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摘 要：气动马达控制阀是气动马达的关键控制元件，其控制结构直接影响气动马达的动力输出及工作效率。针对气动马达控制阀内部气体流动特性，根据计算流体力学理论，建立了气动马达控制阀的仿真模型，利用动网格和滑移网格技术分析了配气阀在不同工况下进气管流场特性，并计算了安全阀在不同升程的速度场及瞬态流动特性。
关键字：气动马达 控制阀 流场分析 输出功率
引言
气动马达配气系统控制绞车的转动和制动。马达配气阀主要由安全阀、换向阀、分配阀和操作手柄等主要结构组成，是保证绞车正常运转的基本条件。但目前国内活塞式气动马达配气系统的设计和制造依然存在许多问题，使气动马达的速度稳定性较差，耗气量大，工作效率较低。JQH-5×120型气动绞车，使用的是活塞式气动马达，其配气阀结构复杂，可实现绞车的急停和过载保护，马达具有耗气量小，效率高，耐冲击及惯性小等优点。但噪音较大，价格昂贵。活塞式气动马达配气系统结构设计的过程中，由于无法确定气动控制阀内部流场的流动规律造成了部分结构设计的不合理性，增大了气体流动损失，直接导致气动马达达不到预期的工作性能。针对这一问题，基于CFD数值模拟方法对气动控制阀内部流场进行分析，并根据分析结果对气动控制阀进行结构优化，降低流动损失，提高马达的工作性能。
1 气动马达控制阀工作原理
气动控制阀是气动控制系统实现其配气功能的关键部件，其控制原理及配气结构如图1所示。转动操作手柄，换向阀向一侧旋转30°，换向阀顶端的钢珠将安全阀顶起，换向阀进气口将阀体上的进气管道接通，使压缩气体进入配气阀，配气阀芯随曲轴同步转动，根据配气相位给各气缸分配气体，压缩气体作用在活塞表面，气体作用力通过连杆传递到曲轴，推动曲轴旋转，将压缩气体压力能转化为马达机械能。
1.油雾器2.安全阀3.换向阀4.分配阀5.气动马达
6.卷筒7.刹车气缸8.调压阀9.空气过滤器10.操作手柄
11.阀体12.排气口
图1 控制及结构原理图
2 控制阀流场计算模型的建立
利用UG建立气动控制阀内部流场的三维几何模型。根据气动马达配气系统的整个配气过程，联合应用动网格和滑移网格以达到良好的模拟效果。在动网格中同时使用In-cylinder模型和UDF自定义函数来控制5个气缸内活塞的运动。根据气动马达的实际工况，确立流场计算域的边界条件及初始条件。
2.1 动网格在模型中的应用
马达工作时气缸内的气体体积一直在随时间发生变化，对气动马达缸内气体的流动采用动网格技术进行模拟。气动马达气缸的形状规则，适合划分六面体网格，同时活塞在气缸内的运动属于典型的线性运动。由于区域优先级的作用，在使用铺层法控制气缸内体网格再生时，对同一边界定义不同区域属性直接影响到铺层效果和计算精度。采用顶部铺层时，移动边界（即活塞表面）处体网格维持不变，可以确保此处有更稳定的y+值，同时避免了在梯度较大区域频繁插值，从而提高了计算精度。
由于活塞在气缸内的基本运动参数和运动曲线方程已知，因此在数值模拟过程中对活塞运动的模拟采取预先指定运动规律的方案。在UDF程序中，活塞的运动曲线方程按公式（1）进行定义。
为了使用方便，Fluent中提供了一个关于定义活塞运动的模型—In-cylinder模型，如图2所示。该模型定义了一个活塞位移关于曲轴转角的函数方程，该方程由公式（2）定义。
![]() （1）
式中，υ———活塞的运动速度，m/s
![]() （2）
式中，xs———活塞位移，m
A———活塞行程，m
θc———曲轴瞬态转角，rad
θc=θs+ωt
θs———上一时间步曲轴转角，rad
图2 In-cylinder模型简图
用该模型定义一个气缸内的活塞运动，将该气缸内的活塞位置确定后，根据五缸各自的相位角即可定义出其余四缸内活塞的位置并确定各气缸内活塞运动初始值，再由公式（1）编写UDF程序来定义活塞的运动。通过In-cylinder模型和自定义函数的联合使用，既保证了对配气过程模拟的真实性，又实现了分析结果的直观性。
2.2 流场计算域网格的划分
配气阀芯气道与阀体气道存在相对转动，利用滑移网格技术可以模拟配气阀芯转动过程中阀芯进出口处流场的变化。计算模型导入到Fluent后，利用Movingmesh功能定义配气阀芯的转动，转动方向由右手定则确定。
