三通球阀式高速开关阀稳态液动力分析与结构改进_李雨铮.pdf

机械工程DOI:10.15961/j.jsuese.202101054三通球阀式高速开关阀稳态液动力分析与结构改进李雨铮1,2，王年生1,2，包振坤1,2，黄惠1,2，杜锦涛1,2，杜恒1,2，丁建军3(1.福州大学 机械工程及自动化学院，福建 福州 350108；2.流体动力与电液智能控制福建省高校重点实验室，福建 福州 350108；3.上海衡拓液压控制技术有限公司，上海 201612)摘要：对于微小型高速开关阀，大流量和高频响都会增大阀芯所受的液动力进而影响其运动状态，因此，对液动力进行分析与补偿是提升高速开关阀性能的关键因素之一。为了解决球阀式高速开关阀在高频启闭状态下流场结构复杂导致传统的稳态液动力理论计算公式已不适用的问题，基于CFD数值计算方法对液动力进行研究。首先，利用COMSOL软件建立阀内流场流体域的几何模型；随后，选用弱可压缩流体、标准k湍流模型并运用动网格技术，得到流体域的压力和流线分布图、流量曲线以及不同阀口开度下阀球和阀芯的稳态液动力变化曲线；最后，为了补偿阀口启闭过程中所减小的稳态液动力，根据不同的阀口结构参数与阀芯受力及阀口启闭时间之间的变化关系，对阀口结构进行优化并确定最优参数。结果表明：进油孔阀球所受的稳态液动力会随着阀口的开启产生先减小后增大的现象，但由于进油孔阀球的稳态液动力相比于回油孔阀球较小，故阀芯上的稳态液动力变化与回油孔阀球上的稳态液动力变化近似；适当减小阀球推杆直径及将靠近阀口的流道改成渐扩型流道能够有效地补偿启闭过程中所减小的稳态液动力，改进后的最优结构相较于原结构的一个周期启闭时间从1.047 ms下降到0.714 ms，稳态液动力补偿效果明显。关键词：高速开关阀；球阀；液动力；CFD；补偿中图分类号：TH137.52文献标志码：A文章编号：2096-3246（2023）02-0298-09Steady-state Flow Force Analysis and Structure Improvement of Three-wayBall Valve High-speed Onoff ValveLI Yuzheng1,2，WANG Niansheng1,2，BAO Zhenkun1,2，HUANG Hui1,2，DU Jintao1,2，DU Heng1,2，DING Jianjun3(1.School of Mechanical Eng.and Automation,Fuzhou Univ.,Fuzhou 350108,China;2.Key Lab.of Fluid Power and Intelligent ElectroHydraulic Control,Fuzhou 350108,China;3.Shanghai Hunter Hydraulic Control Technology Co.,Ltd.,Shanghai 201612,China)Abstract:For micro-small high-speed on-off valves,large flow and high-frequency response increase the flow force of the spool and affect itsmotion state.Therefore,analysis and compensation of the flow force are the key factors to improve the performance of the valve.To solve theproblem that the traditional steady-state flow force theory calculation formula is not applicable due to the complex flow field structure of the ballvalve high-speed on-off valve in high-frequency opening and closing state,the CFD method was used to study the flow force.Firstly,COMSOLsoftware was utilized to establish the geometric model of