陶瓷压砖机插装阀流场的仿真分析

陶瓷压砖机插装阀流场的仿真分析

0插装阀结构分析本研究中采用的插装阀为佛山市恒力泰机械有限公司yp3500陶瓷压机压机系统的一台两通插装阀v203。在液压系统中,采用锥面密封以往学者研究的插装阀结构简单,用二维简化分析,对截面面积进行观察研究,用三维建模仿真分析的较少,而且缺乏实验数据对比分析。本文研究的插装阀主要由阀体1、阀杯2、阀芯3、弹簧4和端盖5等组成。由图1可知,阀芯的下部有4处倒角,一处凹槽;它的通油孔下端比管道槽稍高,而且阀芯与阀杯通油孔的流动区域上端形成一处狭小的凹槽。插装阀V203是恒力泰机械有限公司自主研发的,为了优化结构以降低损耗、提高性能等,有必要进行深入的理论分析1处理和求解过程1.1结构对流场的场影响模型本文的建模主要是针对油液流经阀体内的流动区域,对流动区域建立三维立体图,在CFD的前处理器Gambit中完成建模。因为主要研究阀体的结构对流场状况的影响,所以模型不作任何简化。阀芯和阀杯是不规则结构,用Gambit对其进行非结构化网格划分,采用了四面体与六面体混合网格划分的方法网格划分完成后对边界条件类型进行设定,将插装阀的下端管管面设为压力入口(pressure-inlet),右边管道圆面为出口设为压力出口(pressure-outlet)。1.2k-湍流模型该计算域结构体较复杂,流场较复杂,流动中有质量和动量的传递,选择k-ε湍流模型。陶瓷砖压机的液压系统用的液体是46#油,因在不同的开口度下进行稳态仿真中,假设液压油是不可压缩的牛顿流体,流体密度:p=860kg/m,动力粘度为0.025N·s/m2流场分布情况取插装阀的对称面和横截面进行分析,研究其内部的流场分布情况。本文取阀口全开口度为12mm和半开口度7mm两种情况进行分析,经过对比分析后进行初步的结构改进。2.1压力和速度分布下面各图是开口度为12mm,选取插装阀面y=0和z=12的压力云图和速度云图进行研究。油液从进口经过阀芯流出管道的流动情况如图3所示。从图4和图5压力分布云图可以看出,图4横截面z=12时的压力云图进出口压力较为均匀,进口压力约为25bar,流道的压降主要用于克服流经插装阀前后产生的阻力。在阀芯与阀杯处的过流面积突然减少,阀芯起到阻滞作用,在阀芯底端平面压力达到最大值约26bar,流通面积迅速减小,此处的压力随之迅速降低,压力最小处约达到16bar。流通孔连接处有尖角,在接近出口的流通孔尖角处压降较其他处大,压力最小值约达到14bar;阀芯与阀杯间的流场上端有尖角,尖角处的压力高于周围的压力,差值最大约达到0.36bar;阀体的下端凹槽的压差低于周围。流场中这些尖角、凹槽形成的压差容易造成流体与阀壁的分离,使流体分布极其不均匀,动量能量损耗较大。从图6和图7速度分布云图可以看出,液体油流至阀芯底端平面时逐步滞止,此处速度降到最低,几乎静止不动,数值在0~2m/s之间。当油液流至阀芯与阀杯之间时,流通面积迅速减小,速度达到最大,从速度分布图中可见,速度最大约可达到43m/s,而流过阀芯后,速度减少到约26m/s。靠近管道壁和阀壁的流速很小,几乎为零,在环形管道腔和阀腔内的流动非常复杂,速度分布非常不均匀,流速时高时低,而且环形腔内流动狭窄,流速很高处,根据伯努利方程,该处的压力会很低,容易产生气穴,引起振动和噪声。在凹凸和尖角突变处速度低于周围的速度,阻滞油液的流动,消耗能量。从图8和图9速度矢量图可以看出,过流面的面积突变处,将出现主流与壁面分离的现象。油体通过节流口后,从阀杯的四个通油孔流入阀体腔,阀体的下端凹槽和上端凹槽形成小旋涡区,阀体腔内与出口相对的一侧产生较大的旋涡,速度矢量较小。流过通油孔后分别沿着顺时针与逆时针方向对称的流向出口,速度矢量较大,其汇合处也有旋涡生成,能量损失较大。流过通油孔在出口拐角处,汇合处的速度矢量较大,以致在阀体腔出口处存在较小的速度矢量。