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摘 要：針對水電站液壓啟閉機，研究了數字液壓缸換向閥結構、工作參數對其流場分布特征的影響規律，通過計算流體動力學理論，建立了三種典型節流口形式的換向閥流場分析模型，獲得了不同閥口形式、進出口壓差以及閥口開度下的穩態流場特征。研究結果表明：閥芯具有明顯的二級節流特征；相比于 U 形、三角形閥口，方形閥口下流速峰值最低，負壓區壓力值為 -0.22MPa，能有效避免氣穴、氣蝕等現象；隨著進出口壓差的增大，流場中最低負壓值逐漸減小，流速峰值由 39.60m/s 增大至 95.79m/s；隨著閥口開度的變大，流場最低負壓值逐漸變大，壓力梯度分布更加均勻，射流角降低了 15°。研究結果為數字液壓缸的結構設計和性能優化提供理論依據。
關鍵詞：數字液壓缸；換向閥；流場；閥口形式
0 引言
液壓啟閉機絕大多數安裝到水利樞紐項目中的關鍵位置。它們的可靠性與安全性對工程質量至關重要 [1-2]。液壓缸作為液壓系統主要的執行結構，其高水平的定位精度和高品質的動態特性是學者的研究重點，并由此產生了典型的比例、伺服控制技術。但是，傳統液壓系統依靠閥口的節流、溢流作用實現液壓缸的方向、位移等控制，不僅增加了系統的復雜程度，而且能量利用率低下。與比例、伺服液壓系統相比，采用機械閉環反饋調節與控制的數字液壓系統將復雜的速度控制和位置控制變成了單一的脈沖控制，不僅具有結構緊湊、控制簡單、定位精度高等特性，而且成本低、環境適應性強 [3]。
數字液壓缸作為數字液壓系統的典型元件，國內外研究學者針對其設計與應用進行了大量研究 [4-6]。 宋 飛 等 [6] 通 過 建 立 數 字 液 壓 缸 的AMESim 仿真分析模型，研究發現螺母與絲杠的減速比過大是導致系統低速穩定性差的主要原因。張喬斌 [8] 等采用控制變量的方法，對比分析了輸入信號的類型、幅值以及頻率對數字液壓缸跟蹤誤差影響規律，研究結果表明數字液壓缸跟蹤誤差隨著輸入信號的幅值、頻率的增加而增大。顏曉輝 [9] 等提出了改變脈沖頻率系數控制數字液壓缸的穩態誤差的方法，并通過試驗對分析結果進行了驗證。陳佳 [10] 等在充分考慮功率匹配和非對稱結構的基礎上，建立了數字液壓缸傳遞函數模型，通過參數匹配設計優化了系統響應特性，并結合具體參數進行了仿真驗證。劉有力 [11] 等建立了數字液壓缸 Simulink 仿真分析模型，研究了供油壓力、滑閥死區、芯徑向泄漏等非線性因素對其動態特性的影響，揭示了液壓缸定位誤差與步進電機的頻率成正相關。
由于數字液壓缸具有復雜而獨特的內部結構，使得系統特性在很大程度上由其本身結構參數決定。換向閥是數字液壓缸重要的液壓控制元件，其在運行過程中會一直受到液動力的作用，并且閥內局部區域在油液高壓、高速流動下也會形成負壓區而產生氣穴等現象，種種因素都會改變換向閥的控制性能，并進一步影響著數字液壓缸的精度與性能。因此，本文通過建立三種典型節流口形式的換向閥仿真模型，對比分析其穩態流場特征，為數字液壓缸的結構設計和性能優化提供理論依據。
1 數字液壓缸基本結構和工作原理
圖 1 為數字液壓缸結構簡圖，主要由步進電機、三位四通換向閥、缸體和反饋機構組成，其具體工作原理如下：數字液壓缸通過電機驅動器接收調制好的脈沖信號，使得步進電機按照預期運動并帶動四通換向閥閥芯同步旋轉。由于閥芯一側螺桿螺母副的存在，閥芯旋轉的同時產生軸向位移導致閥口開啟，形成液壓通路。通過改變閥芯移動的方向和開度即可控制回路中液壓油的流向和流量，從而改變活塞運動的方向和速度。高壓油進入液壓缸腔后，推動活塞桿作直線運動，與活塞桿連成一體的反饋螺母帶動滾珠絲桿旋轉，最后經螺桿螺母副的作用旋轉推動換向閥芯反向移動，直至閥口關閉，活塞桿運行至預期位置，實現位置負反饋。
圖 1 數字液壓缸結構簡圖
2 數字液壓缸換向閥流場分析模型建模
2.1 閥體結構幾何模型
根據數字液壓缸換向閥實際尺寸，在合理簡化閥套與閥芯配合間隙、閥體內部倒角、圓角的基礎上，采用三維建模軟件 SolidWorks 建立了換向閥閥體、閥芯幾何模型，為了研究換向閥閥芯開口形式對其內部流場特性的影響規律，按照正投影面積相等的原則，設計了方形、U 形、三角形三種閥口結構的閥芯幾何模型，如圖 2 所示。方形節流口閥芯和閥體的組合裝配示意圖如 3 所示。
圖 3 中閥芯處于中位，進口處節流口與回油處節流口均為負開口正遮蓋形式，遮蓋量為 0.1mm，換向閥閥口開度可以通過在 SolidWorks 軟件中設置閥芯與閥體的相對位置而實現。
圖 2 換向閥物理模型結構圖
2.2 閥體流場模型抽取及網格劃分