the fluid field.Then,the pressure and streamline distribution diagram,flow curves,andsteady-state flow force curves of the valve ball and spool under different valve openings were obtained by using the weakly compressible fluidand standard k turbulence model and dynamic grid technology.Finally,to compensate for the reduced steady-state flow force,the valve portstructure was optimized and the optimal parameters were determined according to the relationship between different valve port structure paramet-ers and the force of the valve core,and the opening and closing time of the valve port.The results showed that the steady-state flow force of thevalve ball in the oil inlet hole would decrease first and then increase with the opening of the valve port,but the steady-state flow force of the valve收稿日期:2021 10 18基金项目:国家重点研发计划项目（2019YFB2005103）；国家科技重大专项（2017V00150067）作者简介:李雨铮（1991），男，副教授，博士.研究方向：流体传动与电液智能控制.E-mail：网络出版时间:2023 01 16 13:37:58 网络出版地址:https:/ http:/http:/ 第 55 卷 第 2 期工 程 科 学 与 技 术Vol.55 No.22023 年 3 月ADVANCED ENGINEERING SCIENCESMar.2023ball in the oil inlet hole was smaller than that of the valve ball in the oil return hole,so the steady-state flow force change on the spool was similarto that on the valve ball in the oil return hole.Reducing the diameter of the push rod and changing the flow channel into a gradually expandingflow channel could effectively compensate for the reduced steady-state flow force.Compared with the original structure,the opening and closingtime of the improved optimal structure decreased from 1.047 ms to 0.714 ms,and the steady-state flow force compensation effect was obvious.Key words:high-speed onoff valve;ball valve;flow force;CFD;compensation 当前，高速开关阀广泛应用于航空发动机燃油调节器1、石油钻井设备2等领域。由于高速开关阀应用在极端工作环境，对其性能提出了极高要求，即不仅要保证高速开关阀具有极高的频响特性，还需要在极为狭小的工作空间具备高通流能力。目前所研制的微小型高速开关阀的流量和频响是制约其工程应用的重要因素，而大流量和高频响都会增大阀芯所受的液动力，从而进一步影响阀芯运动状态3。