閻宇，王鶴，陳震，豐健，劉晉沛，張曉宇

(太原理工大學(xué)新型傳感器與智能控制教育部重點實驗室，山西太原 030024)

0 前言

隨著微電子技術(shù)的發(fā)展，電液數(shù)字控制技術(shù)成為實現(xiàn)機電一體化的重要手段[1]。高速開關(guān)閥作為一種數(shù)字閥，通過數(shù)字信號控制閥芯的正反向運動完成閥口的啟閉，從而實現(xiàn)液流的通斷，具有抗污染能力強、價格低廉、應(yīng)用范圍廣等優(yōu)點[2-3]。目前常用的高速開關(guān)閥通過驅(qū)動閥芯作直線往復(fù)運動實現(xiàn)閥口的啟閉，存在著閥芯行程與開關(guān)頻率之間的矛盾?；诖?，提出一種閥芯旋轉(zhuǎn)式高速開關(guān)閥，通過電機驅(qū)動閥芯旋轉(zhuǎn)完成閥口的啟閉，從而減少閥芯行程對開關(guān)頻率的影響。

液動力是影響閥控制精度的重要因素[4]。當(dāng)流體流經(jīng)控制閥時，流體的速度及方向發(fā)生改變，從而引起流體動量發(fā)生變化，最終對閥體產(chǎn)生反作用力，即為液動力[5]，其包括穩(wěn)態(tài)液動力與瞬態(tài)液動力，其中瞬態(tài)液動力相比穩(wěn)態(tài)液動力較小，一般不予考慮。在高壓大流量時，液動力變化顯著，易引起閥芯振動，影響閥的控制精度[6]，因此在閥的設(shè)計過程中，必須考慮到液動力的影響。

針對穩(wěn)態(tài)液動力，目前已有大量研究。白繼平等[7]采用數(shù)值計算方法，研究閥芯結(jié)構(gòu)變化對2D高頻轉(zhuǎn)閥的閥芯溝槽流體近壁平均壓力、平均流速及液動力矩的影響；冀宏等人[8]采用CFD仿真，對2種典型節(jié)流槽形式的滑閥進行流場仿真分析，發(fā)現(xiàn)在特定閥口開度內(nèi)液動力會使閥口開度變大；常學(xué)森等[9]對新型旋轉(zhuǎn)閥芯液壓閥在低壓工作條件下的轉(zhuǎn)動力矩進行仿真與試驗分析，發(fā)現(xiàn)該閥在低壓工作條件下結(jié)構(gòu)穩(wěn)定、轉(zhuǎn)動力矩??；謝海波等[10]研究了不同閥口形態(tài)下內(nèi)流式錐閥所受液動力特性，結(jié)果表明閥口形態(tài)變化，閥芯所受的液動力方向和大小也發(fā)生變化；呂孟[11]應(yīng)用Fluent對一多路閥斗桿二聯(lián)進行流場仿真，得到不同工況下的閥芯穩(wěn)態(tài)液動力，揭示液動力隨流量及閥芯位移的變化規(guī)律；楊慶俊等[12]對一入口節(jié)流式滑閥在不同結(jié)構(gòu)參數(shù)及不同工作條件下的液動力進行研究，分析液動力變化的內(nèi)在機制；金偉和史俊強[13]利用Fluent對不同閥芯旋轉(zhuǎn)角度下的流場進行分析，通過閥口流體速度云圖、壓力云圖及流線圖分析流體運動規(guī)律；王偉[14]運用Fluent仿真軟件對一閥芯旋轉(zhuǎn)式四通換向閥內(nèi)部流場進行動靜態(tài)仿真分析，探討閥口壓差、閥口形狀及閥口開度等對轉(zhuǎn)閥內(nèi)部流量及液動力的影響。目前針對滑閥與錐閥的液動力研究已有一定成果，但是對轉(zhuǎn)閥的液動力研究還較少，缺少可直接借鑒的成果。

