液压阀作为液压系统的重要组成元件，因其具有运行平稳、传递能力范围大和操作简便等优点，被大量运用于液压系统中。但为了达到一定的性能要求，阀内部通常会被设计成复杂的节流降压结构，这可能会导致阀内流场产生复杂的漩涡结构，而阀内漩涡是诱发空化、振动及噪声的主要原因^［1-3］。因此，国内外诸多学者对阀内复杂漩涡流动开展了大量研究。

Bernad等^［4］采用改进的空化模型对液压阀内的空化现象进行了数值模拟，发现阀内有几个大小不一的漩涡，且这些漩涡与阀内空化区域有很大的关系。陆亮^［5］对U型阀口流场进行数值模拟，并截取阀口各截面流线图进行比较，发现各截面均近似对称分布两对漩涡，且距离阀口越近漩涡强度越大，漩涡中心压力较小，这可能会影响阀内空化分布。王鹏等^［6］针对某喷嘴式汽轮机调节阀在额定工况时的三维流动，采用计算流体力学方法对阀内流场进行数值计算，发现阀内存在较多的漩涡低速区，且存在较大区域的分离流及二次流。吴石等^［7］利用数值模拟方法对阀内流场进行研究，发现随着所研究的3种阀门开度的减小，阀内均出现两个流向相反的漩涡，同时，实验表明，阀下游有漩涡的流噪声大于阀上游的流噪声，说明阀附近的漩涡是产生流噪声的主要原因。为了研究流动漩涡问题，一系列基于速度梯度张量的涡识别方法被提出，例如Q准则、Δ准则、 $ {\text{λ}}_{2} $ 准则和 $ {\text{λ}}_{\mathrm{c}\mathrm{i}} $ 准则^［8-11］ ，它们是目前应用比较广泛的方法。2016年Liu等^［12］提出了一种名为Ω的涡识别方法，最近，Liu等^［13］在第二届上海涡与湍流研讨会上提出了基于Ω_R方法改进的Ω−Liutex涡识别方法。陈修高^［14］利用Q准则研究了阀内漏流场的漩涡，发现阀的内漏涡团与脉动声源密切相关。Zhang等^［15］为了研究可逆式水泵水轮机运行的不稳定性与涡流的关系，采用Ω方法分析了5种典型工况下涡的分布。Wang等^［16］针对涡轮转子流道内流动的复杂涡结构，采用Liutex等多种涡识别方法来分析涡轮转子通道中的涡结构及其演变。

以上这些研究一般只是研究阀内单一的漩涡，或者只运用了单一的涡识别方法，学者们对于多种复杂的阀内漩涡研究较少，且对于不同涡识别方法在识别阀内漩涡时的区别的研究较少。本文针对液压阀内漩涡流场及其诱导振动噪声的非定常流动激励力特性，采用计算流体力学方法对其内部漩涡流动进行数值计算，分析液压阀的性能特性，以及阀内复杂漩涡流动与压力脉动的关系，并对比4种涡识别方法对阀内漩涡识别的区别，为阀内漩涡流动的识别提供依据。

1 模型和监测位置

以某液压阀为研究对象，其模型示意图如图1所示，其中：h为调节套已开行程；h_max为调节套最大行程。液压阀由阀芯、调节套及密封圈三部分组成，其中进、出口在阀芯内部，阀芯上部和下部各分布8个旁通孔。液压油工作时由入口段分散到8个下旁通孔后到达环形流道，之后再通过8个上旁通孔汇集到出口段。通过旋转调节套可无极更改各节流口的节流面积。本文将该阀门开度K定义为h与h_max之比，即

$\qquad {K} =\dfrac{h}{{{h_{\max }}}} \times 100\text{%} $

(1)

图2为液压阀开度为25%时1/8流体域示意图。该液压阀的流体介质为32＃抗磨液压油，油温为20 ℃，密度为870 kg·m³，动力黏度为8.57 × 10⁻² Pa·s。在本文工况下，阀内最低压力远远高于液压油饱和蒸汽压和气液分离压，故无需考虑空化^［17］。

