電液伺服閥噴擋級流場分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

李芳，王曉露，張鑫彬，江金林

(上海航天控制技術(shù)研究所，上海 200233)

電液伺服閥噴擋級流場分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

李芳，王曉露，張鑫彬，江金林

(上海航天控制技術(shù)研究所，上海 200233)

基于計(jì)算流體動力學(xué)方法，對噴嘴擋板伺服閥內(nèi)部流道進(jìn)行了三維建模，并利用Fluent進(jìn)行了全流道的仿真分析，在分析過程中對伺服閥的局部結(jié)構(gòu)進(jìn)行了參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)。仿真分析結(jié)果可以有效地為伺服閥結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供有效的參考依據(jù)。

噴嘴擋板伺服閥;計(jì)算流體動力學(xué);優(yōu)化設(shè)計(jì)

電液伺服閥［1－2］是電液伺服控制系統(tǒng)中的核心控制元件，它直接接收系統(tǒng)傳遞的電信號，并把電信號轉(zhuǎn)換成極性、成比例、能夠控制電液伺服閥負(fù)載流量或負(fù)載壓力的信號，從而使系統(tǒng)輸出較大的液壓功率，用以驅(qū)動相應(yīng)的執(zhí)行機(jī)構(gòu)。因此電液伺服閥的性能高低將直接制約著整個電液伺服系統(tǒng)性能的提高。噴嘴擋板級 (簡稱為噴擋級)一般作為傳統(tǒng)噴嘴擋板伺服閥的第一級放大，對噴嘴擋板級進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)有助于提升噴嘴擋板型電液伺服閥的性能。

文中從計(jì)算流體動力學(xué)［3］角度對噴嘴擋板型電液伺服閥內(nèi)部流道建模并進(jìn)行了流場分析，在分析過程中，對噴嘴處的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)，得到了較優(yōu)性能下噴嘴結(jié)構(gòu)處的參數(shù)組合。仿真分析結(jié)果為伺服閥噴嘴的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供重要的參考依據(jù)。

1 電液伺服閥結(jié)構(gòu)與原理

圖1是常見的雙噴嘴擋板伺服閥基本結(jié)構(gòu)，其工作原理為:當(dāng)外界電流信號輸出到力矩馬達(dá)線圈后，處在磁場中的銜鐵受到力的作用而偏轉(zhuǎn)一個角度，同時垂直緊固在銜鐵上的擋板也偏擺一個相應(yīng)的角度，偏擺的結(jié)果使得兩噴嘴與擋板之間的距離發(fā)生了變化，比原間隙小的，噴嘴阻力大，噴嘴前腔的壓力升高，反之則降低。這樣使作用在閥芯兩端的油液壓力存在一個差值，這一壓力差推動閥芯運(yùn)動，使伺服閥輸出負(fù)載壓力。在閥芯運(yùn)動的同時帶動反饋桿與擋板運(yùn)動，這時擋板移動的方向恰好是消除噴嘴與擋板距離不等的方向，待兩邊間隙趨于相等時，閥芯兩端的液壓力也趨于相等，這時閥芯將處于一個新的平衡位置。對應(yīng)地，當(dāng)外界電流信號反方向時，閥芯則朝相反的方向運(yùn)動。當(dāng)伺服閥線圈無外界電流信號輸入時，閥芯可以在反饋桿的作用下回到平衡位置。在閥芯位移或在負(fù)載壓力為定值時，閥的輸出流量與輸入電流信號成比例。

圖1 常見噴嘴擋板伺服閥結(jié)構(gòu)原理圖

2 伺服閥內(nèi)部流道建模

根據(jù)電液伺服閥原理以及實(shí)際的電液伺服閥結(jié)構(gòu)，抽取伺服閥內(nèi)部流道的三維模型，如圖2所示，將內(nèi)部流道模型導(dǎo)入到ANYSYS中進(jìn)行自由網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格劃分的結(jié)果如圖3所示。根據(jù)這一模型，利用流體動力學(xué)控制方程并設(shè)置合理的邊界條件，即可實(shí)現(xiàn)伺服閥內(nèi)部流道的流場仿真計(jì)算。