因此，调控液动力是提升高速开关阀性能的关键因素。国内外许多学者对液动力进行了分析研究，Iwan等4探究了液动力对阀性能的影响，发现液动力与阀的动态特性紧密相关。Bordovsky等5研究了几种不同的滑阀结构的液动力，发现带圆柱槽滑阀的稳态液动力明显低于其他滑阀。Tan等6探究了不同阀口形态对内流式锥阀液动力的影响，发现阀口形态的变化会使阀芯所受液动力的方向和大小都发生改变。Finesso等7对锥阀的流场特性进行了研究，发现其液动力主要受导流板高度的影响。杨庆俊等8讨论了阀口开度和压差对滑阀稳态液动力的影响，并建立了结构参数与稳态液动力的映射关系。Amir-ante等9发现换向阀在开启过程中，液动力方向由趋于阀口开启的方向转为趋于阀口关闭的方向。Han等10分析了锥阀的几何参数和背压对液动力的影响，发现背压可以抑制阀内的空化现象但对稳态液动力影响不大。张友杰等11在阀芯上加工环形槽以补偿液动力，并分析了其结构参数对其补偿特性的影响。Liu12和Tan13等在阀芯上增加阻尼尾结构来对稳态液动力进行补偿，并分析得出最优补偿结构。Li等14通过在滑阀阀芯上开设三角槽结构对稳态液动力进行补偿，并分析了改进型阀芯结构参数对稳态液动力的补偿特性的影响规律。Amirante15和Chen16等提出了一种新型的阀芯轮廓，通过改进流场分布情况，减少对阀芯壁面的冲击来补偿减小的液动力。Qu17和Aung18等通过改变阀槽进出口角度的方法对稳态液动力进行了补偿。Lisowski等1920在阀体内增设补偿流道，通过改变换向阀进出口角度减小阀芯上的液压力。Zhang等21设计了一种带有阻尼孔的阀套结构来减小阀芯上的液动力。以上均是关于锥阀和滑阀的稳态液动力分析及补偿方法的研究，其中，当以电磁阀为研究对象时，其频响都低于200 Hz，目前仍缺乏对于频响高于500 Hz、额定流量为2.5 L/min的微小型球阀式高速开关阀液动力分析和补偿方法的研究。微小型球阀式高速开关阀由于尺寸的限制及液动力的影响，通常只能制成通径较小的阀用于流量较小的系统，且液动力会延长阀口的启闭时间进而影响高速开关阀的输出特性。因此，补偿液动力对提升微小型球阀式高速开关阀的性能十分重要。本文所研究的高速开关阀频响高、尺寸小，其阀球直径仅为2.4 mm，目前利用实验方法测量其液动力有很大难度。因此，可以利用CFD方法准确研究液动力特性22。本文利用CFD方法对最高频响大于500 Hz、额定流量为2.5 L/min的微小型球阀式高速开关阀的液动力特性进行研究，通过优化阀口结构对启闭过程中所减小的稳态液动力进行补偿，为微小型球阀式高速开关阀的优化设计提供了思路。1 液动力计算dadbdcp1p2稳态液动力是指开口一定时，流经阀口的液流截面积及方向的改变而引起液流速度的改变，从而导致液流动量的变化而产生的液动力。控制体的选取如图1所示，图1中，为阀球直径，为中间销直径，为中间销处孔径，为入口压力，为阀口后压力。基于动量定理可得传统球阀稳态液动力为：FS=q(2v21v1)（1）FSv1v212 q式中，为稳态液动力，、为前、后两个过流断面上的平均流速矢量，、为动量修正系数，、分别 p1p2F稳态液动力F静压力F液压力dadbdc211222v2v1图 1稳态液动力计算分析图Fig.1Steady-state flow force calculation and analysis dia-gram 第 2 期李雨铮，等：三通球阀式高速开关阀稳态液动力分析与结构改进299为液体的密度和流量。由于高频启闭状态下球阀的流场结构复杂，利用式（1）计算稳态液动力时，动量修正系数 难以用解析法得出，且动量定理的积分形式仅适用于两个过流断面处的流体状态为缓变流状态时，故此时传统的液动力理论公式已不适用于高频下球阀的稳态液动力计算。因此，可以通过获得阀芯上各点的压力分布情况并对其在轴向面积上进行积分得到阀芯受到的总作用力。此时，稳态液动力为阀芯所受的总作用力减去静压力，即：Fs=PconeSdS F（2）PconeF式中：为阀芯表面各点所受压力；S为受力面积；为流体静止时的阀芯受力，即静压力。由于阀芯在高频启闭时表面各处所受的压力不同，则利用CFD方法获取阀芯表面的压力分布情况；又由于缺乏球阀式高速开关阀在高频启闭过程中的液动力CFD建模参考，且已有文献在求解液动力时都将流体简化成不可压缩流体，这与实际的工况不符。