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摘要：针对三一汽车起重机械公司某型号多路阀阀腔内的复杂流动情况，通过对其进行CFD模拟仿真，分析内部的流动特性，并探究不同工况下的阀芯受力情况。考虑开口度大小、阀芯旋转角度、附面层厚度等因素，借助CFD软件STAR CCM+进行了大量的仿真计算。仿真结果表明，油液在节流口的节流特性是造成进出口压力损失、速度变化的主要原因;阀芯受到的液动力大小与流量、开口度大小相关（流量、开口度等都是影响液动力大小的重要因素）。在专门的起重机主阀性能试验台对多路阀进行试验，试验与仿真的结果较为接近，在误差允许范围之内。
关键词：多路阀;Star CCM+;流场特性;稳态液动力
0 引言
多路阀作为液压系统中的控制元件，通过阀芯在阀腔内的轴向移动实现对流体流量大小、方向等的控制，但由于多路阀自身特性的影响，不可避免的带来噪声以及能量损失等问题。因此，多路阀性能的好坏，影响整个液压系统的可靠性[1]。
1 CFD模型及解析假定
1.1 液压多路阀的三维模型
通过建立液压阀的几何模型，来对其内部流场进行分析，需要对模型做一定的简化处理[2]。在仿真时，仅考虑与液压油直接接触的油道表面，将其余面删除;CFD计算需要模型保持良好的水密性，故对进出口进行封闭处理。简化后的模型如图1所示。
1.2 解析假定
在STAR CCM+软件中对多路阀进行仿真时，假定仿真模型满足以下条件：①该多路阀为理想多路阀，不存在制造及装配误差，及不存在任何缝隙和瑕疵;②流体为牛顿流体，不能够被压缩;③对于阀腔内流体重力和传热的影响不予考虑;④流场中不包含其他介质，为单相流不存在流固耦合;⑤采用46号液压油，并且工作时的温度保持在50°左右。按照油液的粘-温特性选定液压油的粘度，采用密度为870.0kg/m3的液压油，动力粘度为0.0261Pa-s。
1.3 網格划分及边界条件
1.3.1 网格划分
对于试验模型网格的划分，借助STAR CCM+内置的网格技术，可以快捷全面的对模型进行网格化处理，本课题因为计算模型相对复杂，结构化网格不能满足，所以选用非结构化网格。并且STAR CCM+提供的多面体网格也非常适合复杂的几何模型。
由于阀芯的结构相对微小，针对于整个多路阀设置的网格参数，对于阀芯来说相对偏大，所以需要对阀芯进行局部细化，以保证在进行模拟计算时，不会出现不必要的错误。
1.3.2 边界条件
本文的边界条件设置如下：①工作流体入口（Inlet）：本文采用的是质量流量入口，进油口就是质量流量入口。②工作流体出口（Outlet）：本文采用的是压力出口，出油口就是压力出口。③对于本文模型，阀道壁面很明显是静止的、无滑移的，因此在将阀道壁面定义为绝热且不发生滑移。
2 仿真结果与分析
2.1 多路阀不同开度时的流场分析
为了解多路阀在不同开度下的阀腔内流场特性和阀芯受力情况，针对阀芯在不同开度、不同流量进行仿真计算[3]。在此不一一列举，仅以阀口开度为10.5mm，流量为120L/min的仿真结果加以分析，通过分析压力、速度、液动力来为多路阀的优化提供理论依据。
①压力分布。由图2的截面静压力云图分布情况可知，高压油从入口进入多路阀，当油液流经多路阀主节流口时，油压迅速下降，压力变化主要发生在此处，主要是由于过流面积变小，导致流速增大，从而引起压强变小，并且在节流口的拐角处形成局部低压区。油液通过其余次节流口，油压下降缓慢，渐渐趋于平稳，最后经出口处流出。通过与其他静压比较，发现阀口开度为8.5mm时的进口压力高于开口度9.5mm和10.5mm时的进口压力。并与其他各阀口开度的模拟结果比较，发现开度越小，且阀腔内各个监测点的压力都随着进口压力的增大而增大。通过比较各阀口开度的局部低压区，发现当进口流量相同时，局部低压区的压力随阀口的减小而减小。当开度保持不变和针对不同流量大小的情况，发现流量越小，阀芯拐角处低压区的压力越大。