本文作者提出一種閥芯旋轉(zhuǎn)式高速開關(guān)閥，采用理論與仿真結(jié)合的方法，研究閥芯結(jié)構(gòu)變化對閥口過流面積、流量系數(shù)、射流角及穩(wěn)態(tài)液動力矩的影響，得到液動力矩的影響因素及變化規(guī)律，并提出液動力矩補償方法，為有關(guān)高速開關(guān)閥閥芯結(jié)構(gòu)的優(yōu)化提供依據(jù)。

1 閥芯旋轉(zhuǎn)式高速開關(guān)閥結(jié)構(gòu)及工作原理

1.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計

圖1所示為閥芯旋轉(zhuǎn)式高速開關(guān)閥三維模型，主要由閥體、閥芯、閥套、端蓋、堵頭、套筒等零件構(gòu)成，伺服電機連接閥芯左端的套筒驅(qū)動閥芯做旋轉(zhuǎn)運動，步進電機連接閥芯右端的堵頭驅(qū)動閥芯做軸向運動。閥芯沿軸向布置3個臺肩，兩端臺肩可將閥腔與軸承分隔開，減小軸承受到的液壓沖擊，同時臺肩設(shè)有平衡槽，減小閥芯受到的液壓卡緊力；中間臺肩兩側(cè)開有沿圓周方向均勻分布且相互對稱的溝槽，數(shù)量為8。閥套上沿圓周方向開有與閥芯溝槽相對應(yīng)的2個窗口，兩窗口對應(yīng)圓心角為180°；閥套上沿軸向共有兩列窗口且在圓周方向的位置相同。

1.2 工作原理

閥芯旋轉(zhuǎn)式高速開關(guān)閥通過電機驅(qū)動閥芯旋轉(zhuǎn)，改變閥芯溝槽與閥套窗口之間的相對位置，實現(xiàn)油路的通斷。當(dāng)閥芯溝槽與閥套窗口有重合時，如圖2(a)所示，閥口打開，油液流出；當(dāng)溝槽與閥套窗口沒有重合時，如圖2(b)所示，閥口關(guān)閉，無油液流出。閥芯旋轉(zhuǎn)不斷改變重合部分，實現(xiàn)油液通斷，完成高速開關(guān)。文中以閥芯軸向位置固定，閥芯溝槽與閥套窗口從剛開始接觸到恰好完全分離進行研究，此時閥芯旋轉(zhuǎn)角度為0°～30°。

圖2 工作原理

2 液動力矩理論計算模型

由于閥芯左右對稱，故只研究油液從左端進油口P到出油口T時的情況。閥芯旋轉(zhuǎn)式高速開關(guān)閥為上下對稱，其所受的徑向力互相抵消，閥芯所受的軸向力通過軸承對閥芯的作用力來平衡。油液從P口進入時，其流向總是與閥芯徑向重合，而在流出T口時，除了當(dāng)閥套窗口恰好位于閥芯溝槽正中央時，其余情況油液流向總與閥芯徑向及周向形成角度，意味著當(dāng)油液流入閥腔時，其動量在周向分量為零，流出閥腔時，其動量在周向分量不為零，從而動量發(fā)生變化，對閥芯產(chǎn)生液動力。周向液動力表現(xiàn)為扭矩特征，會干擾閥芯旋轉(zhuǎn)，影響閥的工作穩(wěn)定性。

依據(jù)動量定理，得到液動力矩計算公式為

T=-ρqvrcosβ

(1)

式中：ρ為油液密度；q為通過閥口的流量；v為通過閥口速度；r為閥芯半徑；β為射流角。

閥口處的平均流速為

(2)

將式(2)代入式(1)，得：

(3)

閥口處的流量為

(4)

式中：Cd為流量系數(shù)；Δp為閥口的壓差；A為閥口過流面積。

將式(4)代入式(1)，得：

(5)

由式(3)可知，流量一定時，穩(wěn)態(tài)液動力矩與閥口過流面積成反比，與射流角余弦值成正比。由式(5)，壓差一定時，穩(wěn)態(tài)液動力矩與閥口過流面積、閥口壓差及射流角余弦值都成正比。

