李知成，鄒泉敏，滕儒民，王 剛，劉照東

（大連理工大學(xué) 機械工程學(xué)院，遼寧 大連 116024）

國內(nèi)外起重機目前大多采用液壓傳動作為基本的傳動方式，包括定量閥控系統(tǒng)、恒功率變量系統(tǒng)、按需變量控制系統(tǒng)以及負(fù)載敏感系統(tǒng)等［1］。其中負(fù)載敏感系統(tǒng)由于能夠?qū)⒇?fù)載的變化傳到敏感控制閥塊中，及時調(diào)整系統(tǒng)的輸出供油狀態(tài)，保證各個執(zhí)行器正常運作的優(yōu)點而被越來越多的應(yīng)用在各種工程機械中［2］。而為實現(xiàn)負(fù)載敏感系統(tǒng)功能，多采用比例多路換向閥作為控制元件。比例多路換向閥具有著體積小、重量輕、集成度高、操作方式多樣等優(yōu)點，在工程機械中被成熟應(yīng)用［3］。

多路換向閥稱為多路閥，由兩個或多個方向閥組成。它是一個多功能集成閥，集成了方向閥、止回閥、過載閥和制動閥［4］。作為起重機液壓系統(tǒng)的關(guān)鍵組件之一，多路閥確定液壓泵向每個執(zhí)行器提供的油的方向和流量，然后控制執(zhí)行器的方向和速度［5］。在比例多路換向閥換向期間，閥桿在閥體閥孔中進(jìn)行相對運動。軸向阻力包括閥桿和閥體孔之間的摩擦阻力、液動力和彈簧力。液動力是當(dāng)流體流過液壓閥的閥腔和閥口時由于流體流速和流量的變化而在流體閥的閥桿上流動的反作用力。液動力分為穩(wěn)態(tài)液動力和瞬時液動力。穩(wěn)態(tài)液動力是由流過閥腔和閥口的流體的速度和方向的變化引起的，瞬態(tài)流體動力是流體流速的變化率引起的［6，7］。本文對汽車起重機比例多路換向閥進(jìn)行流場仿真，取其中副卷揚聯(lián)進(jìn)行穩(wěn)態(tài)液動力仿真分析，為汽車起重機多路換向閥設(shè)計提供思路。

1 工作原理

該比例多路換向閥的設(shè)計結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要由閥體1、端蓋2、電磁閥3、壓力補償閥4、先導(dǎo)式溢流閥5、主閥芯6構(gòu)成。液壓油由入口P進(jìn)入，隨著主閥芯左移，節(jié)流口打開，油液經(jīng)節(jié)流槽流入閥腔M。油液在閥腔M中頂開單向閥，流經(jīng)壓力補償閥4進(jìn)入閥腔N，再由閥腔N進(jìn)入負(fù)載口B，完成汽車起重機的起升動作。當(dāng)閥桿向左移動時，工作原理類似。該多路閥為分片式，共4聯(lián)，分別為伸縮、變幅、主卷揚、復(fù)卷揚。每一聯(lián)結(jié)構(gòu)基本類似，本文只對副卷揚聯(lián)進(jìn)行分析。

該多路換向閥副卷揚聯(lián)的液壓原理如圖2所示。液壓油通過P1油口進(jìn)入系統(tǒng)，分為兩路，一路經(jīng)過先導(dǎo)油路1保證先導(dǎo)輸出油在30bar左右，另一路依次通過主閥副卷揚聯(lián)和壓力補償閥控制油缸伸縮動作。壓力補償閥主要進(jìn)行閥后壓力補償，保持主閥壓差恒定，從而保證起重機在復(fù)合動作時不受負(fù)載變化影響，各執(zhí)行機構(gòu)互不干擾。

圖1 MHPCV400-28FT基本聯(lián)剖視圖

圖2 比例多路換向閥副卷揚聯(lián)液壓原理圖

2 模型建立

根據(jù)起重機多路換向閥副卷揚聯(lián)二維設(shè)計圖紙，利用三維軟件UG建立以滑閥閥芯為中心的三維裝配體，在不影響計算正確性前提下對細(xì)小的工藝孔進(jìn)行忽略。導(dǎo)入Fluent軟件中的Geometry模塊提取流體區(qū)域。由于在閥芯移動過程中不止有一個閥口有油液流過，因此需要分別對不同閥口進(jìn)行仿真計算，最后綜合各閥口共同對閥芯的作用。由于閥芯閥體都具有對稱性，為了節(jié)省計算時間，減少計算量，提取了1/2流體域進(jìn)行仿真分析。圖3為UG三維模型，圖4為抽取的流體模型。

圖3 UG三維模型

圖4 流體抽取模型

3 邊界條件

Fluent仿真軟件根據(jù)不同工況和條件提供了多種物理模型和計算方法。因為計算模型和實際模型之間有很多差異，所以只能假設(shè)為理想狀態(tài)進(jìn)行仿真分析。研究使用的是表面光滑的滑閥，閥芯和臺肩保持絕對垂直，臺肩端面、閥芯同軸度都屬于理想狀態(tài)，整個閥體結(jié)構(gòu)無圓角，系統(tǒng)無泄漏；液壓油假設(shè)為不可壓縮、牛頓流體；采用標(biāo)準(zhǔn)k-ε湍流模型，且湍動能為5%；使用的液壓油牌號為46#，油液工作溫度為40℃；根據(jù)油液牌號和工作溫度，取液壓油密度為890kg/m3，動力粘度為0.0236kg/（m·s），不考慮溫度和泄露的影響；收斂算法采用SIMPLC，其他均保持默認(rèn)設(shè)置；殘差監(jiān)測的收斂精度設(shè)置為1×10-3。