圖2 伺服閥內(nèi)部流道模型

圖3 伺服閥內(nèi)部流道模型的網(wǎng)格劃分

3 流體動力學(xué)控制方程及邊界條件設(shè)置

流體流動要受到物理守恒定律的支配［4］，包括質(zhì)量守恒方程、動量守恒方程以及能量守恒方程，控制方程是這些守恒定律的數(shù)學(xué)描述。

3.1 質(zhì)量守恒方程

式 (1)是不可壓縮流體的質(zhì)量守恒方程，該定律可以表述為單位時間內(nèi)流體微元體中質(zhì)量的增加等于同一時間間隔內(nèi)流入到該微元體的凈質(zhì)量。

3.2 動量守恒方程

式 (2)為對任何類型的流體均成立的動量守恒方程，定律可描述為流體的動量對時間的變化率等于外界作用在該微元體上的各種力之和。

3.3 能量守恒方程

式 (3)是包含有熱交換的流動系統(tǒng)必須滿足的基本定律，該定律可表述為微元體中能量的增加率等于進(jìn)入微元體的凈熱流量加上體力與面力所做的功。

3.4 標(biāo)準(zhǔn)k－ε控制方程

除了以上3個基本方程之外，在求解過程中還利用標(biāo)準(zhǔn)k－ε控制方程進(jìn)行求解，這是由于要求解的流體模型屬單相流流動，在噴嘴擋板處流速高，極易出現(xiàn)湍流，而標(biāo)準(zhǔn)k－ε控制方程正是適用于求解湍流情況的標(biāo)準(zhǔn)方程，k和ε是兩個基本未知量，與之對應(yīng)的輸運(yùn)方程為:

式 (3)與 (4)中:Gk是由于平均速度梯度引起的湍動能k的產(chǎn)生項(xiàng)，Gb是由于浮力引起的湍動能k的產(chǎn)生項(xiàng)，YM代表可壓湍流中脈動擴(kuò)張的貢獻(xiàn)，C1ε、C2ε和 C3ε為經(jīng)驗(yàn)常數(shù)，σk和 σε分別是與湍動能k和耗散率ε對應(yīng)的prandt1數(shù)，Sk和Sε是用戶定義的源項(xiàng)。

3.5 邊界條件設(shè)置

一般而言，CFD的求解過程都需設(shè)置邊界條件，特別的，對于瞬態(tài)問題，還需要設(shè)置初始條件。結(jié)合上述的求解方程，設(shè)置流動工作介質(zhì)為10號航空液壓油，同時設(shè)置油溫為40℃，油液密度為850 kg/m3，油液的動力黏度為0.034 Pa·s。此外，流體模型的進(jìn)口壓力已知，選取壓力進(jìn)口邊界條件并取進(jìn)口壓力為20 MPa，選取壓力出口邊界條件并取壓力出口為一個大氣壓即101 325 Pa。

4 流場求解與參數(shù)優(yōu)化分析

通過設(shè)置合理的邊界條件，利用ANSYS進(jìn)行流場求解［5－8］，圖4是流場求解后的殘差曲線，殘差曲線的結(jié)果表示流場計(jì)算結(jié)果收斂，說明網(wǎng)格劃分正確。圖5是伺服閥流道內(nèi)整體壓力分布云圖。通過流道的整體壓力分布可知噴嘴處的壓力變化曲線，如圖6所示。據(jù)此為噴嘴結(jié)構(gòu)的參數(shù)優(yōu)化提供計(jì)算依據(jù)。

