流体机械

参数	数值
滑阀入口压力 $p i n$ /MPa	1.0
滑阀出口压力 $p o u t$ /MPa	0
液压油密度 $ρ$ /（kg·m^-3）	860
液压油黏度 $μ$ /(Pa·s)	0.025

参数

数值

滑阀入口压力

p i n

/MPa

1.0

滑阀出口压力

p o u t

/MPa

液压油密度

ρ

/（kg·m^-3）

860

液压油黏度

μ

/(Pa·s)

0.025

参数	数值
滑阀入口压力 $p i n$ /MPa	1.0
滑阀出口压力 $p o u t$ /MPa	0
液压油密度 $ρ$ /（kg·m^-3）	860
液压油黏度 $μ$ /(Pa·s)	0.025

参数

数值

滑阀入口压力

p i n

/MPa

1.0

滑阀出口压力

p o u t

/MPa

液压油密度

ρ

/（kg·m^-3）

860

液压油黏度

μ

/(Pa·s)

0.025

基于重叠网格的滑阀流场动态特性分析

袁志成 ¹ , 杨濛 ¹^,² , 叶天明 ³ , 卞永明 ¹^,² , 侯泽然 ¹

流体机械 | 应用技术 2025,53(4): 102-109

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流体机械 |应用技术 2025 , 53 (4) : 102 -109

基于重叠网格的滑阀流场动态特性分析

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袁志成¹, 杨濛¹^,², 叶天明³, 卞永明¹^,², 侯泽然¹

作者信息

¹同济大学机械与能源工程学院，上海 201804

²同济大学国家土建结构预制装配化工程技术研究中心，上海 200092

³上海船舶电子设备研究所，上海 201108

通讯作者:

侯泽然（1989），男，博士，助理教授，硕士研究生导师，主要研究方向为汽车轻量化和材料成型等，通信地址：上海市嘉定区曹安公路4800号同济大学机械与能源工程学院，E-mail：zeranhou@tongji.edu.cn。

作者简介:

袁志成（1991），男，博士，特聘研究员，博士研究生导师，主要研究方向为微流控、动态润湿、传质传热等，E-mail：zhicheng_yuan@tongji.edu.cn。

Dynamic flow field analysis of sliding valves based on overset mesh

Zhicheng YUAN¹, Meng YANG¹^,², Tianming YE³, Yongming BIAN¹^,², Zeran HOU¹

Affiliations

¹School of Mechanical Engineering，Tongji University，Shanghai 201804，China

²National Engineering Technology Research Center for Prefabrication Construction in Civil Engineering，Tongji University，Shanghai 200092，China

³Shanghai Marine Electronic Equipment Research Institute，Shanghai 201108，China.

出版时间: 2025-04-30 doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.04.014

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摘要

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为了揭示不同结构阀芯在动态滑移过程中对滑阀内部流场的影响，借助基于重叠网格方法的非定常仿真技术，分析了3种阀芯（典型阀芯、双曲阀芯和涡轮叶片式阀芯，阀门出口射流角分别为90°，45°和30°）移动时滑阀内部流场的动态特性。其中，阀芯和阀腔计算域分别设置在前景网格和背景网格，随着阀芯的运动，阀腔内的流体域相应发生变化，从而达到滑阀启闭的效果。结果表明，1 MPa的进、出口压差条件下，滑阀内部流场速度最大可达50 m/s，对滑阀产生的横向液动力最大可达100 N；阀芯位移大小和方向的动态变化对滑阀内流场的速度、压力和湍流分布影响较大，且圆弧形阀芯（双曲阀芯和涡轮叶片式阀芯）能够明显降低阀腔内最大湍流动能和出口负压回流；典型滑阀在正反方向调节过程中出现流量振荡和负压回流现象，导致流场不稳定，湍动能最大约为400 J/kg；双曲滑阀结构对称，阀口开度相同时，阀芯移动方向对流场的波动特性影响较小，湍动能最大约为330 J/kg；涡轮叶片式滑阀因其较大的入流边界，表现出优越的流量调节、压力分布和湍流抑制能力。研究结果可为高精度滑阀的设计提供理论基础和设计准则。