气动控制阀这类复杂流场模型，对几部分重点研究部位进行结构网格划分。包括:安全阀入口段、配气阀芯、气缸进气管以及气缸。在气体黏性和阀体材料特性的影响下，流体在安全阀入口段的边界层增加，为增加计算结果的可信度，如图3在此处划分0.5～1mm大小的结构网格，安全阀外表面其余部分划分1～2mm的结构网格。气缸内动网格采用顶部铺层法进行体网格再生，划分六面体结构网格，缸内流体流动速度较低且压力梯度较小，如图4对缸内流体划分2～3mm的结构网格。气缸进气管主要作用是对配气阀芯进气口高速流入的气体进行扩压，将动能充分转化为压力能，提高马达的工作性能。对进气管内流体划分1～2mm的结构网格。
图3 安全阀网格
图4 气缸网格
如图5在交界面区域划分0.5～1mm的结构网格，其余部分均划分为2～3mm的非结构网格。除上述结构外其余部分均划分为3～4mm的非结构网格。最终网格的划分结果如图6，共生成1546750个网格单元。
图5 滑移网格交界面
图6 整体网格
2.3 气动控制阀流场计算模型的选定
气动控制阀内的流体状态通过雷诺数计算公式Re=ρυL/μ进行判断。根据气动控制阀的实际工况，取入口气体密度ρ=8.17kg/m3，阀体进气口直径尺寸L=0.039m，气体流速为υ=202m/s，进气口动力黏度系数μ=1.89×10-5Pa·s，将数值带入式中求出Re=3.4×106，雷诺数远大于上临界雷诺数4000，可以判定气动控制阀内的流体流动为湍流流动。
根据气动控制阀配气过程中流体的不同流动状态，合理的选择湍流模型进行模拟。在配气阀芯小开度时采用可实现的k-ε模型，由小开度向全开转变时采用RNGk-ε模型，全开时采用标准k-ε模型。通过三种模型的联合应用，可以得到更为可靠的分析结果。最终初始条件如表1所示。
表1 控制阀入口初始条件
3 计算结果分析
3.1 安全阀流场分析
取气源压力为0.8MPa，针对安全阀不同升程，对安全阀内部流场分布规律进行对比分析，分别计算出压力云图如图7、马赫数分布图如图8和流量图9所示。
图7 不同升程下压力云图
图8 不同升程下马赫数分布图
图9 不同升程下流量图
从图7中可以看出，随着安全阀升程的增加，出口处压力值逐渐增大。升程由6mm变为8mm时，出口处压力值增长了0.06MPa；由8mm变为10mm时，仅增长了0.02MPa。主要由于压缩气体在流经安全阀后还要经过多个流通管道，在气源压力不变的情况下，后续流通管道气流量增加到一定值后不再增加，使得安全阀升程不再影响阀内流场分布。由图8a可知，在安全阀堵塞与阀体形成的渐缩渐扩口（即阀口）处，压缩气体流速显著增加，马赫数达到0.75，此时，阀口处的节流作用十分明显。随着升程的增加，阀口处的流速逐渐减小，阀口对压缩气体的节流作用减弱。升程为8mm和10mm时，阀口处马赫数基本稳定在0.45。由图9可知，随着安全阀升程的增加，气体质量流量逐渐增大。升程由6mm升至8mm后，质量流量增加了0.18kg/s。由8mm升至10mm时质量流量仅增加了0.02kg/s，增长趋势明显趋于平缓。
综上，安全阀升程达到8mm后，随着升程的继续增加，阀口段气体流量基本保持不变，压力及阻力损失的增加较为缓慢。因此，安全阀的升程选择8mm比较合理。
3.2 阀门小开度工况下正反转对比分析
配气阀配气过程中，大部分情况下都是两个气缸同时进气。在某一气缸进气过程中，当曲轴转过20°角时，取为小开度工况。气流在流经配气阀进气管出口进入气缸前的过程中，其流动管道结构基本相同。在此阶段，管道结构几乎不会对流场分布造成差异。因此，只针对配气阀进气管出口处进行分析。分别计算出如图10的阀门小开度下压力云图、如图11的阀门小开度下速度矢量图、如图12的阀门小开度下进气口流量图。
图10 阀门小开度下压力云图
图11 阀门小开度下速度矢量图
由图10可知。在正转过程中，气体在流出进气管前和气体在流出进气管后，最大压力梯度为0.07MPa。反转时压力场的压力梯度最大为0.16MPa，明显大于正转工况下的压力梯度。造成这一现象的主要原因是反转时进气相位角小于正转且反转时有8°的进气延时角，导致气体在流出配气阀进气管时流动阻力较大，气体的压力能过多的转化为内能，造成一定的能量损失。由图11可知，反转时进气速度明显大于正转，主要是由于反转进气截面小于正转，气体压力能更多的转化为动能和内能，造成一定的压力损失。反转时进气管出口段的阻力损失大于正转。同时，流入气缸气体动能过大会造成马达在工作过程中产生较强的振动，导致气体压力能不能最大限度的转化为机械能。由图12可知，正转小开度时，气缸内总进气量为1.0032kg/s；反转小开度时，气缸内总进气量为0.8721kg/s。正转工况下气缸内进气量大于反转工况，气体压力能可以更充分的转化为马达的机械能。