②速度分布。由图3的截面流线云图分布情况可知，速度的变化趋势是不受阀口开度的影响的，不同开度的液压阀的流速变化的趋势基本相同， 入口流速保持平稳，到达节流口处时，由于节流口阀芯节流槽的存在，使得过流截面的面积发生改变，所以流速、压力都会发生变化，根据伯努利方程可以知道，如果过流截面面积变小，必然导致压力的迅速降低，进而引起流速的减小，这与图3中压力在节流口处突然降低相符合。从图3中，我们还可以看出，在阀腔和阀座的拐并在节流口处产生射流的现象，同时由于流动通道尺寸突然变小，在流束与壁面之间还将形成漩涡。通过与其他截面流线比较，发现阀口开度为8.5mm时节流口处的流速要大于阀口开度为9.5mm和10.5mm时的流速。比较相同流量和不同阀门开度的速度云图，并且当阀门开度较小，阀腔内的压力会增加，阀腔内的涡流也将减小。
2.2 试验与结果
将某型号多路阀作为研究对象，对该试验验证阀进行试验，试验在专门的起重机主阀性能试验台上进行，将压力传感器安装在阀体上，测量阀腔内6个点的压力，并用微型轴向拉压力传感器测量阀芯所受液动力的大小，将微型轴向拉压力传感器一端固定，另一端与阀芯接触。拉压传感器安装位置如图4所示。将测试结果与仿真结果相比较发现，测试结果与仿真结果基本吻合。
3 结论
对多路阀压力、速度、液动力进行仿真分析，得到相应的云图、数据和曲线，对比仿真及试验结果，可以得到以下结论：
①油液经多路阀主节流口时，由于节流槽的存在，过流截面面积减小，压力也会随之降低，根据伯努利方程，速度也迅速上升;
②流量相同时，开度越小，入口压力越大，阀腔内各点的压力越大;节流口处的流速也越大。
参考文献：
[1]高俊庭，殷晨波，叶仪，李萍，周玲君.非全周开口的液压滑阀内部流场的CFD解析[J].液压与气动，2013（05）：58-61.
[2]LIU Jianmin.Radar handbook[M]. New York： McGraw- Hill，1990：3-10.
[3]曹飞梅.基于CFD对不同结构形状的滑阀阀芯流场可视化分析与研究[D].太原理工大学，2018.
[4]房小立.基于CFD有限元法的滑阀稳态液动力研究[D].武汉科技大学，2012.
[5]工程流体力学[M].上海交通大学出版社，2006，1.
关键词：多路阀;Star CCM+;流场特性;稳态液动力
0 引言
多路阀作为液压系统中的控制元件，通过阀芯在阀腔内的轴向移动实现对流体流量大小、方向等的控制，但由于多路阀自身特性的影响，不可避免的带来噪声以及能量损失等问题。因此，多路阀性能的好坏，影响整个液压系统的可靠性[1]。
1 CFD模型及解析假定
1.1 液压多路阀的三维模型
通过建立液压阀的几何模型，来对其内部流场进行分析，需要对模型做一定的简化处理[2]。在仿真时，仅考虑与液压油直接接触的油道表面，将其余面删除;CFD计算需要模型保持良好的水密性，故对进出口进行封闭处理。简化后的模型如图1所示。
1.2 解析假定
在STAR CCM+软件中对多路阀进行仿真时，假定仿真模型满足以下条件：①该多路阀为理想多路阀，不存在制造及装配误差，及不存在任何缝隙和瑕疵;②流体为牛顿流体，不能够被压缩;③对于阀腔内流体重力和传热的影响不予考虑;④流场中不包含其他介质，为单相流不存在流固耦合;⑤采用46号液压油，并且工作时的温度保持在50°左右。按照油液的粘-温特性选定液压油的粘度，采用密度为870.0kg/m3的液压油，动力粘度为0.0261Pa-s。
1.3 網格划分及边界条件
1.3.1 网格划分
对于试验模型网格的划分，借助STAR CCM+内置的网格技术，可以快捷全面的对模型进行网格化处理，本课题因为计算模型相对复杂，结构化网格不能满足，所以选用非结构化网格。并且STAR CCM+提供的多面体网格也非常适合复杂的几何模型。