关键词

液压滑阀 / 阀芯结构 / 重叠网格 / 动态数值计算

Abstract

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To investigate the influence of different spool structures on the internal flow field of sliding valves during dynamic motion，unsteady simulations based on the overset mesh method were conducted to analyze the dynamic characteristics of the flow field in sliding valves with three spool types （standard spool，dual‑curve spool，and turbine‑blade spool，corresponding to outlet jet angles of 90°，45°，and 30°）. The spool and valve chamber domains were defined in the foreground and background meshes respectively，enabling dynamic fluid domain variation during spool movement to simulate valve opening/closing. Results indicate that under a 1 MPa inlet‑outlet pressure difference，the maximum flow velocity reaches 50 m/s，generating lateral hydraulic forces up to 100 N. Dynamic changes in spool displacement significantly affect velocity，pressure，and turbulence distributions. Curved spools （dual‑curve and turbine‑blade） effectively reduce maximum turbulent kinetic energy （TKE） and outlet negative pressure backflow. The standard spool exhibits flow oscillation and negative pressure backflow during bidirectional regulation，causing flow instability with maximum TKE≈400 J/kg. The symmetric dual‑curve spool shows smaller directional dependence in flow fluctuations （maximum TKE≈330 J/kg）. The turbine‑blade spool demonstrates superior flow regulation，pressure distribution，and turbulence suppression due to its enlarged inflow boundary. These results provide theoretical foundations and design guidelines for high‑precision sliding valves.

Key words

hydraulic sliding valve / spool structure / overset mesh / dynamic numerical simulation

引用本文

袁志成, 杨濛, 叶天明, 卞永明, 侯泽然. 基于重叠网格的滑阀流场动态特性分析. 流体机械, 2025 , 53 (4) : 102 -109 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.04.014

Zhicheng YUAN, Meng YANG, Tianming YE, Yongming BIAN, Zeran HOU. Dynamic flow field analysis of sliding valves based on overset mesh[J]. Fluid Machinery, 2025 , 53 (4) : 102 -109 . DOI: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.04.014

正文

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0　引言

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液压滑阀是液压系统中常用的控制元件，因其具有换向平稳、冲击小、响应快等优点，被广泛应用于工程机械、航空航天、汽车工业、海洋工程等领域^［1-4］。通过调节阀芯在阀腔内的位置，能够控制液压系统中流体的方向、压力和流量。所以，阀内流体的流动特性对液压元件及整个液压系统的性能具有直接影响^［5］。当液体流经阀口时，在阀芯凹角和阀座拐角处容易形成旋涡，导致流体压降增大，引起阀内振动、噪声和额外的能量损耗^［6-11］。因此，有必要对滑阀结构进行合理设计，以提高液压系统的稳定性和控制精度。

相关研究表明，阀口突然启闭和开度变化引起的瞬时液动力是导致系统不稳定的主要因素^［12］。目前，国内外学者主要通过优化阀芯结构、阀套结构和流道结构来减小液压滑阀内的流力波动。由于滑阀内部为微观流场，且随机性和不稳定性较大，通过试验观测滑阀内的实际流动状态比较困难。因此，越来越多的学者借助计算流体力学（CFD）方法对滑阀内部流场进行可视化研究。例如，AMIRANTE等^［13-14］基于CFD方法，通过优化阀芯形状及参数改善滑阀流场流动特性，从而提高滑阀工作性能。兰秋华等^［2］基于流场仿真研究了滑阀节流口的流量特性，并提出了理想节流阀口的设计方法。LISOWSKI等^［15］借助CFD分析了滑阀内流体波动导致的压力和黏性力变化。曹飞梅^［8］借助CFD研究了阀芯凹角处旋涡对滑阀内部流场及性能的影响，提出圆弧型凹角的改进方法。然而，阀口开度动态变化过程中，阀内流场和流力波动随之改变，需对阀内流场进行瞬态分析。