图3为研究阀内流动漩涡的检测截面和监测点示意图，其中：XY截面为主流方向上的纵向截面；XZ₁为8个上旁通处的横向截面；XZ₂为8个下旁通处的横向截面；R截面为周向等值面；其余4个监测点为压力脉动监测点，各监测点根据漩涡位置而设定，其中p1处于角涡位置，p2处于迪恩涡^［18］位置，p3处于对冲涡位置、p4处于分离涡位置。

2 数值计算方法 2.1 网格划分及计算方法

为保证进、出口流动能够充分发展，避免由于回流导致的计算误差，将流体域进、出口段进行延长处理，采用网格划分软件ANSYS−ICEM对液压节流阀流体域进行全局六面体结构化网格划分。为准确捕捉边界层流动，将第一层网格高度设置为0.02 mm，网格增长率为1.1，近壁面网格y^＋<1.2，符合大涡模拟（LES）计算要求。流体计算域网格及边界层示意图如图4所示。

本文采用ANSYS−FLUENT软件计算节流阀内部流场。稳态计算选取的湍流模型为RNGk−ε模型，计算收敛残差为1 × 10⁻⁶。非定常流场的初场由阀内流场的定常数值解给出，采用大涡模拟中的动力 WMLES S−Ω亚格子模型求解非定常N−S方程，且采用Coupled算法，时间步长Δt=0.000 025 s，计算4 000个时间步长，总计算时长为0.1 s，以获得阀内湍流场的基本特征以及内壁面压力脉动。

2.2 网格无关性验证

在进行各工况下的数值模拟之前，为了降低网格数量对计算结果的影响，在阀门开度为25%，进出口压差为1～5 MPa工况下，分别选取625万、807万、1 020万和1 320万网格数量进行网格无关性验证，且采用出口体积流量作为考核指标，计算结果如图5所示。从图中可以看出，4种网格数量下的计算结果趋势一致，但进出口压差越大，出口体积流量相差越大。在进出口压差为5 MPa时不同网格数量下的出口体积流量差值最大，且625万网格数量下的出口体积流量远远高于其他网格数量下的，1 020万和1 320万网格数量下的计算结果已基本稳定。网格数量过大会导致时间和计算资源的浪费，因此当计算精度在可接受范围内时，综合考虑时间成本和计算精度，选取1 020万网格数量进行数值计算。

3 结果与分析 3.1 流量及压力损失特性

为了获得液压阀的流量特性，本文在液压阀进出口压差Δp分别为1、2、3、4、5 MPa，阀门开度分别为25%、50%、75%、100%，共计20个工况下进行了数值模拟。

图6为液压阀在不同进出口压差和阀门开度下的流量特性曲线。由图可知，随着阀门开度的增加，流量特性曲线的斜率变化趋于平缓，说明由单位阀门开度引起的流量变化逐渐减小。以进出口压差为5 MPa为例，阀门开度为50%时的流量比阀门开度为25%时增加237 L·min⁻¹，而阀门开度为100%时的流量比阀门开度为75%时增加47 L·min⁻¹。由此可见，随着阀门开度增大，流量的增长趋势逐渐放缓。此外，阀门开度相同时，单位压差引起的流量变化随压差增大而减小。以阀门开度100%为例，压差为2 MPa时的流量比压差为1 MPa时的增加127 L·min⁻¹，压差为5 MPa时的流量比压差为4 MPa时仅增加14 L·min⁻¹。由此可见，随着进出口压差的增加，流量的增长趋势也逐渐放缓。这是由于该液压调节阀的流量特性为快开型，在阀门开度增大时，上旁通孔节流面积增大，同时下旁通孔及环形流道的节流面积减少所导致的。

为进一步研究液压阀内局部损失特性，对阀内流道进行分段研究，共分成下旁通孔节流段、环形流道节流段和上旁通孔节流段3个节流段，提取各节流段上、下游压力，计算各节流段在不同阀门开度时的局部压力损失系数，即