閥芯溝槽與閥套窗口有3種位置，如圖3所示，閥芯旋轉(zhuǎn)角度從0°增大到15°，閥口過流面積逐步增大，達到最大狀態(tài)后保持一定時間；閥芯旋轉(zhuǎn)角度為15°時，閥套窗口恰好位于閥芯溝槽正中央；閥芯旋轉(zhuǎn)角度從15°增大到30°，閥口過流面積在保持一定時間的最大狀態(tài)后，逐步減小到0。

圖3 穩(wěn)態(tài)液動力矩示意

定義逆時針為正方向，閥芯逆時針旋轉(zhuǎn)。當(dāng)閥芯旋轉(zhuǎn)角度0°<θ<15°時，如圖3(a)所示，閥芯溝槽位于閥套窗口順時針方向，根據(jù)油液流向，此時閥口處射流角 0°<β<90°，依據(jù)式(1)，此時液動力矩為負值，方向順時針，為閥口關(guān)閉方向，是閥芯運動阻力。當(dāng)θ=15°，如圖3(b)所示，此時射流角β=90°，液動力矩為零。當(dāng)15°<θ<30°，如圖3(c)所示，閥芯溝槽位于閥套窗口逆時針方向，此時射流角90°<β<180°，液動力矩為正值，方向逆時針，為閥口關(guān)閉方向，是閥芯運動動力。

3 仿真計算

3.1 流場模型

利用SolidWorks建立油液從進油口P到出油口T時的模型，因流場為對稱結(jié)構(gòu)，故選取流場模型一半進行研究。圖4(a)和圖4(b)分別為閥芯溝槽與閥套窗口典型位置時的流場模型。為探究閥套窗口及溝槽形狀對液動力矩影響，建立了溝槽三角形、閥套窗口為菱形，溝槽三角形、閥套窗口為三角形，溝槽矩形、閥套窗口為圓形的3種流場模型。為探究閥套窗口邊長對液動力矩影響，在溝槽三角形、閥套窗口為菱形的基礎(chǔ)上，建立了閥套窗口邊長分別為2、3、4 mm的模型。為探究環(huán)形槽對液動力矩影響，建立了加工環(huán)形槽與不加工環(huán)形槽的流場模型，如圖4(c)和圖4(d)所示。為探究溝槽高度對液動力矩影響，建立了溝槽高度分別為4 mm及6 mm的模型。由于篇幅限制，不再一一贅述。

圖4 流場模型

對不同閥套窗口的流場模型，建立了在不同閥芯旋轉(zhuǎn)角度下閥口過流面積的數(shù)學(xué)模型。

(1)溝槽三角形、閥套窗口菱形

(6)

(2)溝槽三角形、閥套窗口三角形

(7)

(3)溝槽矩形、閥套窗口圓形

(8)

依據(jù)建立的閥口過流面積數(shù)學(xué)模型，計算出在不同閥芯旋轉(zhuǎn)角度下的閥口過流面積，如圖5所示。在閥口未完全開啟前，隨著閥芯旋轉(zhuǎn)角度增大，其閥口過流面積呈增長趨勢。由圖5(a)可知，閥芯旋轉(zhuǎn)角度一定時，閥套窗口邊長越大，其過流面積越大；由圖5(b)可知，閥芯旋轉(zhuǎn)角度一定時，不同形狀的閥套窗口過流面積由大到小依次為圓形、菱形、三角形，且都在閥芯旋轉(zhuǎn)角度為6°時，其過流面積達到最大，此時閥口剛好處于完全打開狀態(tài)。

圖5 閥口過流面積

3.2 網(wǎng)格劃分

劃分網(wǎng)格時，采用ANSYS中的Mesh模塊，將網(wǎng)格設(shè)置為四面體網(wǎng)格，與閥套窗口相連的溝槽壁面因需進行壓力積分以計算液動力矩，故對其細化，劃分網(wǎng)格如圖6所示。

圖6 網(wǎng)格劃分

3.3 仿真參數(shù)設(shè)置

將網(wǎng)格導(dǎo)入Fluent，采用壓力基穩(wěn)態(tài)求解器。湍流模型選取Realizableκ-ε，壁面函數(shù)選取標(biāo)準壁面函數(shù)。流動介質(zhì)選用液壓油，密度880 kg/m3，動力黏度0.036 kg/(m·s)。

