如何仿真路灯车比例方向阀阀内流场???    江门台山路灯车出租,  江门路灯车出租,  路灯车出租     计算流体动力学是建立在经典流体动力学与数值计算方法基础之上的一门独立学科，其基本思想可以归结为：把原来在时间域及空间域上连续的物理量的场，然后求解代数方程组来获得场变量的近似值，并能方便的识别一些关键参数的影响和探索力学现象相互作用的结果和规律。比如在液压技术的流道流场中，通过对液压元件的压力分布，流线走向，受力情况以及对湍流模型中流场内部中旋涡、气穴部位等的研究，可对流道内部结构进行优化和改造。

     主要数值方法介绍,   在计算流体力学中，研究流体运动规律的手段是采用数值计算方法，求解描述流体运动基本规律的数学方程，以数值模拟的结果为依据研究流体运动的物理特征。数值计算方法是计算流体力学的基础。由于应变量在节点间之间的分布假设及推导离散方程的方法不同，就形成了有限差分法、有限元法和有限体积法等不同类型的离散化方法。

    流体状态,  雷诺数用来表征流体的流动情况，是一个无量纲数。流体在管道中流动时，具有两种不同的流动形态：层流与湍流。不同的流动形态对所需建立的方程也有不同的要求，为了便于计算流体力学分析，需要对流体运动状态做判定。当雷诺数足够大时，流体呈现出不规则的湍流状。雷诺数定义如下：vVDRe,    其中，V为流体的平均流速，D为水力直径，v为流体运动粘度。

       滑阀阀心受力分析阀心在阀块内运动时，除了受到摩擦阻力外，还会受到流体产生的液动力与液压卡紧力干扰，这些阻力往往还表现出一定的随机性，有时也会给一个工程系统带来重要影响。下面主要讨论液动力与液压卡紧力两部分。

   （a）液动力：当液流流经液压阀阀腔时，由于液流的动量发生变化，液流对液压阀会产生作用力，这个力称液动力，液动力是作用在阀心上的主要轴向力之一。液动力问题一直是液压界关注的一个重要问题，液动力不仅会影响阀的操纵力，而且还可能引起阀的自激振动，影响整个系统的稳定性和可靠性。液动力分为稳态液动力与瞬态液动力。稳态液动力的基本计算公式为：pqvFcos,   其中，射流角，液动力不仅与流液动量有关，还与射流角相关。根据理论分析，当射流角为69°时，液动力最小。目前，对于稳态液动力补偿，提出了以下的一些方法：1.采用多排径向对称小孔作为控制窗口代替全周口，但是会损失一部分的线性度。2.增加阀心两端颈部的直径来补偿液动力，但是这个措施限制较多，且只有在大流量时有效。3.液动力补偿，一般只用于较高要求的伺服阀中。除了稳态液动力外，因阀口变化引起的流液速度变化导致流道内的液体动量变化，流体的加速度影响，还会产生瞬态液动力。在比例阀中，瞬态液动力考虑的比较少。

   （b）液压卡紧力：一般滑阀的阀孔与阀心之间采用间隙配合，当间隙中有油液时，只需克服数值较小的粘性摩擦力就可以运动。但实际情况是，在中高压系统中，往往需要几十甚至几百牛的力才能启动阀心，这就是所谓的液压卡紧力。主要原因有一下几点：1.径向不平衡力引起的卡紧。由于加工方式或安装原因造成了阀心对中性差、阀心上有凸起等因素产生了倒锥现象。2.加工精度低引起的阀心阀孔配合间隙过大。3.油液分子间的吸附作用。目前减弱卡紧力的措施办法有：1.提高加工精度。2.在阀心上开均压槽。3.减小阀心与阀块的配合长度。4.在控制信号中叠加颤振信号。对于计算流体力学，一般我们主要考虑的是加工精度内产生的偏心或者倒锥问题产生43的径向不平衡力，这个不平衡力将阀心与阀块贴合，产生较大的静摩擦力。由于这个力具有一定的随机性，试验法较难完成，但是可以通过数值模拟的方法来分析卡紧力的问题。

