不同阀座半锥角条件下的锥阀阀口流场仿真

不同阀座半锥角条件下的锥阀阀口流场仿真
闵为;王峥嵘
【摘要】Aimed at the feature that the cavitation is easy to happen for high-velocity jet from poppet valve with small opening, the flow state of the valve with actual opening was simulated with liquid-solid coupling method and the flow characteristics of valve port with variable half conical angle of valve seat was investigated. It was shown by the simulation that the half conical angle of valve seat would have a remarkable influence on the flow characteristics of the valve port and the valve core stability could be improved by means of reasonable selection of the half conical angle of the valve seat. Meantime, the cavitation region could be reduced and the flow characteristics of discharging flow from the valve port would be improved.%针对锥阀阀口在小开度条件下的高速喷流容易产生气穴的特性,采用流固耦合的方法,模拟锥阀在真实开口情况下的流动状态,研究在不同阀座半锥角条件下阀口的流动特性.通过仿真计算表明,不同阀座半锥角对阀口的流动特性有显著的影响,通过合理选取阀座半锥角,可改善阀芯的稳定性；同时减小气穴区域,可改善阀口出流的流动特性.
【期刊名称】《兰州理工大学学报》
【年(卷),期】2012(038)006
【总页数】4页(P49-52)
【关键词】阀座;半锥角;气穴
【作者】闵为;王峥嵘
【作者单位】兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃兰州 730050;兰州理工大学能源与动力工程学院,甘肃兰州 730050
【正文语种】中文
【中图分类】TH137.52
锥阀是液压系统中最常用的元件之一，通常用作各种压力控制阀的主阀或导阀，工作时其阀口开度很小，前后压差较大，油液流经阀口时处于高速喷流状态，极易引起气穴和气蚀，导致振动和噪声.
根据常用锥阀的工作特点，研究锥阀在小开口条件下的喷流流场，对于深入认识阀口的流动状态，优化设计阀芯和阀座结构，抑制和减小阀口流动的自激振荡和气穴噪声有重要意义.郑淑娟、高红等［1-2］对锥阀的阀口流动进行了数值模拟；Heron［3］改进了锥阀阀口前后流道形状，以降低气穴噪声；Oshima等［4］利用半切阀模型对锥阀气穴流动进行了细致的研究；冀宏［5］通过在阀芯上开设环形槽来改变阀口后的流道形状，从而改变了阀口后部气穴区的位置，以减小气穴噪声；张铁华［6］等通过采用两级锥阀的结构来逐级降低阀口前后压差，从而减小气穴现象.
上述工作主要针对压力控制阀主阀级的锥阀，研究阀口在较大的固定开口情况下的流动特性.而用作导阀的锥阀由于尺寸较小，其结构相对简单，但同样存在与主阀类似的问题.本文针对导阀级的锥阀，采用流固耦合的方法模拟锥阀在真实开口情况下的流场状态，研究不同阀座半锥角结构对阀口流场的影响.
1 几何模型
为叙述方便，本文定义锥阀中的阀芯半锥角为α1，阀座半锥角为α2.由于导阀级
锥阀的阻尼比通常较小，为了防止该单自由度弹簧质量振动系统在输入流量发生微小脉动时引起自激震荡，选定锥阀芯的半锥角α1=10°不变，阀座直径为4mm，并适当选取锥阀前端的容积.
由于锥阀的阀口开度较小，为模拟真实开口情况下的多尺度流动，减少计算量，将锥阀流场模型简化为二维轴对称模型，用于比较不同阀座半锥角的4种锥阀结构（见图1）.
图1 不同阀座半锥角的二维轴对称锥阀模型Fig.1 Two-dimensional axisymmetric model of poppet valve with different half conical angle of valve seat
2 网格化分与计算条件
采用comsol自由网格参数对上述模型进行网格划分.由于阀口开度较小，而阀口
前后的流场区域较大，对于这种多尺度的流场，既要充分考虑阀口小尺度流场的细节流动，又要减少计算量.因此，对阀芯和阀座锥面采用小网格，而阀口前后的流
场区域采用大网格，取锥面网格节点数量为35，而阀口前后流场区域采用自由网
格划分.划分好的流场和阀芯网格如图2所示［7］.为使初始状态时阀口前后流场
连续，将阀芯的阀口预开度设置成0.1mm.
图2 网格划分Fig.2 Mesh dividing
阀芯的流固耦合过程体现在阀芯所受的液压力与外加弹簧力和惯性力的动态平衡过程，其数学表达式为
式中：p为流场中的压力分布函数；A为阀芯表面积；m为阀芯质量，取为3.5g；a为阀芯运动加速度；k为调压弹簧刚度，取为60N/mm；z0为调压弹簧预压缩量，取为3mm；z为阀芯运动位移.
式（1）中的液压力由动态耦合过程中阀芯表面的压力对面积积分求得，而弹簧力和惯性力以体载荷的形式输入到解算器中，具体形式为
式中：F为阀芯所受的体积力；V为阀芯体积；ρ为阀芯密度.
计算边界条件为：设定阀座表面为无滑动固定壁面，阀芯前后两端分别为进口和出口.阀芯表面承受流体载荷，其运动为在外加体载荷和流场内流体载荷作用下的轴向自由运动，而约束阀芯的径向运动速度vr=0.设定阀芯前端进口流速为4m/s，阀芯后端的出口压力为105 Pa（即标准大气压）.油液密度为900kg/m3，动力黏度为0.04Pa·s.