采用仿真分析软件ACE+平台的动网格方法，何晓辉等^［16］采用数值模拟分析了阀芯在驱动力、流体力和弹簧力共同作用下的运动分布、应力变化和形变。基于AMESim和Fluent联合仿真的方法，史青等^［17］计算得到电液比例阀阀腔开启过程中液动力的变化情况，结果表明，液动力随着阀口开度的增大先快速增大，后逐渐减小，最大值出现在阀口流量准线性增大区段和流量恒定区段转折点处。借助Fluent内嵌的动网格方法，宋子龙^［18］通过瞬态计算分析了阀口开度和流量对滑阀流场的影响，并提出了一种通过将阀套进油孔由直孔改为斜孔来优化滑阀液动力的方法。然而，传统的动网格或变形网格（moving/deforming mesh）方法对网格质量和物理模型要求相对较高，出现问题的几率大，设置的条件也更为复杂，极易出现负体积的情况，导致仿真发散或结果失真。

综上所述，本文将借助计算流体力学软件ANSYS Fluent 2022内置的重叠网格方法（overset mesh method），针对三种滑阀（典型阀芯、双曲阀芯和涡轮叶片式阀芯），对其动态滑移过程中的内部流场及阀芯受力进行仿真研究和对比分析，系统研究阀芯结构对阀内流场的影响特性，为滑阀的设计提供理论基础和设计准则。

1　计算模型

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1.1　控制方程

假设滑阀内部流体等温、连续且不可压缩，则其流动遵循质量和动量守恒定律，控制方程如下：

∇ · u = 0

（1）

∂ ρ u ∂ t + ρ u · ∇ u = - ∇ p + ∇ · μ ∇ u + ∇ u T

（2）

式中，

u

，

p

分别为速度和压力；

ρ

，

μ

分别为密度和黏度。

计算中忽略重力的影响。由于滑阀窗口的节流效应，对于滑阀口的流动，流体在

R e

>100时，就已经达到湍流状态。

R e =

（3）

式中，Re为雷诺数；

L

为液压油进口当量直径。

为了解析湍流具有的随机、涡旋、扩散和耗散等特征，保证数值计算的准确性和收敛性，需选择合适的湍流模型，文中选用被大量文献^［18-20］验证的标准

k - ε

模型进行仿真计算，并选择标准壁面方程。

1.2　物理模型

相关研究表明，阀芯圆弧形过渡可以在一定程度上降低阀内最大速度和最大湍动能^［6］。因此，对3种不同阀芯结构的滑阀进行流场分析对比，物理模型如图1所示。图1（a）示出典型滑阀结构，阀套内径D=14 mm，阀芯外径

d 1

=13.6 mm，

d 2

=5.6 mm，d=6 mm，

a 1

=10 mm，

a 2

=16 mm，

b 1

a 1 + a 2

=26 mm；图1（b）示出双曲滑阀结构，阀芯凹面半径

R

=24 mm，其余参数与典型滑阀相同；图1（c）示出涡轮叶片式滑阀结构，叶盆曲线内径为

r

=5 mm，其余参数与典型滑阀相同。

为了使仿真计算结果能够包括阀门全开和全闭状态，使用Fluent内置的用户自定义（UDF）功能对滑阀速度进行设置。滑阀速度v_x随时间t变化关系如下式所示：

v x = 0.072 s i n 10 t

（4）

图2示出滑阀移动速度和位移随时间的变化曲线。

由图可知，滑阀在

x

方向上呈正弦往复滑动，滑阀两侧各设置了2.5 mm的移动裕度，使得滑阀最大位移为15 mm。由滑阀移动速度可得阀口开度L_open计算式如下：

L o p e n = ∫ 0.072 s i n 20 t d t - 0.002 5

（5）

滑阀开启过程中，阀口开度受阀门出口开度影响较大，而当滑阀返回时，阀口开度受阀门入口开度影响较大，导致阀口的最大有效开度为5 mm，进而可得随着滑阀移动的瞬态流量Q，其计算式如下：