图12 阀门小开度下进气口流量图
综上，增大气动马达进气相位角有利于气体更充分的流入气缸，可有效减少配气阀进气管出口段产生的能量损失。同时还能减少气体压力能向动能的转换，降低马达在工作过程中的振动。
3.3 二次排气管截面直径对排气过程的影响
为研究排气管截面直径对二次排气过程的影响，分别取排气管截面直径为27mm、29mm及31mm进行对比分析。分别计算出如图13的曲轴转角为245°时压力场、如图14的曲轴转角为265°时流线图、如图15的曲轴转角为290°气缸内压力场。
由图13可知，对比三种截面直径下的压力场可以看出，随着截面直径的增加，二次排气逆压值逐渐降低，排气阀口及排气管内压力场分布逐渐均匀。由图14可知，当二次排气管截面直径为27mm时大开度阀口处产生严重的回流现象，反向流回的气流在阀口处产生涡流，给气缸内的二次排气造成一定影响。当截面直径变为29mm时，大开度阀口处仅产生很小的一部分涡流，大部分气流都进入到排气管内。截面直径达到31mm时，阀口处涡流及回流现象消失。由图15可知。随着二次排气管截面直径的增加，气缸内产生的背压逐渐减小。在二次排气阶段，缸内气体做负功，缸内背压的逐渐减小有利于提高马达的做功能力。
图13 曲轴转角为245°时压力场
图14 曲轴转角为265°时流线图
图15 曲轴转角为290°气缸内压力场
综上可知，随着二次排气管截面直径的增加，阀口处及排气管内逆压值逐渐降低，两个气缸的串气时间缩短，且气缸内的背压随之减小。因此，增大二次排气管截面有利于二次排气，降低马达工作过程中的能量损失。
4 试验探索
为了验证上述计算结果，搭建了气动马达试验台架，并进行了试验研究。由于气动马达控制阀结构复杂，由于目前企业的试验设备有限，无法直接在控制阀上布置测点以测量控制阀内部流场，因此本研究利用气动马达的功率反映气动马达控制阀的优化效果。根据气动马达控制阀流场的CFD数值模拟计算结果进行控制阀结构改进，表2是控制阀结构优化。
表2 控制阀结构优化
目前所用气动马达的动力特性相匹配，试验采用型号为DW20的电涡流测功器。其功率为20kW，转速为10000r/min。试验中，用电涡流测功器来模拟马达的负载工况。根据最终整理的试验数据，得到如图16的气动马达速度-功率图和如图17的气动马达速度-扭矩图。
由图16可知，气动马达的功率在250r/min至550r/min达到一个比较稳定的功率，而随着转速超过850r/min之后，功率衰减比较明显。因此对气动马达与气动绞车进行匹配时，应考虑马达的正常工作状态是功率稳定的转速区间。由图17可知，扭矩在随着转速的不断上升而减小，这是由于当功率一定时，扭矩与转速成反比关系。综上，优化后的功率和扭矩较优化前有了一定的提高，因此对于气动控制阀的优化方向是正确的，证明了气动马达控制阀流场的CFD数值模拟计算的准确性。
图16 气动马达速度-功率图
图17 气动马达速度－扭矩图
5 结论
（1）气体在流经安全阀时，产生了喷管加速效应，在安全阀升程较小时，流体加速效应明显，能量损失较大，增大安全阀升程可有效提高压缩气体利用率及马达的输出功率，当升程增大到一定值时，安全阀口的进气量达到最大，最终安全阀升程确定为8mm；
（2）马达正转时，是提升重物的阶段，较大的配气阀进气相位角，可以减小压缩空气的流动损失，有利于压缩气体对活塞做功，提高马达的工作功率；马达反转时，是重物下降阶段，适当减小配气阀的进气相位角，增大气缸内背压，使重物可以匀速下降；
（3）在排气过程中，气缸内产生的背压大小主要由排气管截面决定，是马达局部做负功的主要影响因素，通过对二次排气管截面直径的控制，减缓了二次排气过程中的背压现象；
（4）气动马达控制阀是制约马达做功效率的重要因素，通过CFD数值模拟对控制阀进行计算并优化后，马达的做功功率和扭矩都有了一定的提高。进一步可以针对不同气缸直径改变气动控制阀整体尺寸，分析不同缸径与不同尺寸气动控制阀匹配时压缩气体的能量利用率，为气动马达的匹配工作提供一定参考。
来源：调节阀信息网
转载请注明：电子人社区 | 
发表于 2017-11-1 10:28:24
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