因此，利用CFD方法求解球阀在高频启闭过程中的液动力时，需基于CFD的基本控制方程，并结合实际工况进行精确建模。1）质量守恒方程在流场中任取一个控制体，单位时间流入控制体的质量等于单位时间该控制体质量的增加量，因此质量守恒方程23可以表述为：t+div(u)=0（3）ut式中，为流体密度，为速度矢量，为时间。2）动量守恒方程弱可压缩流体的动量守恒方程如式（4）所示：ut+uu=p+(u+(u)T)23(u)I+F（4）puF式中，为流体的压力，为流速，为流体受到的质量力，I为单位张量。3）能量守恒方程能量守恒方程23为：流体控制体的能量增加量等于进入控制体的净热量加上体积力和面积力对控制体所做的功。本模型忽略流体传热，即忽略黏性耗散及假设系统内无内源，因此有：(T)t+div(u)=div(kcpgrad T)（5）Tkcp式中，为温度，为流体传导系数，为比热容。由于基于上述基本控制方程所确定的阀芯表面压力分布的复杂性，一般难以得到解析解，则利用CFD技术求其数值解。COMSOL软件中的CFD模块是在上述基本控制方程的基础上，运用有限元分析将在时间域和空间域上连续的物理量的场（如阀芯表面的压力场）离散为有限个变量点的集合，并建立这些离散点之间的关系，最后求解流场区域内各个物理量的分布情况及各个物理量与时间的关系。因此，本文利用COMSOL软件获得阀芯表面的压力场，再通过式（2）求解稳态液动力。2 CFD建模 2.1 几何模型高速开关阀工作时，最大进口压力为20 MPa，控制口最大负载压力为18.4 MPa，阀口开度最大时流量为2.5 L/min，阀芯位移为0.2 mm，阀体的关键参数见表1。基于如图2所示的高速开关阀得到了本文的流场模型。2.2 网格划分及无关性验证为了加快计算速度，根据流场模型的对称性，使用COMSOL软件取流体域的四分之一结构进行网格划分，进出口处采用较粗化的网格，阀口处采用较细的网格。对阀口开启最后时刻阀芯所受轴向力进行网格无关性验证，其结果见表2。由表2可以看出，当网格数目大于72104时，仿真结果变化微小。因此，本文基于网格数为72104的模型进行数值计算，其流体域网格模型如图3所示。阀口 1阀口 212 345678910 11 121.进油孔阀球；2/4/6.密封圈；3.中间销；5.回油孔阀球；7.阀体；8.极靴；9.导磁外壳；10.线圈；11.衔铁推杆；12.导磁套筒图 2高速开关阀结构Fig.2Structure of high speed on-off valve 表 1阀体关键参数Tab.1 Key parameters of the valve body 参数da阀芯球直径/mmdc中间销处孔径/mmdb中间销直径/mmD球阀套内孔直径/mm数值2.41.50.83.5 表 2网格无关性验证Tab.2 Grid independence verification 网格数/104个阀芯受力/N4037.7827238.30313238.304 300工程科学与技术第 55 卷流场中动网格的设置为：将整个流体域分割为包含阀芯的运动区域和固定区域，设置阀芯的运动区域为变形域；通过分段函数定义两个阀球的位移；定义中间销表面和推杆表面的法向位移为0。2.3 边界条件设置=870 kg/m3=0.045 Pas由于阀口处的流动为高雷诺数湍流运动，为确保计算精度和收敛性，采用k湍流模型。由于阀芯是高速运动的，当工作频率大于20 Hz时，阀腔中油液的可压缩性不能忽略24，因此，将流体选为弱可压缩流体，初始密度，动力黏度。模型壁面设置为无滑移，设置进油孔为压力入口，数值为20 MPa；控制油孔和回油孔为压力出口，数值分别为18.4 MPa和5.0 MPa。3 稳态液动力分析 3.1 球阀流场设流体从进油孔到控制油孔经过的阀口为阀口1，相应阀球为进油孔阀球；流体从控制油孔到出油孔经过的阀口为阀口2，相应阀球为回油孔阀球；若无说明，阀口均为阀口1。利用COMSOL软件得阀的各油孔流量变化及流线与阀球压力分布见图4、5和6。由图4可见，当阀口1逐渐开启时，进油孔的流量随之增加，同时阀口2逐渐关闭，流体从控制油孔流经阀口2时受到的流阻增大，在控制油孔和回油孔压力不变的情况下，控制油孔和回油孔的流量会逐渐减少。