探究閥口壓差對液動力矩影響時，將入口壓力分別設(shè)置為1、5、10、15、20、25 MPa；探究閥口流量對液動力矩影響時，將入口流量分別設(shè)置為10、20、30、40、50、60 L/min。探究壓差一定，閥芯結(jié)構(gòu)變動對液動力矩影響時，將入口壓力設(shè)置為10 MPa；探究流量一定，閥芯結(jié)構(gòu)變動對液動力矩影響時，將入口流量設(shè)置為20 L/min。

3.4 仿真計算模型

采用壓力積分的方法，對液動力矩進行求解。如圖7所示，將溝槽壁面分別命名為wall-1和wall-2，其液動力矩仿真計算模型為

圖7 仿真計算模型

T=-(p1-p2)SRsina

(9)

式中：p1為wall-1的平均壓力；p2為wall-2的平均壓力；S為wall面積；R為溝槽壁面半徑；a為壁面與軸線的夾角，溝槽為三角形時a為45°，溝槽為矩形時a為90°。

4 仿真結(jié)果分析

基于上述液動力矩理論計算模型，主要研究閥芯結(jié)構(gòu)參數(shù)變動對射流角、流量系數(shù)及液動力矩的影響，并得到液動力矩的影響因素，提出液動力矩補償方法。

4.1 射流角

通過CFD-Post獲取其周向射流角，圖8所示為閥口壓差10 MPa、溝槽為矩形、閥套窗口為圓形的流場模型在不同閥芯旋轉(zhuǎn)角度下的射流角?？梢钥吹剑寒?dāng)閥口未完全打開即θ≤6°時，隨著閥芯旋轉(zhuǎn)角度增大，射流角逐漸靠近90°；當(dāng)閥口逐漸關(guān)閉即24°≤θ≤30°時，隨著閥芯旋轉(zhuǎn)角度增加，其射流角越來越偏離90°；而當(dāng)閥口處于完全打開狀態(tài)即6°<θ<24°時，隨著閥芯旋轉(zhuǎn)角度變化，其射流角變化不大。

圖8 不同閥芯旋轉(zhuǎn)角度下的速度矢量

同理可獲得其余條件下的射流角，因閥口打開與關(guān)閉狀態(tài)其射流角呈對稱關(guān)系，故只探討閥口打開狀態(tài)。由圖9可以看到：閥芯旋轉(zhuǎn)角度一定，閥口邊長越大，射流角越偏離90°；閥套窗口為圓形的，其射流角偏離90°程度最大，而三角形最小；加工環(huán)形槽的閥，在閥芯旋轉(zhuǎn)角度小于6°時，其射流角偏離90°的程度與不加工環(huán)形槽的閥相比先小后大，閥芯旋轉(zhuǎn)角度大于6°時情況相反；溝槽越高，在閥芯旋轉(zhuǎn)角度小于6°時其射流角越靠近90°，閥芯旋轉(zhuǎn)角度大于6°時相差不大。

圖9 不同條件下射流角

4.2 流量系數(shù)

流量系數(shù)反映閥口局部的液阻特性，流量系數(shù)越大，液阻越小，相同壓差下通過閥口流量越多[15]。流量系數(shù)不能通過閥的結(jié)構(gòu)直接獲取，但可以通過CFD仿真獲得閥口處的壓降及流量，從而間接獲得流量系數(shù)。根據(jù)式(4)得到流量系數(shù)的計算公式：

(10)