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     阀内流场建模与仿真,  基于Workbench有限元仿真平台，搭建阀内流场虚拟样机，对阀内流场运动情况进行分析以及计算阀心所受阻力。仿真对象为6通径比例方向阀与10通径比例阀。其阀块与阀心结构，未贴出的10通径阀块与6通径阀块类似。阀块与阀心之间采用间隙配合，阀心外径与阀块内孔之间保证0.008mm-0.010mm的间隙，阀心外径表面配磨，粗糙度Ra值不大于0.2μm。6通径阀心为带U型节流槽滑阀结构，额定压力7MPa。10通径不带节流槽，台肩上开设均压槽，额定压力35MPa。

    流道模型,  将阀心模型分别插入各自的阀块内，空气部分提取即为流道模型。 流液整体流向为P—A—B—T四个通口。为了便于仿真计算，假设A到B无任何损失，将内部整体流场分为为PA、BT两个流道且各自独立计算。以6通径PA流道为重点研究对象进行流体力学数值计算。 通径PA流道模型网格其中，P口为压力入口，A口为压力出口。总的系统压强为7MPa，PA与BT两口压降相同，所以设置P口输入压力7MPa，A口压力3.5MPa。为保证计算结果精度与加快收敛速度，加密阀心台阶面与U型节流槽面局部网格，使得两个相接触面之间的网格单元节点相互重合，减少因为网格而导致的计算发散问题。因流道内部结构较为不规则，流动状态不稳定，所以其内部流态为湍流，采用湍流模型中的RNGk-ε模型来提高计算精度。流液采用46号润滑油，其密度为881kg/m3，动力粘度为0.041（kg·s-1）/m，不计温度变化带来的影响。

    阀口流速分析,  6通径PA流道内部速度矢量图如图3-5所示。在开口较小的情况下，流液在开口处以较大的流速经过阀口，然后顺着流道内壁流到出口处。当开口逐渐增大，流液经过阀口的速度逐渐变慢，但是流量增大且到一定开口后留过开口回旋成涡流。 开到达到1.2mm，涡流圈已经比较明显。当阀口达到1.7mm后，涡流圈从一个增加到两个。涡流的数量与大小与能量损失密切相关，涡流范围越大，能量损失的范围也越大，损失的量也越多。随着开口加大，射流角角度也从80°逐渐减小到65°左右。因此，根据液动力的表示式，液动力的大小与射流角的余弦值成正比，随着阀45口开启，影响液动力的因素，除了流量与流速之外，射流角角度也是影响因素之一。因此在节流槽形状设计时，为了减小稳态液动力，可以使节流口倾角尽量保持90度，来增大射流角角度。