Q = 0.024 π L o p e n 2 ∆ P / ρ

（6）

1.3　网格及边界条件

为了能够动态模拟滑阀移动对流场的影响，基于重叠网格模型，对不同结构阀芯的滑阀内部流场及阀芯受力情况进行动态仿真分析。重叠网格又称嵌套网格，如图3所示，网格由两部分组成：包含主要流体区域（滑阀腔）的背景网格和围绕阀芯构建的单独的前景网格或组件网格。前景网格和组件网格重合部分成为重叠网格，如图3（c）所示。此时，前景网格的外边界指定为overset（针对重叠网格计算特有的边界类型），其他边界和常规网格没有区别。

为了降低计算成本，对阀内流体域进行二维轴对称建模。对称轴沿

x

方向，如图3所示。阀门出口、入口分别设置为压力进口、出口，初始数值仿真参数见表1，进、出口压差（

p i n

p o u t

）恒为1.0 MPa。为了降低物理模型出口流道长度对流体回流和出口负压的影响，在Fluent中开启“Prevent Reverse Flow选项”。当该选项被激活时，会在出口边界上构造人工壁面阻止流体回流进入计算域。

液压油选用抗磨液压油YA-N46，密度为860 kg/m³，动力黏度为0.025 Pa·s。此外，基于以下假设对滑阀内流场进行数值计算：（1）液压油不可压缩；（2）液压油为黏性牛顿流体；（3）滑阀中的流动为单相流，忽略油液中包含的气泡和杂质等；（4）计算中忽略重力对流场分布的影响；（5）忽略滑阀内部的热量传递，进行等温计算。

采用有限体积法（FVM）对控制方程式（1）（2）进行离散化。湍流模型选用文献［18-20］中经验证的标准

k - ε

模型，并选择标准壁面方程。计算采用基于压力的耦合求解器，并使用SIMPLE算法求解速度与压力的耦合，对流项采用二阶迎风格式离散化。

2　结果及讨论

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2.1　网格无关性验证

在进行数值分析之前，首先，基于典型滑阀物理模型对网格无关性进行检验。如图4所示，对网格尺寸分别为0.08，0.10，0.12 mm的3个典型滑阀算例，对比出口流量

Q

。结果表明，网格尺寸为0.08，0.10 mm的算例结果具有较好的相似性，但网格尺寸为0.12 mm的算例在流量较小时表现出较大误差。因此，后续算例采用网格尺寸为0.10 mm进行数值计算。

2.2　试验验证

为了验证仿真模型的准确性，针对阀口处阀芯近壁面的大压力梯度，进行仿真模型的试验验证，结果如图5所示。

仿真和试验对比结果表明，当前选择的Fluent仿真模型计算结果与试验结果及COMOSL仿真结果吻合较好^［10］，能够满足后续仿真分析的精度要求。

2.3　流场云图

图6示出阀芯沿

x

方向移动时，3种滑阀腔内的瞬态速度云图。

在0.10 s时，阀门入口开度较小，相较于双曲滑阀和涡轮叶片滑阀，典型滑阀的阀口阻力较小，流体在阀口处的流速也最小。随着阀芯的移动，在0.16 s时，阀门入口开度最大，场内流体速度均小于50 m/s。在0.21 s时，阀门入口处出现节流现象，流体在典型滑阀和双曲滑阀的阀门入口处速度较大，而涡轮叶片式滑阀得益于较小的叶盆内径，相较于其他两种滑阀，其在阀口处的流动速度较小。