文中通過將壓差設(shè)定為10 MPa，流量q通過Fluent報告獲取，從而獲得流量系數(shù)。圖10所示為不同閥芯結(jié)構(gòu)的流量系數(shù)，可以看到閥口未完全打開，隨著閥芯旋轉(zhuǎn)角度增大，其流量系數(shù)整體呈下降趨勢。閥口處于完全打開狀態(tài)時，其流量系數(shù)在某一數(shù)值上下波動。當(dāng)閥芯旋轉(zhuǎn)角度關(guān)于θ=15°對稱，其流量系數(shù)也對稱。針對不同結(jié)構(gòu)的閥芯，也可以發(fā)現(xiàn)：閥套窗口邊長越大，整體上其對應(yīng)的流量系數(shù)越小。閥套窗口形狀不同，其流量系數(shù)差異較大，閥口未完全打開前，流量系數(shù)由小到大依次為圓形、菱形、三角形；閥口完全打開后，閥套窗口為三角形的流量系數(shù)先減小后基本不變，而菱形和矩形的基本不變。加工環(huán)形槽的流量系數(shù)與不加工環(huán)形槽相比，其變化趨勢一致，只是加工環(huán)形溝槽流量系數(shù)較大。溝槽高度不同，其流量系數(shù)變化趨勢一致且相差不大。

圖10 不同條件下流量系數(shù)

4.3 液動力矩

通過液動力矩理論計算及CFD仿真得到液動力矩計算數(shù)值，探究閥口壓差、流量及閥芯結(jié)構(gòu)參數(shù)變動對液動力矩影響。

圖11是閥芯旋轉(zhuǎn)角度為3°時不同閥套窗口壓差下的液動力矩，可以看到液動力矩與閥口壓差成正比。由于壓差一定時液動力矩與閥口過流面積及射流角余弦值成正比，在閥芯旋轉(zhuǎn)角度為3°時，不同閥套窗口的射流角余弦值由大到小依次為圓形、菱形、三角形，閥口通流面積由大到小依次為圓形、菱形、三角形，故閥套窗口為圓形的液動力矩最大，閥套窗口為三角形的液動力矩最小。圖12是閥芯旋轉(zhuǎn)角度為3°時不同閥套窗口流量下的液動力矩，可以看到液動力矩與流量的二次方成正比。由于流量一定時液動力矩與射流角余弦值成正比，與閥口過流面積成反比，液動力矩最終呈現(xiàn)閥套窗口為圓形的最大，三角形的最小，說明流量一定，閥套窗口形狀不同，對液動力矩影響最大的因素是射流角。

圖11 不同閥套窗口壓差下的液動力矩

圖12 不同閥套窗口流量下的液動力矩

圖13是閥口壓差10 MPa、閥套窗口邊長不同的液動力矩。壓差一定時，隨著閥芯旋轉(zhuǎn)角度增大，液動力矩也增大，是因為閥口過流面積逐步增大的緣故；之后減小，是因為隨著閥芯旋轉(zhuǎn)角度增大，射流角逐漸靠近90°。閥套窗口邊長越大，液動力矩越大，也是因為壓差一定時液動力矩與閥口過流面積成正比。圖14是閥口流量為20 L/min、閥套窗口邊長不同的液動力矩。流量一定時，隨著閥芯旋轉(zhuǎn)角度增大，液動力矩逐漸減小，且都在閥芯旋轉(zhuǎn)角度較小時減小速度較大，主要是因為此時閥口過流面積逐漸增加，射流角逐漸靠近90°。當(dāng)閥口完全開啟后，液動力矩逐漸趨于零，主要是因為此時射流角接近90°。閥芯旋轉(zhuǎn)角度一定時，閥套窗口邊長越小，其液動力矩越大，主要是因為流量一定時，液動力矩與閥口過流面積成反比。

圖13 壓差一定，不同閥套窗口邊長的液動力矩

圖14 流量一定，不同閥套窗口邊長的液動力矩

圖15是閥口壓差10 MPa、閥套窗口形狀不同的液動力矩。壓差一定時，隨著閥芯旋轉(zhuǎn)角度增大，閥套窗口為菱形及圓形的液動力矩先增大后減小，而閥套窗口為三角形的液動力矩變化不大。分析圖5和圖9可知：改變閥套窗口形狀，射流角余弦值由大到小依次為圓形、菱形、三角形，閥口過流面積由大到小依次為圓形、菱形、三角形，而在壓差一定時，液動力矩與閥口過流面積及射流角余弦值成正比，故壓差一定時，液動力矩由大到小依次為圓形、菱形、三角形。圖16是閥口流量為20 L/min，閥套窗口形狀不同的液動力矩，液動力矩在滿足逐漸減小為零的同時，發(fā)現(xiàn)閥套窗口為菱形及三角形的液動力矩較小，而圓形的液動力矩最大，根據(jù)圖12的分析，此時液動力矩的影響因素主要是射流角。