由于阀芯的结构相对微小，针对于整个多路阀设置的网格参数，对于阀芯来说相对偏大，所以需要对阀芯进行局部细化，以保证在进行模拟计算时，不会出现不必要的错误。
1.3.2 边界条件
本文的边界条件设置如下：①工作流体入口（Inlet）：本文采用的是质量流量入口，进油口就是质量流量入口。②工作流体出口（Outlet）：本文采用的是压力出口，出油口就是压力出口。③对于本文模型，阀道壁面很明显是静止的、无滑移的，因此在将阀道壁面定义为绝热且不发生滑移。
2 仿真结果与分析
2.1 多路阀不同开度时的流场分析
为了解多路阀在不同开度下的阀腔内流场特性和阀芯受力情况，针对阀芯在不同开度、不同流量进行仿真计算[3]。在此不一一列举，仅以阀口开度为10.5mm，流量为120L/min的仿真结果加以分析，通过分析压力、速度、液动力来为多路阀的优化提供理论依据。
①压力分布。由图2的截面静压力云图分布情况可知，高压油从入口进入多路阀，当油液流经多路阀主节流口时，油压迅速下降，压力变化主要发生在此处，主要是由于过流面积变小，导致流速增大，从而引起压强变小，并且在节流口的拐角处形成局部低压区。油液通过其余次节流口，油压下降缓慢，渐渐趋于平稳，最后经出口处流出。通过与其他静压比较，发现阀口开度为8.5mm时的进口压力高于开口度9.5mm和10.5mm时的进口压力。并与其他各阀口开度的模拟结果比较，发现开度越小，且阀腔内各个监测点的压力都随着进口压力的增大而增大。通过比较各阀口开度的局部低压区，发现当进口流量相同时，局部低压区的压力随阀口的减小而减小。当开度保持不变和针对不同流量大小的情况，发现流量越小，阀芯拐角处低压区的压力越大。
②速度分布。由图3的截面流线云图分布情况可知，速度的变化趋势是不受阀口开度的影响的，不同开度的液压阀的流速变化的趋势基本相同， 入口流速保持平稳，到达节流口处时，由于节流口阀芯节流槽的存在，使得过流截面的面积发生改变，所以流速、压力都会发生变化，根据伯努利方程可以知道，如果过流截面面积变小，必然导致压力的迅速降低，进而引起流速的减小，这与图3中压力在节流口处突然降低相符合。从图3中，我们还可以看出，在阀腔和阀座的拐并在节流口处产生射流的现象，同时由于流动通道尺寸突然变小，在流束与壁面之间还将形成漩涡。通过与其他截面流线比较，发现阀口开度为8.5mm时节流口处的流速要大于阀口开度为9.5mm和10.5mm时的流速。比较相同流量和不同阀门开度的速度云图，并且当阀门开度较小，阀腔内的压力会增加，阀腔内的涡流也将减小。
2.2 试验与结果
将某型号多路阀作为研究对象，对该试验验证阀进行试验，试验在专门的起重机主阀性能试验台上进行，将压力传感器安装在阀体上，测量阀腔内6个点的压力，并用微型轴向拉压力传感器测量阀芯所受液动力的大小，将微型轴向拉压力传感器一端固定，另一端与阀芯接触。拉压传感器安装位置如图4所示。将测试结果与仿真结果相比较发现，测试结果与仿真结果基本吻合。
3 结论
对多路阀压力、速度、液动力进行仿真分析，得到相应的云图、数据和曲线，对比仿真及试验结果，可以得到以下结论：
①油液经多路阀主节流口时，由于节流槽的存在，过流截面面积减小，压力也会随之降低，根据伯努利方程，速度也迅速上升;
②流量相同时，开度越小，入口压力越大，阀腔内各点的压力越大;节流口处的流速也越大。
参考文献：
[1]高俊庭，殷晨波，叶仪，李萍，周玲君.非全周开口的液压滑阀内部流场的CFD解析[J].液压与气动，2013（05）：58-61.
[2]LIU Jianmin.Radar handbook[M]. New York： McGraw- Hill，1990：3-10.
[3]曹飞梅.基于CFD对不同结构形状的滑阀阀芯流场可视化分析与研究[D].太原理工大学，2018.
[4]房小立.基于CFD有限元法的滑阀稳态液动力研究[D].武汉科技大学，2012.
[5]工程流体力学[M].上海交通大学出版社，2006，1.