該汽車起重機比例多路換向閥采用的閥后補償，前后壓差為2MPa，因而P到B選擇壓力入口（Pressure Inlet）和壓力出口（Pressure Outlet），進(jìn)口壓力為12MPa，出口壓力為10MPa。把中心面設(shè)定為對稱面（symmetry），其余設(shè)定為標(biāo)準(zhǔn)壁面。而A到T口采用速度入口（Inlet-Vent），入口速度換算為7.7m/s，出口為壓力出口，出口壓力為0.5MPa。

4 工況分析

4.1 P-B口流場分析

閥桿行程為13mm，仿真閥口開度分別為1mm、3mm、5mm、7mm、9mm、11mm、13mm進(jìn)行仿真。P-B口閥桿位置為7mm、9mm、11mm、13mm時的速度云圖和壓力云圖如圖5和圖6所示。在閥桿不同開度位置分別提取P-B口產(chǎn)生穩(wěn)態(tài)液動力的大小，并統(tǒng)計分析對比，結(jié)果如圖7所示。

圖5 P-B不同閥桿位置下的速度云圖

圖6 P-B不同閥桿位置下的壓力云圖

圖7 P-B口產(chǎn)生穩(wěn)態(tài)液動力

從圖5和圖6對比分析得出，隨著閥口逐漸開啟，到達(dá)最大閥口開度時，射流現(xiàn)象緩解，壓力梯度減小，流場趨于平緩。節(jié)流槽閥口壓力梯度較大，流速較高，壓降也最為明顯，是影響流場均勻性以及產(chǎn)生液動力的主要因素。

從圖7穩(wěn)態(tài)液動力仿真結(jié)果可以看出，P-B口液動力隨著閥口開度增大而增大，從3mm到11mm液動力增長率逐漸增加，11mm到13mm液動力增長率減小，曲線趨于平緩。說明穩(wěn)態(tài)液動力隨著閥口開度增加而增加，而當(dāng)閥口進(jìn)一步開啟，達(dá)到最大閥口開度后，流場趨于穩(wěn)定，穩(wěn)態(tài)液動力雖然增加，但增長幅度減小。

4.2 A-T口流場分析

A-T分析方法與P-B口相同，圖8和圖9分別為A-T口3mm、5mm、7mm和9mm位置的速度云圖和壓力云圖。在閥桿不同開度位置分別提取P-B口產(chǎn)生穩(wěn)態(tài)液動力的大小，并統(tǒng)計分析對比，結(jié)果如圖10 所示。

圖8 P-B不同閥桿位置下的速度云圖

從圖8和圖9對比分析得出，隨著閥口逐漸開啟，A-T口流場最大壓力和最大速度都有減小，說明流場趨于平緩穩(wěn)定，壓力梯度明顯位置發(fā)生在節(jié)流口處。從圖10穩(wěn)態(tài)液動力分析結(jié)果可以看出，A-T口產(chǎn)生的液動力隨著閥口開度的增大逐漸減小，當(dāng)閥口開到最大時，A-T口基本不產(chǎn)生穩(wěn)態(tài)液動力，流場比較均勻穩(wěn)定。

4.3 合力分析

將P-B口和A-T口產(chǎn)生的穩(wěn)態(tài)液動力矢量相加，即可得出閥桿在移動過程中所受到的合力。合力結(jié)果如圖11所示。

由圖11可以分析得出，隨著閥桿位移逐步增大，穩(wěn)態(tài)液動力數(shù)值逐漸增大，且方向始終是阻礙閥桿移動的方向；閥桿所受合穩(wěn)態(tài)液動力大小和趨勢基本與P-B口相同，說明P-B口是主要產(chǎn)生穩(wěn)態(tài)液動力的油口，故在分析和優(yōu)化穩(wěn)態(tài)液動力問題時，應(yīng)主要關(guān)注P-B口的節(jié)流口優(yōu)化問題。

圖9 P-B不同閥桿位置下的壓力云圖

圖10 A-T口產(chǎn)生穩(wěn)態(tài)液動力

圖11 閥桿所受合穩(wěn)態(tài)液動力

5 結(jié)論

通過對汽車起重機使用的4MHPCV400-28FT比例多路閥副卷揚聯(lián)進(jìn)行原理分析、模型建立、邊界條件的設(shè)定以及仿真結(jié)果的分析，詳細(xì)介紹了起重機多路換向閥穩(wěn)態(tài)液動力的仿真方法，揭示了多路換向閥不同油口的流場規(guī)律，為多路換向閥可視化研究提供了詳細(xì)的過程和思路，對多路換向閥設(shè)計和穩(wěn)態(tài)液動力的研究具有重要的指導(dǎo)意義。