2.2不同开口度的压力和速度分布开口度为7mm时,选取插装阀对称面y=0的压力云图和速度云图,速度矢量图来进行研究。此流场的压力、速度分布与全开度时变化情况大致相同,但是大小不同,变化范围不同,油液影响程度不同。由图4和图10对比分析可知,开口度为7mm时进口压力为26bar左右,12mm开口度的进口压力为25bar左右,小于半开口度。在阀芯底端,半开口度比全开口度的压力阻滞范围大,过流断面的压降也要大,与阀芯处的最大压差约达到18bar,大于12mm开度时的13bar,这是由于过流面积小的缘故。表明开口度越小,进口压力越大,过流面处压差越大。由图6和图11对比分析可知,开口度为7mm时进口速度约为10m/s,比全开口度的小。油液流至阀芯与阀杯之间时,速度最大约可达到56.9m/s。表明开口度越小,进口速度越小,流通面处的速度越大,速度差数值越大。由图8和图12对比分析可知,全开口度的整个流场比半开口度的流场均匀,由于流通面积比较大,在阀芯和阀杯之间油液流动的最大速度要比半开口度时的小,但其流通量要比半开口度时的流量大很多。因为上游腔体和下游腔体之间的压差并不太大,油液易于从下游腔体流入上游腔体,因而在管道上游腔体内靠近阀门的下侧的低压区形成分离区。2.3阀芯结构的改进阀芯的下部原来有4处倒角,一处凹槽,修改后的阀芯只有三处倒角,没有凹槽,优化阀芯的结构即优化局部流场。用同样的方法进行网格划分,设置边界条件求解仿真得到开口度为12mm的对称面y=0的压力和速度云图如图13b和图14b所示。从图13a和图13b可知芯结构修改后,油液流过节流口后阀芯壁处同一压力的范围变大,尖角处受到的压差减少,流经节流口的压力要大一些,压力变化更明显。从图14a和图14b可知,在阀芯修改的地方,主流与阀芯壁面的分离程度减弱了,速度分布更均匀,漩涡减少,能量损耗减弱了,减少产生气穴的现象,能减轻噪声污染。3插装阀流量分析根据压差流量特性的测试方案,选取插装阀V203在压机上进行测试。插装阀的阀芯是锥阀阀口,适用压力流量特性公式,为式中q——流量;CAΔp——进出口压差;ρ—液体密度。具有半锥角45°的锥阀阀口,其阀座平均直径为d本次计算对开口度为12mm的插装阀进行不同工况的计算分析和对比,其边界条件和仿真数据,如表2所示。将此仿真结果和实验结果相比较,仿真所得流量系数要大于实验值,主要原因有实验中测的压差是阀体油路中的压差,而不是进口和出口的压差,包括了油路沿程压力和管壁压力的损失,测得压差要比实际压差大;仿真中没有考虑壁面粗糙度,以光滑壁面处理,过流处壁面粗糙度对流量是有影响的。将仿真结果与实验数据的压差-体积流量曲线(图3-1)相比较,两条曲线的走向趋势是相同的,都是流量随着进出口压差的增大而增大。但在相同压差的情况下,仿真所得的流量值要大于实验测得值。4仿真结果与实验结果分析本文用计算流体力学软件FLUENT,对插装阀流道内部的流动情况进行了稳态的模拟分析,为插装阀的结构和阀组流道结构设计提供有意义的指导。以陶瓷压砖机液压系统中的一个常用插装阀为模型,首先使用计算流体力学Gambit对插装阀安装在阀组的流动区域进行几何建模;然后对流场模型进行非结构化网格划分,设置边界条件,在求解器对模型进行求解迭代得到模拟数据。文中对阀口开度为12mm和7mm时的压力分布云图,速度分布云图,速度矢量图进行分析,修改阀芯结构后对同一开口度时对称面的压力、速度进行对比分析,将仿真数据和实验数据进行对比分析,得到以下几点分析结果:(1)在节流口处,开口度越大,压差越小,速度达到的最大值越小,但是速度矢量分布均匀;(2)在凹凸处、尖角突变处、流体汇合处、密封腔内容易形成旋涡区,开口度越大,漩涡区越小,漩涡区的形成是液压锥阀产生能量损失和流体噪声的根源;(3)修改阀芯结构时,减少尖角突变和凹凸槽,可以使壁面压力和速度分布相对均匀些,主流与壁面的分离程度减少了,漩涡的形成减弱了;(4)由于测得压差比实际的大,仿真的压差比实际的小,所以仿真算得流量系数比实验值大,