圖4 流場計(jì)算后的殘差曲線

圖5 伺服閥流道內(nèi)整體壓力分布云圖

圖6 噴嘴處的壓力分布曲線

為了減小流場分析時參數(shù)之間的相互影響，仿真時將噴嘴部分單獨(dú)分開仿真，利用噴嘴處的壓力分布曲線中噴嘴處的壓力設(shè)置進(jìn)口壓力，該值約為9.4 MPa，出口壓力為101 325 Pa。噴嘴部分的參數(shù)如圖7所示，其中伺服閥噴嘴直徑DN為0.24 mm、噴嘴端面直徑Dd為0.37 mm、噴嘴阻尼孔長度lN為0.03 mm，噴嘴內(nèi)夾角 θ1為110°，噴嘴外夾角 θ2為90°。仿真中為得到參數(shù)變化時的流場分布，對各參數(shù)設(shè)置不用的數(shù)值進(jìn)行流場分析，如表1所示。通過各參數(shù)的對比分析找出影響噴擋級輸出特性的關(guān)鍵因素，得到較優(yōu)性能下的參數(shù)組合，為噴嘴擋板電液伺服閥噴擋級的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供設(shè)計(jì)依據(jù)。

圖7 噴嘴處結(jié)構(gòu)參數(shù)示意圖

表1 噴嘴結(jié)構(gòu)參數(shù)選取

4.1 噴嘴直徑D N變化對伺服閥影響

圖8—10是不同噴嘴直徑下噴嘴處的壓力與速度變化云圖和曲線，可知:噴嘴直徑越大，噴嘴處的壓力與速度變化越小，反之則越大。選擇噴嘴直徑參數(shù)時，一方面不宜選得過大，過大容易造成泄漏增加，還容易造成噴嘴出口處的流動狀態(tài)不穩(wěn)定;另一方面也不宜選得過小，過小則很容易造成噴嘴堵塞，影響伺服閥正常工作，這里選取噴嘴直徑為0.24 mm。

圖8 不同噴嘴端面直徑下噴嘴處的壓力云圖

圖9 不同噴嘴直徑下噴嘴處的速度云圖

圖10 噴嘴直徑變化時噴嘴中心處的壓力與速度變化曲線

4.2 噴嘴端面直徑D d變化對伺服閥影響

結(jié)合所給參數(shù)，設(shè)置不同的噴嘴端面直徑參數(shù)值，如圖11所示，當(dāng)噴嘴端面直徑 (即環(huán)帶)越大時，油液壓力在噴嘴出口處的壓降越明顯，壓力能很大部分轉(zhuǎn)化成為動能，這一變化實(shí)質(zhì)是由于噴嘴出口處的環(huán)帶與擋板之間的間隙形成了一個節(jié)流孔，液壓油流經(jīng)節(jié)流孔造成油液壓力降低。降低的壓力能以動能的形式轉(zhuǎn)化。因此，噴嘴端面直徑實(shí)際應(yīng)越小越好，可以有效減小油液溫度變化對流量系數(shù)的影響。但是實(shí)際加工時很難保證銳邊，工程應(yīng)用上將噴嘴端面壁厚與零位間隙之比小于2時界定為“銳邊”，可以保證節(jié)流口出流情況比較穩(wěn)定。這里選取噴嘴端面直徑為0.32 mm。

圖11 噴嘴端面直徑變化時噴嘴中心處的壓力與速度變化曲線

4.3 噴嘴阻尼孔長度l N變化對伺服閥影響

利用前文的分析結(jié)果，設(shè)置不同的噴嘴阻尼孔長度值，該值是實(shí)際噴嘴加工時阻尼孔的誤差范圍((0.3±0.05)mm)。如圖12所示，可以看出:當(dāng)噴嘴阻尼孔長度在小范圍內(nèi)變化時，對噴嘴出口處的壓力和速度影響很小。這里選取噴嘴阻尼孔長度為0.3 mm。

圖12 噴嘴阻尼孔長度變化時噴嘴中心處的壓力與速度變化曲線

4.4 噴嘴內(nèi)夾角θ1變化對伺服閥影響

再次利用前文分析的優(yōu)化參數(shù)，流場分析不同噴嘴內(nèi)夾角時噴嘴處的壓力與速度變化，如圖13所示。當(dāng)噴嘴內(nèi)夾角變大時，噴嘴出口處的速度變化略微減小、壓力損失減小。當(dāng)內(nèi)夾角為120°時壓力損失最小，這里宜取噴嘴內(nèi)夾角為120°。