图7示出当阀芯沿

x

方向移动时，3种滑阀腔内的瞬态压力云图。在0.10 s时，阀门入口开度较小，3种滑阀中，压降较大的位置均位于阀门出口处。随着阀门出口面积的增大，在0.16 s时，典型滑阀和双曲面滑阀的沿程压降增大，在阀门入口阀套处产生较大压降。对于涡轮叶片式滑阀，由于其较大的阀门入口面积，沿程压降始终较小。在0.21 s时，阀门入口较小，压降较大位置均在阀门入口处，但由于涡轮叶片式叶盆的大曲率流道，阀门入口处的压降相较其他2种滑阀始终较小。

图8示出阀芯沿

x

方向移动时，3种滑阀腔内的瞬态湍动能云图。在0.10 s时，滑阀开口度较小，湍流主要集中在阀门出口处，尤其是典型滑阀，其阀门入口处的湍动能较大。随着阀芯的移动，阀口开度不断增大，在0.21 s时，典型滑阀和双曲滑阀的近壁面处均出现较大湍流。对于涡轮叶片式滑阀，湍流强度较小且分布相对均匀。在0.21 s时，阀门入口较小，湍流主要集中在阀门入口处。但由于涡轮叶片式叶盆的大曲率流道，湍流强度相较于其他两种滑阀较小。

图9示出了0.21 s时阀门入口处的流场速度矢量图。从图中可以看出，典型滑阀的方形结构使得流体在下方拐角处形成涡流，如图中箭头所示，而双曲滑阀和涡轮叶片滑阀的圆滑结构避免了涡流的产生。在典型滑阀和涡轮叶片滑阀的流场上方，高速射流冲击和转向产生了较大的涡流区，而在双曲滑阀中，没有产生明显的涡流。

2.4　流场动态变化

为了得到滑阀开度对阀内流场的动态影响特性，对当阀芯以速度

v x

移动时，滑阀出口流量、阀芯受力和流场内最大湍动能的变化情况进行分析。

图10示出3种滑阀出口流量

Q

随时间的变化曲线。在0.08 s之前，流量几乎稳定在一个较小值，约为0.5 kg/s，这是由于滑阀的进、出口始终处于关闭状态。在0.08 s之后，随着阀口开度逐渐增大，出口流量急剧增大。其中，典型滑阀出口流量最大（约为3.6 kg/s），双曲滑阀次之（约为2.8 kg/s），涡轮叶片式滑阀最小（约为2.5 kg/s）。这是由于典型滑阀较大的过流面积有效降低了沿程流阻，使得在相同的进、出口压差下，典型滑阀更易于流体的流动。随着滑阀的继续移动，出口流量急剧下降，从0.3 s开始，滑阀反向滑动，3种滑阀出口流量最大值与正向滑动时相同，但典型滑阀和涡轮叶片式滑阀出口流量呈现不同的变化趋势。而双曲滑阀因其结构对称，滑阀正、反向移动对其流量的变化趋势影响不大。

图11示出流体对滑阀的静压力随时间的变化曲线。由图可知，典型滑阀中流场对阀芯的静压力始终大于双曲滑阀和涡轮叶片式滑阀中。在0~0.2 s之间时，静压力随着阀口的开启和关闭先减小后增大，表明静压力的变化趋势和流量的变化趋势呈反比。由伯努利方程可知，在0.2~0.4 s之间，流体流量较小，对阀芯产生的静压较大。