$\qquad \zeta = \dfrac{{2\Delta {p_0}}}{{{v^2}\rho }} $

(2)

式中： $ \xi $ 为局部压力损失系数；Δp₀为节流段前后压差； $ v $ 为平均流速； $ \rho $ 为液压油密度。

图7为各节流段的局部压力损失系数。由图可知，阀门开度为25%时，上旁通孔节流段的局部损失系数最大，为59.06，环形流道节流段的局部损失系数最小，为4.05。随着阀门开度逐渐增大，上旁通孔节流段的局部损失系数急剧减小，环形流道节流段的略微下降，下旁通孔节流段的略微增大。由此可见，随着阀门开度增大，阀内各节流段的节流能力变化趋势并不一致，阀门小开度时上旁通孔的节流降压能力高于下旁通孔的，阀门大开度时上旁通孔的节流降压能力低于下旁通孔的。

3.2 阀内流场分析

为分析阀内漩涡结构的流动特性，截取XY截面作为分析面。图8为不同阀门开度下XY截面的流线图，该截面存在3对对称但形态大小不一的漩涡，其中：漩涡1为角涡；漩涡2为对冲涡；漩涡3为分离涡。角涡位于流动死区，各阀门开度下角涡的形态大小大致相同，漩涡小且稳定，不会对阀门振动产生太大的影响。但工业上液压阀内液压油含有一定的杂质，如果该涡区流动长期为死区则可能会导致杂质堆积，对阀门运行造成恶劣影响。对冲涡位于8个上旁通孔的对冲区域。该漩涡的形成是由于8个流道对冲方向与出口的主流方向垂直，流体受到对冲挤压形成的旋转方向相反且对称的对冲涡。随着阀门开度增大，流体经8个上旁通孔后汇聚时与XZ₁平面的夹角更小，对冲强度更高，导致对冲涡的形状呈三角形。该对冲涡不利于流体的流动，会导致流体旋转剪切从而增大流动损失。出口管壁分离涡^［19］是由于阀内流动从水平向内对冲流动转成轴向向上流动时在管路侧壁上发生分离所形成的。随着阀门开度增加，分离涡逐渐变得更加扁长，并且流动分离再附点距离更远。

图9为不同阀门开度时XY截面压力、速度云图，各分图中压力云图和速度云图合并显示，左侧为压力云图，右侧为速度云图。由各分图左侧压力云图可知，阀门开度为25%时压降集中在上旁通孔处，由于该处的节流面积相对阀内其他节流段的最小，其节流降压能力最强。随着阀门开度逐渐增大，另外两个节流段的节流面积减小，节流降压能力随之增强。最典型的是阀门开度为100%时的压力分布，如图9(d)所示，此时阀内压力梯度分布分散，相对于小开度来说，上旁通孔处局部流动紊乱度减小，但整体流动紊乱增加。由各分图右侧速度云图可知，阀内最高流速并不是完全随着阀门开度的增大而减小的，各阀门开度下的最大流速分别为105、95、80和80 m·s⁻¹，呈先减小后持平的趋势。这是由于当阀门开度小于50%时，随着阀门开度增大，上旁通孔节流面积增大的程度大于下旁通孔节流面积减小的程度；而当阀门开度大于50%时，随着阀门开度增大，上旁通孔节流面积增大的程度大约与下旁通孔节流面积减小的程度持平。该结论与图7中显示的随着阀门开度增大各节流段损失系数的变化趋势一致。

3.3 不同涡识别方法的比较

Powell提出的涡声理论认为，低马赫数条件下的等熵绝热流体产生的流体动力场和辐射声场的基本且唯一的源是涡。为研究不同漩涡识别方法捕捉液压阀内复杂漩涡结构的特性，选取4种典型的漩涡识别方法针对该阀在阀门开度为25%时的漩涡流场进行对比研究。图10(a) ～ (d)分别为利用Vorticity法、Q准则、Ω方法、及Ω−Liutex方法等涡识别方法得到的XZ₁和R截面处涡流线图。