由图5可见：在阀口1开度为0.065 mm时，进油孔和控制油孔的流体均流向出油孔，阀仍处于回油状态，即阀口2处流体的动量变化比阀口1大，故回油孔阀球所受到的稳态液动力大于进油孔阀球；随着阀口1开度的增大，通过阀口2的流量逐渐减少，回油孔阀球所受的稳态液动力会逐渐减少，同时通过阀口1的流量逐渐增加，故进油孔阀球所受的稳态液动力会逐渐增大；由于阀口2的压差比阀口1的压差大，即通过阀口2的流量始终大于通过阀口1的流量，阀口2处流体的动量变化始终大于阀口1处流体的动量变化。通常利用稳态液动力公式来分析靠近阀口部分阀球面的稳态液动力特性，但由图6可知，流体流经阀口2后，回油孔阀球处的流场压力明显低于出油孔的压力，且受影响的阀球面在轴向上面积较大，因此不能忽视这部分阀球面所受的稳态液动力；同理，进油孔阀球的稳态液动力分析也应该包含整个球面。3.2 球阀稳态液动力为便于研究，沿中间销处孔径对进油孔阀球的表面进行如图7所示的分割。图7中：在阀口1开启的过程中，从控制油孔流向回油孔的流量逐渐减少，回油孔阀球处阀套小孔的流体压力增加，所以面1处流体的压力随着阀口1开度的增大而增大，故面1所受的稳态液动力方向为使阀口1开启的方向；随着阀口1开度的增大，通过阀口1的流量逐渐增大，在进油孔压力不变的情况下，面2处流体的流速逐渐增大，使得面2所受的趋向于阀口1关闭方向的液压力增大，故面2所受的稳态液动力方向为使阀口1关闭的方向。图 3流体域网格模型Fig.3Fluid domain mesh model 0.020123450.040.060.080.100.12阀口 1 开度 x/mm流量 q/(Lmin1)0.140.16进油孔流量控制油孔流量回油孔流量图 4各油孔的流量变化曲线Fig.4Flow variation of each oil hole 阀口 1阀口 25 10 15 20 25 30 35 40 45 50流速/(ms1)图 5阀口开度为0.065 mm时的流线分布Fig.5Streamline diagram when the valve opening is 0.065 mm 阀口 2压力/MPa46810 12 14 16 18图 6回油孔阀球处压力分布Fig.6Pressure distribution of return hole ball 第 2 期李雨铮，等：三通球阀式高速开关阀稳态液动力分析与结构改进301当阀口1开度为0.065 mm时，提取进油孔阀球面1上各点的压力分布情况并对其在轴向面积上进行积分，得到轴向力为23.423 N；然后，根据式（6）计算得到面1的静压力为23.267 N；最后，将静压力代入式（2），得面1的稳态液动力为0.156 N。计算得面1和面2的稳态液动力变化如图8所示。图8中，正值为使阀口1开启的方向，负值为使阀口1关闭的方向。F1=4d2c p1（6）F1dcp1式中，为面1所受静压力，为中间销处孔径，为面1所受压力。由图8可知：面1的稳态液动力随着阀口开度的增大而增大，方向为使阀口开启的方向；面2的稳态液动力随着阀口开度的增大而增大，方向为使阀口关闭的方向，仿真所得结果与图7分析结果相吻合。将两个面所受的稳态液动力相加，即可得阀球的稳态液动力，结果如图9所示。从图9可以看出：进油孔阀球上稳态液动力的方向没有变化，但由于两个面的稳态液动力方向不同，造成了进油孔阀球所受的稳态液动力随着阀口的开启产生先减小后增大的现象；对于回油孔阀球，由于流体流动使稳态下球面上的压力小于静压下球面所受到的压力，所以回油孔阀球所受到的稳态液动力方向为使阀口2关闭的方向；在阀口1开启的过程中，通过阀口2的流量减少，回油孔阀球所受到的压力逐渐增大，所以作用在回油孔阀球上的稳态液动力逐渐减小。将两个阀球的稳态液动力相加即可得到阀芯的稳态液动力，其结果如图10所示。由图10可知，虽然进油孔阀球的稳态液动力在阀口开度为0.06 mm之后不断增大，但对阀芯的稳态液动力变化趋势没有影响，阀芯的稳态液动力变化趋势与回油孔阀球上的稳态液动力相同。4 稳态液动力补偿因为阀芯的稳态液动力随着阀口的开启逐渐减小且变化较大，方向为使阀口开启的方向；而逐渐减小的稳态液动力会使开启过程中阀芯受到的使阀开启的力变小甚至受到相反方向的力，使开启时间变长。因此，可通过优化阀口结构对开启过程中所减小的稳态液动力进行补偿，从而缩短阀口启闭时间。