求解器中的应力分析、移动网格和不可压缩navier-stokes方程均采用瞬态求解方法.
3 计算结果及分析
3.1 阀芯位移及进口压力
图3为阀芯在0.1mm预开口时的运动位移曲线.由于0.1mm的阀口开度并不是阀芯在4m/s的进口流速和3mm调压弹簧预压缩量所对应的阀口开度，因此阀芯都有一个先振荡再逐渐稳定的过程.
图3 阀芯运动位移曲线Fig.3 Displacement curve of valve core movement
从图3可以看出阀芯在稳定状态下的开口度大小是不一样的，原因是阀座半锥角不同时，直接影响了阀口后部流场的流动状态，造成进口压力和阀芯锥面上的压力分布发生变化，使得液压力与弹簧力相比较时的平衡点也发生了变化.表1为4种情况下的阀芯前端进口压力，其中α2=20°时阀芯前端的进口压力最大.
表1 阀芯前端的进口压力Tab.1 Pressure at inlet of front end of valve core阀座半锥角α2/（°）20 45 60 90进口压力/MPa 16.79 16.68 16.67 16.61 另外，α2=20°时阀芯振荡的超调量最大，且振荡持续的时间最长，相当于阀口前
后的流动减小了该单自由度弹簧质量振动系统的阻尼比，这对锥阀的稳定性是不利的，且极易在进口流量脉动的激励下产生轴向振荡，从而引发尖锐的啸叫声.
3.2 阀口气穴区
根据油液产生气穴的条件可知，常温下流场中的压力低于空气分离压2 000Pa时，混合在油液中的空气将以气泡的形式析出，从而产生气穴［8］.因此，在阀口压力场的仿真结果中将着重显示压力低于2 000Pa的气穴区域.图4为阀口压力场中的气穴区域，从图中可以看出阀座半锥角为60°时阀口的气穴区最小，此种情况下对应的气穴噪声也最小.
图4 不同阀座条件下的气穴区Fig.4 Cavitation area of valve port with different half conical angle of valve seat
图5 阀口速度场Fig.5 Velocity field at valve port
图6 流线图（α2＝90°）Fig.6 Strealine of valve port（α2＝90°）
图5和图6分别为以箭头和流线表示的阀口后端速度场，从中可以清楚地看出阀
座半锥角为60°时气穴区域最小的原因.油液流经阀口后产生紧贴阀芯壁面的高速
喷流，此时的流速可达200m/s.由伯努利方程可知，在阀口及阀芯后流速较高的
地方会产生低压区，而阀口后部流速较低的地方压力相对较高，这时阀口后部的油液会在此压差作用下产生回流，从而对低压区的油液进行补充，以抑制低压区的压力进一步降低.图5b中正是这种情况，因此在阀座半锥角为60°时的气穴区面积最小.
在图5a中α2=20°时，阀芯和阀座半锥角间的区域全部被高速射流所占据，阀口
后部的油液不能有效的回流到低压区，使得低压区的压力得不到恢复而只能进一步降低，形成较大的气穴区.
在α2=90°时，从图6的流线图中可看出，虽然阀座结构不会阻碍高压区向低压区的回流，但是由于阀口高速喷流的影响，在阀座外圆周底部形成了一个较大的回流
漩涡区，此涡流区大大减小了阀口后部的自由流动区域，因此实际上高压区向低压区的回流面积反而减小了，从而阻碍了阀口低压区的压力恢复，使得阀口后部的气穴区面积反而比α2=60°时的面积要大，即气穴噪声反而加大.
4 结论
本文采用流固耦合的方法，模拟锥阀在真实开口情况下的流动状态，通过研究在不同阀座半锥角条件下阀口的流动特性，可知在阀芯半锥角为10°，进口流速为
4m/s的情况下，有以下结论：
1）阀座半锥角不同时直接影响阀口开口度和进口压力的大小，阀座半锥角与阀芯半锥角的差值较小时，阀芯开口度较小，阀芯的稳定性较差，易引起轴向自激振荡. 2）由于阀口结构和阀口后部漩涡区的影响，使得阀座半锥角在较大和较小时均会限制尾部高压区向低压区的压差流动，从而阻碍阀口低压区的压力恢复.而在阀座
半锥角为60°时，阀口后部高压区向低压区的流动可得到明显改善，此时气穴区的面积最小，由此引起的气穴噪声也最小.
参考文献：
［1］郑淑娟.阀芯运动过程液压锥阀流场的CFD计算与分析［J］.农业机械学报，2007，38（1）：168-172.
［2］高红.锥阀阀口气穴流场的数值模拟与试验研究［J］.机械工程学报，2002，38（8）：27-30.
［3］HERON R.Proceedings of the 7th International Fluid Power Symposium ［C］.Bath：BHRA，The Fluid Engineering Centre in Cranfield，1986：275-283.
［4］OSHIMA S，ICHIKAWA T.Cavitation phenomena and performance of oil hydraulic poppet valve［J］.Bulletin of JSME，1985，28：2264-2271. ［5］冀宏.锥阀阀口气穴流场的数值模拟与试验研究［J］.机械工程学报，2002，
38（8）：19-22.
［6］张铁华.二级圆锥式节流阀口的设计及实验研究［J］.液压与气动，2001，
25（11）：12-15.
［7］冀宏.非全周开口滑阀阀口面积的计算方法［J］.兰州理工大学学报，2008，34（3）：48-51.
［8］李仁年.液压流体动力学［M］.北京：机械工业出版社，2005.。