圖15 壓差一定，不同閥套窗口的液動力矩

圖16 流量一定，不同閥套窗口的液動力矩

圖17是閥口壓差10 MPa、加工環(huán)形槽與不加工環(huán)形槽的液動力矩。壓差一定時，加工環(huán)形槽的液動力矩在閥口剛好完全打開時處于最大，而不加工環(huán)形溝槽的閥在閥口未完全打開時其液動力矩便處于最大。此外，在閥口未完全打開時，加工環(huán)形槽的閥較不加工環(huán)形槽的閥，其液動力矩先小后大，主要是由于加工環(huán)形槽的閥，其射流角余弦值較不加工環(huán)形槽的閥先小后大。圖18是閥口流量為20 L/min，加工環(huán)形槽與不加工環(huán)形槽的液動力矩。流量一定時，液動力矩在滿足逐漸減小規(guī)律的同時，加工環(huán)形槽的液動力矩較不加工環(huán)形槽的小，同理也受到射流角影響。

圖17 壓差一定，加工環(huán)形槽與不加工環(huán)形槽液動力矩

圖18 流量一定，加工環(huán)形槽與不加工環(huán)形槽液動力矩

4.4 液動力矩補償

研究液動力矩的目的主要是為了對其進行補償，減小液動力矩對閥芯運動的干擾?；谏鲜鰧σ簞恿胤治?，文中提出在閥口過流面積不變的情況下，調(diào)整閥芯溝槽高度來改變射流角，達到減小液動力矩目的。

圖19是閥口壓差為10 MPa、閥芯溝槽高度不同的液動力矩。壓差一定時，增大溝槽高度，可有效降低液動力矩，且最大可減小13%，主要是因為溝槽越高，射流角越接近90°。圖20是閥口流量為20 L/min、閥芯溝槽高度不同的液動力矩。流量一定時，溝槽越高，射流角越接近90°，從而液動力矩越小。

圖19 壓差一定，不同溝槽高度的液動力矩

圖20 流量一定，不同溝槽高度的液動力矩

5 結(jié)論

采用理論與仿真相結(jié)合的方法，研究閥芯結(jié)構(gòu)參數(shù)變動對液動力矩的影響，得到液動力矩的影響因素及變化規(guī)律，研究結(jié)果表明：

(1)閥口未完全開啟，隨著閥芯旋轉(zhuǎn)角度增大，閥口過流面積逐步增大，流量系數(shù)逐步減小，射流角逐漸靠近90°；閥口完全開啟后，隨著閥芯旋轉(zhuǎn)角度增大，閥口過流面積、流量系數(shù)及射流角基本不變。

(2)閥口逐步打開，液動力矩為負值，是閥芯運動阻力；閥口逐步關(guān)閉，液動力矩為正值，是閥芯運動動力。

(3)閥芯旋轉(zhuǎn)角度一定時，液動力矩與閥口壓差及流量的二次方成正比。壓差一定，隨著閥芯旋轉(zhuǎn)角度增大，液動力矩先增大后減小；流量一定，隨著閥芯旋轉(zhuǎn)角度增大，液動力矩逐步減小。

(4)改變閥套窗口邊長，影響液動力矩的主要因素為閥口過流面積；改變閥套窗口形狀，影響液動力矩的因素包括閥口過流面積和射流角；加工環(huán)形槽，影響液動力矩的主要因素是射流角。

(5)適當(dāng)增加閥芯溝槽高度，可使射流角接近90°，從而達到補償液動力矩的目的。研究結(jié)果為優(yōu)化高速開關(guān)閥閥芯結(jié)構(gòu)提供依據(jù)。