4.1 液动力补偿方向由于经过阀口1的流量小，且进油孔阀球所受的稳态液动力小，对阀口1处结构进行改进容易影响阀 0.022864101214160.040.060.080.100.12阀口 1 开度 x/mm稳态液动力 F/N0.140.16图 10阀芯所受的稳态液动力Fig.10Steady-state flow force on the spool 阀口 1面 1面 2阀口 1 开启方向图 7阀球分割示意图Fig.7Schematic diagram of valve ball division 0.020.100.250.200.150.300.350.400.450.50181214161086420.04 0.06 0.08 0.10 0.12阀口 1 开度 x/mm面 1 所受稳态液动力 F/N面 2 所受稳态液动力 F/(102 N)0.14 0.16面 1面 2图 8两个面所受的稳态液动力Fig.8Steady-state flow force on two surfaces 0.022864101214160.050.100.150.200.250.300.04 0.06 0.08 0.10 0.12阀口 1 开度 x/mm回油孔阀球稳态液动力 F/N进油孔阀球稳态液动力 F/N0.14 0.16回油孔阀球进油孔阀球图 9阀球所受的稳态液动力Fig.9Steady-state flow force on the valve ball 302工程科学与技术第 55 卷口全开时从进油孔流向控制油孔的流量，进而影响流量输出特性，所以应针对阀口2处的结构进行改进。FwFn在阀口1开启过程中，阀芯靠电磁力克服流体的压力运动；在阀口1关闭过程中，阀芯受流体的压力进行复位。在阀口1关闭时，通过流体仿真得到阀芯所受液压力为26.72 N，运动部件的重量为0.08 N，惯性力约为2.01 N，忽略摩擦力并选择安全系数为1.2，计算得到最小电磁力为34.572 N。对原球阀进行流场分析，得到阀芯所受的液压力如图11所示。阀芯在开启和关闭过程中的受力情况如图12所示。图12中，正值表示阀口1开启的方向，负值表示阀口1关闭的方向。从图12可以看出：随着阀口开度的增大，阀芯受力逐渐减小，在0.12 mm之后方向转为使阀口1关闭的方向，此时阀芯所受液压力已经大于电磁力；在关闭过程中，阀芯受力随着阀口1开度的增大而减小。以上现象是由于回油孔阀球上的稳态液动力变化造成，回油孔阀球的稳态液动力的变化对阀芯受力影响较大，且相较于关闭过程的阀芯受力，开启过程的阀芯受力较小。因此，采用使阀芯受到更多的使阀开启方向的稳态液动力或者减小使阀口关闭方向的液压力的方法，以此改善在阀口开启过程中因稳态液动力减小而造成的阀芯运动速度变慢的情况，但这会延长阀口关闭的时间，需要分析确定最优结构。4.2 改进阀芯结构R将阀芯推杆直径变细，使原本被推杆所遮蔽的部分阀球面显露出来，使阀芯受到更多使阀口开启的液压力，从而补偿开启过程中减少的稳态液动力。建立阀芯及对应流场的几何模型，其改进结构示意图如图13所示，阀口开度为0.07 mm时的流场模型如图14所示。取图13中的为0.2、0.3、0.4和0.5 mm时的流场为研究对象，得其阀芯受力结果如图15所示。相比于原结构，改进结构所受的趋于阀口关闭方向的液压力明显减少，开启过程的阀芯受力变大，阀芯受力出现负值的位置减少。阀口启闭过程中阀芯的运动学方程如式（7）所示：|dxndt=vxn,dvxndt=Fmv,F=f(xn)（7）02634323028363840420.050.100.15阀口 1 开度 x/mm液压力 F/N0.20图 11原阀芯所受液压力Fig.11Hydraulic force of original valve core 04501530150.050.100.15阀口 1 开度 x/mm阀芯受力 F/N0.20开启过程关闭过程图 12原阀芯受力情况Fig.12Force of the original valve core 进油孔阀球回油孔阀球阀芯推杆R图 13改进型阀芯结构Fig.13Improved spool structure 图 14改进型阀芯结构流场模型Fig.14Flow field model of improved valve core structure 05001020403020100.050.100.15阀口 1 开度 x/mm阀芯受力 F/N0.20R=0.2 mm（开启）R=0.2 mm（关闭）R=0.3 mm（开启）R=0.3 mm（关闭）R=0.4 mm（开启）R=0.4 mm（关闭）R=0.5 mm（开启）R=0.5 mm（关闭）原结构开启原结构关闭R图 15不同下的阀芯受力情况RFig.15Force of the valve core under different 第 2 期李雨铮，等：三通球阀式高速开关阀稳态液动力分析与结构改进303xnvxnFmvf(xn)式中，为阀芯位移，为阀芯运动速度，为阀芯受力，为运动部件质量，为仿真软件拟合出的阀芯启闭过程的受力曲线。