    液动力仿真分析,   PA口液动力可以表达为：2211coscosθvρqθvρqFvv,   其中，1θ为入口射流角，2θ为出口射流角，1v为入口流速，2v为出口流速。根据仿真经验，入口流速大约在0—8m/s之间，出口速度在100m/s之上，1v相对2v的值较小，可以忽略，将入口液动力项忽略，所以PA口液动力公式可以简化为：462222cosAcosθpccθvρqFvdv   其中，dc为流量系数可取0.6，vc为速度系数可取0.98。出口射流角2θ取节流槽倾角57°不变，A为阀口过流面面积。对于6通径滑阀，因为该阀心台阶面上有U型节流槽，所以过流面积与普通滑阀略有区别，需要通过公式计算其过流面积。过流面为两个圆交接部分，一周有四个过流口，过流口横截面。其过流面面积可以用以下公式推导：Rzyrzrx,   过流面为圆弧曲面，x为开口量，r为节流孔半径，R为阀心半径。则过流面积微元A为：dxRzdRdxRAarcsin22,   对微元A积分可得：dxRzRarcsin8A,   可以推导，过流面积A可以表示为：dxRxrrR,   X022arcsin8，流量系数与速度系数假设不变且PA与BT口压降相同均为3.5MPa，可以计算不同开口下的稳态液动力。液动力计算值与仿真值对比如图3-7所示。图上两条曲线近乎重合，仿真与计算得到的液动力基本相符。计算中，流量系数与速度系数还有射流角都保持不变，而实际情况下，这些值都不断地在变化。在开口较大时，阀口流量较大，这些系数变化幅度也越大，所以两条曲线在后段差距更加明显了。以阀心运动方向为正，PA口液动力为负值，也就是说该液动力不利于阀心运动，阻碍了阀口的打开，且液动力大小与开口大小成正比。通过计算值与仿真值对比，验证了流道仿真模型的准确性与有效性。通径PA流道稳态液动力仿真与理论计算对比当阀心具有一定速度运动时，阀心所受合力为稳态液动力与瞬态液动力之和。给阀心一个恒定的速度，仿真计算该速度下的阀心所受总力，减去稳态液动力的值就是瞬态液动力。按照阀心运动频率，估算阀心平均速度为0.1m/s。在这个速度下，仿真得到瞬态液动力的值在5N以下。仿真说明了瞬态液动力对比例方向阀阀心的影响较小，因此计算比例方向阀液动力时，只需考虑稳态液动力的影响。

    将PA与BT液动力相加，即为阀心所受总的液动力。6通径阀心所受液动力。PA与BT口液动力始终为正，BT口液动力在0.4mm开口处有最大值，但是整体比PA口小很多。因此，对于6通径带U型槽滑阀，总的液动力随着阀口的增大而增大，且始终阻碍阀口开启。对于10通径滑阀，过流面为普通的圆环面。圆环半径为阀心半径10mm。由于尺寸关系，PA与BT的圆环过流面宽度不等，所以需要过流面积也不相同，需要根据其过流面积计算各自的压降。过流面流量Q公式为：ρpcρpcQdd2221112A2A,  其中，1A与2A为PA口与BT口的过流面积，d1c与d2c为对应的流量系数，p为过流口压降。假设流量系数相等，则PA与BT阀口的压降与过流面积的关系为：49212221AA.   计算得到两个的压降情况。10通径PA与BT口压降对比。系统压力为35MPa，油液充足条件下，阀心移动2mm开始，PA口开启，承担系统的主要压降。随着开口加大，PA口过流面积逐渐增大，则过流口压降逐渐减小。BT口与PA口完全相反。图3-1110通径滑阀两口压降理论值对比以这两个阀口理论计算压降为仿真边界条件，设置P口压强为35MPa，T口为回油口，压强为0MPa。10通径阀心稳态液动力仿真值以阀口开启方向为正向。PA口稳态液动力值始终为负，阻碍阀心运动。PA口液动力值随着阀口的开启先增大后减小，最后趋于0。而BT口液动力始终为正值，有利于阀心50开启且随着阀口开度增大，液动力值也增大。对于总的液动力，随着阀口的开启先反向增大，一定开口后减小，在0.5mm开口处有一个最大负值，约为172.7N。不计卡紧力的情况下，将液动力值与比例电磁铁电磁力相加，得到阀心所受总力曲线。对于10通径阀心，所用比例电磁铁的有效电磁力为200N。随着阀口开启，阀心所受力先减小后增大，在0.5mm开口处，阀心受力最小，为23.3N，如果算上卡紧力，则在该点附近会发生阀心卡死现象，即阀心阻力大于等于电磁力，此时需要更大的激励信号才能使电磁铁推动阀心来提高流量特性。因此，减小该点附近的液压卡紧力对于提高阀的性能至关重要。

      三维模型阀心与阀块之间由于间隙配合，存在一定的缝隙，其缝隙流道示意图与三维模型。 其中1P为入口压力，2P为出口压力。根据加工精度，调整1h与2h的数值，使之产生一定的锥角。