圖13 噴嘴阻尼孔長度變化時噴嘴中心處的壓力與速度變化曲線

4.5 噴嘴外夾角θ2變化對伺服閥影響

最后結(jié)合前文的參數(shù)優(yōu)化結(jié)果，設(shè)置不同的噴嘴外夾角參數(shù)，分析噴嘴外夾角對噴嘴處流場的影響。如圖14所示，可以看出:當(dāng)噴嘴外夾角為110°時，噴嘴出口處的速度和壓力變化較大，但從整體上看，當(dāng)噴嘴外夾角從90°～130°改變時，噴嘴出口處的壓力和速度變化并不明顯。

圖14 噴嘴阻尼孔長度變化時噴嘴中心處的壓力與速度變化曲線

5 結(jié)論

從以上的分析可以看出:噴嘴直徑、噴嘴端面直徑對噴嘴處的影響較大，噴嘴阻尼孔長度、噴嘴內(nèi)夾角、噴嘴外夾角對噴嘴處的流場影響較小。此外，當(dāng)噴嘴直徑為0.24 mm，噴嘴端面直徑為0.32 mm，噴嘴阻尼孔長度宜取0.25～0.35 mm之間，噴嘴內(nèi)夾角為120°，噴嘴外夾角參數(shù)取90°～130°之間時，這些參數(shù)組合可以優(yōu)化噴嘴擋板閥的性能。仿真分析結(jié)果可以為噴嘴擋板型電液伺服閥噴擋級的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供參考依據(jù)。

［1］王春行.液壓伺服控制系統(tǒng)［M］.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2012.

［2］田源道.電液伺服閥技術(shù)［M］.北京:航空工業(yè)出版社，2008.

［3］王福軍.計(jì)算流體動力學(xué)分析［M］.北京:清華大學(xué)出版社，2004.

［4］韓占忠.Fluent——流體工程仿真計(jì)算實(shí)例與分析［M］.北京:北京理工大學(xué)出版社，2009.

［5］閻耀保，黃偉達(dá).張曦.電液伺服閥噴嘴擋板閥流場分析［J］.流體傳動與控制，2011(3):1 －4.

［6］楊國來，陳亮，李秀華，等.錐直形噴嘴內(nèi)部結(jié)構(gòu)參數(shù)對射流流場影響的數(shù)值模擬［J］.液壓與氣動，2009(11):6－8.

［7］李震，劉新泰，張玉寶.噴嘴結(jié)構(gòu)參數(shù)對射流流場影響的仿真與研究［J］.煤礦機(jī)械，2012，33(1):63 －65.

［8］陸向輝，高殿榮.兩級電液伺服閥雙噴嘴擋板閥內(nèi)流場計(jì)算與分析［J］.中國機(jī)械工程，2012(16):1951－1956.

Field Flow Analysis and Structure Optim ization for Flapper-nozzle Stage of Electro-hydraulic Servo Valve

LIFang，WANG Xiaolu，ZHANG Xinbin，JIANG Jinlin
(Institute of Control Technology Shanghai Aerospace，Shanghai200233，China)

The 3D field flow model of the flapper-nozzle servo valve was built based on computational fluid dynamicsmethod，and the full field flow simulation analysis was done by Fluent.In the simulation process，the parameters optimization design of local structure of the servo valve was done.The simulation analysis results provide effective reference for the structure design of servo valve.

Flapper-nozzle servo valve;Computational fluid dynamics;Optimization design

TH137.52

A

1001－3881(2014)10－104－4

10.3969/j.issn.1001 －3881.2014.10.032

2013－04－15

李芳 (1979—)，女，碩士研究生，高級工程師，主要研究方向?yàn)殡娨核欧到y(tǒng)與液壓控制。E－mail:cookie_leef@163.com。