RRRR根据图15中阀芯的受力曲线，利用MATLAB软件，根据式（7）计算得出在电磁力恒为最小开启电磁力34.572 N、工作压力20 MPa时的阀口启闭时间见表3。由表3可知：当为0.2 mm时，启闭总时间与原结构相比减少0.209 ms，表明改进结构能有效提高启闭频率；虽然在小于0.4 mm后继续减小仍对阀口启闭时间有影响，但改变量在逐渐减小且过小的会导致阀芯推杆直径过小，从而影响高速开关阀其他性能，故优选为0.4 mm。4.3 改进阀套结构对于回油孔阀球，趋于阀口开启方向的稳态液动力分布在靠近中间销的球面上，同时由于阀套与中间销所构成的流道太细，对其进行结构改进很容易影响流量，因此，对于阀套的结构改进示意图如图16所示，图16中，L为结构中等腰直角三角形的腰长，即为此处孔径径向向内的距离。改进型阀套结构的流场模型如图17所示。改进型阀套结构通过减小回油孔阀球流场的空间来增加流体流速，从而增大流场的动量变化，使回油孔阀球所受的稳态液动力增大。同时渐扩型流道会减少流量损失，使通过阀口的流量增加，这会增加流场的动量变化，增加阀球上受到高压部分球面的稳态液动力。由此可见，改进型阀套结构有助于增大回油孔阀球所受的稳态液动力。RL在为0.4 mm时，取不同 下的流场为研究对象，其阀芯受力如图18所示。根据式（7）计算得到在电磁力恒为34.572 N、工作压力20 MPa时的阀口启闭时间见表4。RR由图18可见，随着阀口1开度的增大，即阀口2开度的减小，阀芯受力在不同L下的差别越来越小。这是因为当阀口2开度很小时，通过的流量也很少，改进型阀套结构对流速及流量的影响也减少，相应的稳态液动力的变化也会随之减少。由表4可知，为0.4 mm、L为0.70 mm时，阀口开启时间为0.428 ms，关闭时间为0.336 ms，对比为0.4和0.5 mm时的阀口启闭时间，改进型阀套结构的效果显著。当电磁力或工作压力参数改变时，对于阀芯受力和启闭时间只是数值上的改变，对于液动力的正向补偿的方向不会改变。结合图18和表4可见，随着L的增大，阀芯所受液压力减少，开启过程中的阀芯受力逐渐增大，阀口开启时间减少。由此可见，改进型阀套结构对稳态液动力的补偿效果较好，且L的变化并不会改变回油孔阀 进油孔阀球回油孔阀球渐扩型流道L图 16改进型阀套结构Fig.16Improved valve sleeve structure 图 17改进型阀套结构流场模型Fig.17Flow field model of improved valve sleeve structure 0400102030403020100.050.100.15阀口 1 开度 x/mm阀芯受力 F/N0.20L=0.70 mm（开启）L=0.80 mm（开启）L=0.90 mm（开启）L=0.92 mm（开启）L=0.94 mm（开启）L=0.96 mm（开启）L=0.70 mm（关闭）L=0.80 mm（关闭）L=0.90 mm（关闭）L=0.92 mm（关闭）L=0.94 mm（关闭）L=0.96 mm（关闭）图 18不同L下的阀芯受力情况Fig.18Force of the valve core under different L R表 3不同下的启闭时间RTab.3 Opening and closing time under different R结构/mm开启时间/ms关闭时间/ms总时间/ms原结构0.7600.2871.0470.20.5280.3100.8380.30.4790.3230.8020.40.4460.3340.7800.50.4230.3450.768 表 4不同L下的启闭时间Tab.4 Opening and closing time under different L 结构L/mm开启时间/ms关闭时间/ms总时间/ms0.700.4280.3360.7640.800.4180.3370.7550.900.3890.3390.7280.920.3720.3420.7140.940.3540.3460.700 304工程科学与技术第 55 卷球在静压下的受力，减小了对阀芯关闭时间的影响。