       径向不平衡力仿真分析,   在设计中消除径向不平衡力的主要措施就是在台阶面上开设均压槽。由于均压槽尺寸相对于缝隙尺寸大很多，所以均压槽内压强变化被重新分配，缝隙内压强在均压槽处得到平衡。目前为止，各大资料中对于均压槽的形状、尺寸与数量还没有明确的计算方式，但是通过虚拟样机技术可以仿真得到均压槽对于径向不平衡力的影响。缝隙内由于空间较小，流液流速缓慢，对于流动状态需要再次计算。雷诺数不仅与流速有关还与水力半径相关。水力半径xR的表达式为：rRlSRx,   其中，S为缝隙的有效横街面积，l为有效横街面周长。得：VrRVυRe87.0242,   流液在内部的平均流速非常小，一般只有几米每秒，计算数值远小于下临界雷诺数400。因此缝隙内部流动状态为层流。调整缝隙参数仿真不同偏心距、不同锥角、是否有均压槽的缝隙流场变化。许多文献中认为阀心偏心会产生卡紧力，其实不然，阀心偏心无锥角情况下，缝隙两边压力分布依旧均匀，无径向不平衡力产生，但是出入口产生锥角时候，缝隙小的一方压降更快，导致两边压力不均衡，52产生径向了不平衡力。这个不平衡力的数值大小还与偏心距有关。对不同偏心距下的6通径缝隙模型进行仿真，结果表明随着偏心距的增大，径向不平衡力也会不断增大，使得阀心完全偏心并与阀腔紧紧贴合。

    均压槽对于缝隙两边压力场的均衡作用。对比可以发现，开设一道矩形均压槽后，缝隙小的一侧压降在数值上明显变低，两侧压差变小。因此，开设均压槽有助于降低径向不平衡力。均压槽类型目前主要有矩形、三角形和梯形三种，其中矩形与三角形因为容易加工，所以应用更为广泛。对于6通径缝隙模型，缝隙中原本无均压槽，为了减小径向不平衡力，根据阀心尺寸，在缝隙模型上每隔3mm或者2mm均匀地开设一至二条矩形均压槽，槽的深度统一取0.4mm，一般取间隙的10倍以上，宽度取0.2mm。 6通径缝隙模型设置锥角为0.038°，偏心0.005mm，出入口条件不变。开一道矩形均压槽可以把不平衡力减少58.2%，开两道减少68.2%，同尺寸下，矩形槽比三角形槽的均压效果更加好一些。在台肩上开设一道均压槽就可以有效减少径向不平衡力。由于均压槽尺寸较小，无伦是矩形还是三角形，产生的泄漏差不多，大约为14.94ml/min，如果开设较多均压槽，泄漏量可能会加大。因此，开设矩形均压槽效果好于三角形均压槽，且开设多条均压槽效果更明显。根据仿真结果对6通径阀心开设2道矩形均压槽。对于10通径缝隙模型，根据阀心与阀块的装配，可以发现，阀心台阶面上虽然有四道均压槽，但是实际阀心运动过程中，起到效果的均压槽只有1-2道。为此我们对均压槽进行优化。主要优化的地方为：1.均压槽深度从0.2mm加深到0.3mm；2.改变均压槽间距，增加均压槽数量（从4道增加到5道），保证至少有两道均压槽起到均压的效果.   取0.5mm开口处缝隙流场为模型进行仿真，均压槽结构优化后径向不平衡力的仿真结果。通过数据对比可以发现，增加均压槽数量，加大均压槽深度，径向不平衡力得到改善，不同偏心距下平均径向不平衡力减少了22.4%。

     主要对计算流体力学法进行了详细介绍。通过计算流体力学发对阀内流场进行仿55真，分别建立了6通径与10通径比例方向阀阀内流道模型与缝隙模型，对阀心所受稳态液动力与瞬态液动力还有径向不平衡力进行了仿真分析。根据均压槽对径向不平衡力的影响，在6通径阀心台阶面上开设两道均压槽，对10通径阀心均压槽尺寸、位置及数量重新调整，减轻了液压卡紧力对阀心的作用。

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