常用的流體計算域建模方法有直接建模與幾何抽取兩種。由于閥體內部結構較為復雜，采用直接建模的方式建模過程復雜，且不宜于閥口開度的更改，因此，本文將 2.1 節建立的閥芯、閥體裝配模型導入到 ANSYS Workbench 的DesignModeler 模塊中，采用幾何抽取的方式建立流體計算域。由于閥腔結構具有對稱性，根據相似原理，閥內各腔流場分布具有相似性，所以本文以換向閥其中一腔為研究對象進行流場仿真，分析閥體內部流場特征。流場模型網格劃分包括結構網格、非結構網格兩種形式?？紤]到數字液壓缸換向閥內部流道較為復雜，采用適應性較好的非結構四面體網格進行劃分。對于流速、壓力變化梯度較大的閥口區域，為了增加求解精度，對該處網格進行了加密處理，并且添加膨脹層實現從邊界層到內部網格的平滑過渡，以便更加真實的模擬實際流體模型。圖 4為方形閥口的流體計算域網格劃分結果，其中，網格數量 836504 個，網格平均正交質量為 0.88。
2.3 流場邊界條件及參數設置基于以下假設進行流體計算域的流場特征分析：流體為不可壓縮的牛頓流體；流場為單相流，忽略模型的熱傳導；閥體內液體流動狀態為湍流。流體計算域的邊界條件及參數設置如下：流體介質為液壓油，密度為 850 kg/m3，動力粘度為0.03849 kg/(m·s)；進口計算邊界條件設為壓力入口，出口計算邊界條件設為壓力出口，壓力值為 0MPa；除進出口之外，其余邊界均為靜止壁面，設置為 WALL 邊界；采用 k-epsilon 標準湍流模型中的 Standard k-epsilon 模型進行穩態計算。
3 數字液壓缸換向閥流場仿真結果分析
3.1 不同閥口形式下穩態流場仿真分析
圖 5 為閥口開度 1mm、進出口壓差 4MPa 時不同閥口形式下的閥內流場壓力云圖。從圖中可以看出，主要的壓力損失區域位于節流面 A1 和 A2附近，方形和 U 形閥口明顯具有二級節流的典型特征。經過節流面 A1 后，方形、U 形閥口形式下的壓力由 3.8MPa 分別下降至 3MPa、3.2MPa，三角形閥口在 A1 面處的壓降并不明顯；經節流面 A2 后，三種閥口形式下的壓力均降至 0MPa。從進油腔壓力分布來看，壓力沿軸向分布并不對稱，并且越靠近閥口處壓力越低，這也是產生閥芯穩態液動力的主要原因。經過二次節流后，在閥體內部壁面和拐角處產生了低壓區、負壓區，如圖中點 1 和點 2 所示，方形、U 形、三角形閥口形式下流場最低負壓依次為-0.22MPa、-0.38MPa、-0.67MPa。這是由于高壓油經節流后流速較快，導致流體脫離了壁面，當流體壓力低
于空氣分離壓時，流體中產生氣泡，發生氣穴現象，導致介質流動特性變差、流量不穩、噪聲驟增等問題，特別是當帶有氣泡的液壓油流入高壓區域，氣泡絕熱壓縮、破裂，部分區域會產生的高溫與液壓沖擊力會進一步誘發氣蝕現象而破壞閥體閥芯結構，影響換向閥性能，降低其使用壽命。
圖 6 閥口開度 1mm、進出口壓差 4MPa 時不同閥口形式下的閥內流場速度云圖。由圖可知，從圖中可以看出，經過節流面 A1 和 A2 的節流作用，液壓油流速迅速增大，且節流面 A2 處的速度提升幅度更大，方形、U 形和三角形閥口形式下的流體最大速度依次為 78.36m/s、85.79m/s、87.82m/s，流場流速過高會導致介質脫離閥內拐角處壁面，形成低壓區甚至負壓區，高速流體沖擊壁面也會大大增加旋渦現象的發生，造成能量損失。此外，三種閥口形式的射流角大致相等，均為 71°左右。
圖 5 不同閥口形式下閥內流場壓力云圖由上述分析可知，方形閥口下換向閥流場負壓區負壓值和范圍均優于 U 形閥口和三角形閥口。因此，下文中僅研究進出口壓差、閥口開度對方形閥口下閥內流場特性的影響規律。
3.2 不同進出口壓差下穩態流場仿真分析
圖 7 為閥口開度 1mm 時不同進出口壓差下方形閥口換向閥內流場壓力云圖。由圖可知，方形閥口閥芯在節流面 A1、A2 具有明顯的二級節流特征，且節流面 A2 節流作用更加明顯，壓損更大。以 2MPa 壓差為例，高壓油經過 A1 節流面壓降為 0.5 MPa，
而經過 A2 節流壓降達到了 1.2MPa。隨著進出口壓差的增大，壓力云圖中的高壓區、低壓區以及旋渦位置基本不變，但是范圍逐漸增大，且該區域內流體流速也隨之增大，高速流體更容易脫離壁面，造成低壓區負壓區更小，四種壓差下流場中最低負壓值依次為 -0.052MPa、-
0.12MPa、-0.22MPa、-0.32MPa。這也說明隨著壓差增大，流場中更易產生負壓區而形成氣穴現象，并進一步出現噪聲、振動、氣蝕等危害影響著元件的結構與性能。
圖 8 為閥口開度 1mm 時不同進出口壓差下方形閥口換向閥內流場速度云圖。隨著壓差的增大，流場最高流速逐漸變大，四種壓差條件下的流體
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