由于渐扩流道的影响，L的变化会引起通过阀口2的流量的变化，其结果如图19所示。由图19可知，随着L的增大，通过阀口2的流量逐渐增大，回油速度逐渐加快。R不同L下的阀口流速如图20所示。结合表4和图20可知：L越大，阀的启闭频率越高，阀口流速越大；在相同阀口开度下，当L为0.94时，阀口处最大流速达到了172 m/s。由于过高的阀口流速不仅会加剧对阀口的磨损，还会导致出现空化现象并产生噪音25。故对于球阀式高速开关阀的结构改进，选择为0.4 mm、L为0.92 mm为最优结构，此时较于原结构的一周期启闭时间从1.047下降到0.714 ms。5 结论本文对三通球阀式高速开关阀的稳态液动力进行了分析，并对阀口结构进行了改进以补偿液动力，主要结论如下：1）进油孔阀球所受的稳态液动力随着阀口的开启先减小后增大，回油孔阀球则随着阀口的开启不断减小；两者所受力的方向均为使阀口开启的方向。2）进油孔阀球较回油孔阀球的稳态液动力小，故阀芯上的稳态液动力变化与回油孔阀球上的稳态液动力变化近似。因此，对于三通球阀式高速开关阀应主要针对回油孔阀球结构的稳态液动力进行补偿。3）适当减小阀球推杆直径，并将靠近阀口的流道改成渐扩型流道，能够有效地增加阀的启闭频率，改进后的最优结构相较于原结构的一周期启闭时间从1.047 ms下降到0.714 ms，稳态液动力补偿效果明显。参考文献：Gao Qiang,Zhu Yuchuan,Luo Zhang,et al.Analysis and op-1timization on compound PWM control strategy of high-speed on/off valveJ.Journal of Beijing University of Aero-nautics and Astronautics,2019,45(6):11291136.高强,朱玉川,罗樟,等.高速开关阀的复合PWM控制策略分析与优化J.北京航空航天大学学报,2019,45(6):11291136.Fang Jigen.Study on coupling field characteristics and op-timum design of ESP high speed switch valveD.Beijing:Academy of Machinery Science and Technology,2019.方继根.ESP高速开关阀耦合场特性研究及优化设计D.北京:机械科学研究总院,2019.2 Ma Zhongxiao.Structure design and research on hydraulichigh speed on-off valve based on GMAD.Lanzhou:Lan-zhou University of Technology,2013.马忠孝.基于GMA的液压高速开关阀结构设计与研究D.兰州:兰州理工大学,2013.3 Iwan I,Ji S W,Kim H H,et al.Effects of flow force on thecharacteristics of electrohydraulic servovalvesC/Proceed-ings of the 2015 International Conference on Automation,Cognitive Science,Optics,Micro Electro-Mechanical System,and Information Technology(ICACOMIT).Bandung,In-4 001234650.050.100.15阀口 1 开度 x/mm流量 q/(Lmin1)0.20R=0.4 mm，L=0.70 mmR=0.4 mm，L=0.80 mmR=0.4 mm，L=0.90 mmR=0.4 mm，L=0.92 mmR=0.4 mm，L=0.94 mm图 19不同L下通过阀口2流量变化曲线Fig.19Flow rate change curve through valve port 2 un-der different L 流速/(ms1)14012010080604020Vmax=142 m/s(a)L=0.80 mm流速/(ms1)14012010080604020Vmax=156 m/s(c)L=0.92 mm流速/(ms1)1601401201