同壓差下閥芯的最大形變量,如圖13所示。

圖13 不同壓差下閥芯最大形變量

不同壓差下,截面1處閥芯的變形云圖如圖14所示。

圖14 截面1處的閥芯變形云圖

不同壓差下,截面2處閥芯的變形云圖如圖15所示。

由圖15可知:當閥口開度一定,進出口壓差增大時,流體的溫度進一步升高,其壓差在25 MPa時溫度最高,此時閥芯的形變量較大,最大變形量為2.28,閥芯向四周隆起,在節流口處尤其明顯,這將導致閥芯發生卡滯的現象。

圖15 截面2處的閥芯變形云圖

5 結束語

筆者首先采用SolidWorks建立了平衡閥的三維模型;然后,應用ICEM對平衡閥進行了網格劃分;最后,應用ANSYS Workbench平臺對平衡閥進行了不同工況下的模擬仿真。

研究結果表明:

(1)閥內流體存在溫度分布不均勻。在節流口處溫度較高,遠離節流口處的溫度變化并不明顯,這是由于閥口處流體速度增加,與壁面摩擦產生能量交換,導致溫度升高;

(2)節流口受溫度影響會產生一定變形,在設計時應當注意溫度對節流口的影響。閥口開度在1.5 mm～2.0 mm時,閥芯內流體容易產生渦流;

(3)受溫度影響,閥芯會發生變形,局部直徑變大,易導致閥芯發生卡滯的現象,設計時可適當放寬閥芯的尺寸公差;

(4)為了保證平衡閥的工作性能,閥芯變形應不超過2.0,筆者建議閥的進出口壓差保持在15 MPa以內,盡量避免2.0 mm時的閥口開度。

在后續的工作中,筆者將進一步研究節流口形狀及分布規律對主閥芯溫升和形變的影響。