研究表明，阀芯所受横向静压与阀芯结构、阀口开度及流量相关^{［6，12，16］}。液压油对阀芯产生的横向力

F x

计算式如下：

F x = ρ Q u i n c o s θ i n - u o u t c o s θ o u t

（7）

式中，

u i n

，

u o u t

分别为进、出口流速；

θ i n, θ o u t

分别为入口射流角和出口射流角。

不同结构滑阀的主要区别在于

θ i n

和

θ o u t

不同，以及相同流量下，进、出口开度不同导致的流速差异。因此，对于典型滑阀，

θ i n

和

θ o u t

相同，约为90°，液压油对阀芯产生的横向力波动较小；对于双曲滑阀，

θ i n

和

θ o u t

也相同，约为45°，液压油对阀芯产生的横向力受进、出口流速差异影响，与阀芯位置相关性较大；对于涡轮叶片式滑阀，

θ i n

约为90°，

θ o u t

约为30°，液压油对阀芯产生的横向力受阀芯结构和进、出口流速差异影响较大。

图12示出流场内最大湍动能

E

随时间的变化曲线。

由图可知，典型滑阀流中最大湍动能大于双曲滑阀和涡轮叶片式滑阀。与图9、图10对比可知，流体进口开度较小时，流场内出现较大漩涡，湍动能也较大，如图12中0.2，0.4，0.8 s时所示。综上，阀芯位移大小和方向的动态变化对滑阀内流场特性有着根本性的影响，且圆弧形阀芯，如双曲阀芯和涡轮叶片式阀芯，能够明显降低阀腔内最大湍动能和出口负压回流。

3　结论

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（1）阀芯位移决定阀口开度，继而影响速度场和压力场。滑阀移动方向的动态变化对非对称式阀芯滑阀内流场的速度、压力和湍流分布影响较大，而对对称阀芯式滑阀影响较小。

（2）典型滑阀阀口全开情况下，流量最大约为3.5 kg/s，随着阀口的闭合，入流口速度增大，阀芯受力最大约为200 N。阀芯在正、反方向调节过程中出现流量振荡和负压回流问题，导致流场的不稳定，湍动能最大约为400 J/kg。

（3）双曲滑阀结构对称，阀口全开时，流量最大约为2.8 kg/s。阀芯移动方向对流场的波动特性影响较小，最大湍动能约为330 J/kg，滑阀所受静压力最大约为150 N。

（4）涡轮叶片式滑阀因其较大的入流边界，在阀门开启过程中表现出优越的流量调节、压力分布和湍流抑制能力，最大湍动能约为340 J/kg，在闭合过程中湍动能约为390 J/kg。

参考文献

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文献

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2025年第53卷第4期

引用本文

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doi: 10.3969/j.issn.1005-0329.2025.04.014

接收时间：2024-10-30
首发时间：2026-10-20
出版时间：2025-04-30

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收稿日期：2024-10-30
修回日期：2025-03-01

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¹同济大学机械与能源工程学院，上海 201804

²同济大学国家土建结构预制装配化工程技术研究中心，上海 200092

³上海船舶电子设备研究所，上海 201108

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https://castjournals.cast.org.cn/joweb/ltjx/CN/10.3969/j.issn.1005-0329.2025.04.014

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2种不同金属材料的力学参数

科 Family	属数 Number of genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)	属 Genus	种数 Number of species	占总种数比例 Percentage of total species (%)
鹅膏菌科Amanitaceae	2	11	5.26	鹅膏菌属 Amanita	10	4.78
小菇科 Mycenaceae	2	12	5.74	丝盖伞属 Inocybe	5	2.39
多孔菌科 Polyporaceae	8	14	6.70	蜡蘑属 Laccaria	5	2.39
红菇科 Russulaceae	3	23	11.00	小皮伞属 Marasmius	6	2.87
				小菇属 Mycena	11	5.26
				光柄菇属 Pluteus	5	2.39
				红菇属 Russula	17	8.13
				栓菌属 Trametes	5	2.39

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TxT

参数	数值
滑阀入口压力 $p i n$ /MPa	1.0
滑阀出口压力 $p o u t$ /MPa	0
液压油密度 $ρ$ /（kg·m^-3）	860
液压油黏度 $μ$ /(Pa·s)	0.025

参数

数值

滑阀入口压力

p i n

/MPa

1.0

滑阀出口压力

p o u t

/MPa

液压油密度

ρ

/（kg·m^-3）

860

液压油黏度

μ

/(Pa·s)

0.025