综合比较不同涡识别方法的5项指标：①迪恩涡的捕捉，迪恩涡存在于与主流垂直方向上的截面，是横向二次流，旋转速度相对较慢。②分离涡的捕捉，分离涡是由于节流口特殊孔型导致的流动分离所形成的涡，该涡与主流处于同一平面，剪切作用较强。③边界层是否掺混，边界层的掺混会对涡的识别造成阻碍，如果涡与边界层距离近，甚至合在一起，此时就难以辨清涡和边界层。④涡的中心是否明确，涡的中心不明确会导致对于涡中心位置的判断出现偏差。⑤阈值敏感性，从图10中涡的云图的切面图可以看出涡的梯度，如果涡的梯度过大，过渡过于剧烈，会导致生成三维涡核心图时对于阈值的设置过于敏感，从而微调阈值会对涡核的形状大小造成较大的影响。各涡识别方法比较结果如表1所示，可见Ω−Liutex方法对于液压阀内漩涡的识别更为适用。

3.4 压力脉动分析

为研究液压阀内漩涡流动的非定常流动激励力特性，分别在各漩涡区域设置压力脉动监测点。图11为各监测点压力脉动频谱图。由图可知，不同监测点压力脉动差异较大，各监测点压力脉动频谱呈宽频特征，没有明显的特征频率。

p1处整体脉动幅值与其他监测点的相比最小，压力脉动较大的频率范围主要集中在中高频，各阀门开度下的频率特征基本一致，但脉动幅值随着阀门开度增大而增大。这是由于随着阀门开度增大，角涡的形态特征没变，但流量增大。p2处压力脉动幅值并不是随着阀门开度增大而增大，而是在阀门开度为50%时最大。这是因为压力脉动不仅受流量影响，还受具体流态影响，在阀门开度分别为25%、50%和75%时该位置均存在迪恩涡，而在阀门开度为100%时不存在迪恩涡。受流量和漩涡的叠加影响，p2处整体压力脉动幅值相对于其他监测点的更高，且受流量影响较小，而受漩涡影响较大。p3处压力脉动幅值随着阀门开度增大而增大，但频谱特性变化不大。这可能也是由于阀门开度增大导致流量增大所致。p4处压力脉动幅值随着阀门开度增大而增大。这是因为随着阀门开度增大，主流的碰撞、挤压更剧烈，流动分离再附点更远，分离涡更扁长，流体分离后受主流的挤压从而剧烈地拍击在两侧阀壁上，因此流体压力脉动更剧烈。

4 结 论

本文以液压阀为研究对象，采用计算流动力学方法对阀内部漩涡流动进行数值计算，分析了液压阀的性能特性、内部复杂漩涡结构的流动和流动激励力特性，并对比了4种典型漩涡识别方法捕捉液压阀内漩涡结构的特性，得出的主要结论为：

(1) 通过对不同进出口压差/不同阀门开度下的工况数值模拟计算，得出液压阀为快开型流量特性，该阀存在3个节流结构不同的节流段。随着阀门开度增加，各节流段的节流能力的变化趋势并一致。

(2) 液压阀内部存在4种典型的漩涡结构，分别为角涡、对冲涡、分离涡和迪恩涡。各漩涡的形成原因不同，所导致的流动问题也不同，且漩涡的形态会随着阀门开度的变化而变化。

(3) 在不同工况下，迪恩涡区域的压力脉动均较强。受流量和漩涡叠加影响，迪恩涡区域的压力脉动与阀门开度不是线性相关，在阀门开度为50%时，迪恩涡区域的压力脉动幅值为68 163 Pa。

(4) 对比4种不同涡识别方法发现，对于液压阀内复杂的漩涡流动，Ω−Liutex方法能较为准确地识别出迪恩涡和分离涡，并且会更少掺混剪切与边界层，有助于识别液压阀内漩涡结构。