マイクロフローコントロールバルブの構造改善とパラメータの最適化

Dec 30, 2023

Scientific Reports volume 13、記事番号: 6850 (2023) この記事を引用

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バルブコアの移動時のバルブコアとバルブスリーブ間の固着現象に着目し、バルブコアを回転させるために必要なトルクが大きいという問題を解決するために、バルブコアの流体-固体連成シミュレーション解析を行っています。この研究では、バルブコアのバルブコア構造が改善され、鳥のコロニーアルゴリズムに基づいてパラメータが最適化されました。 バルブスリーブとバルブコアの組み合わせ構造が研究され、Ansys WorkBenchによって流体-固体結合モデルが確立され、構造改善とパラメータ最適化の前後のバルブスリーブとバルブコアの静的構造シミュレーション解析が実行されます。 三角形バッファタンク,U字型バッファタンクおよび結合バッファタンクの数学的モデルを確立し,鳥群最適化によって結合バッファタンクの構造パラメータを最適化した。 結果は、三角形のバッファタンクは優れた減圧効果を持っていますが、影響が大きく、U字型のバッファタンクの圧力は安定していて穏やかですが、減圧効果は理想的ではありませんが、結合バッファタンクは明らかな減圧効果と良好な安定性を示しています。 同時に、結合バッファタンクの最適な構造パラメータは、切り込み角 72、平面角 60、深さ 1.65 mm です。 結合バッファ溝の優れた構造とパラメータが得られるため、バルブポートの重要な位置での調整バルブの圧力バッファが最高の効果を達成し、バルブコアの固着問題を解決するための効果的な解決策が提供されます。作動時の調整弁の作動状態。

現在、マイクロ小型油圧制御弁はチンでますます広く使用されています。 国内外の研究者やメーカーは、その理論、構造、パラメーターについて多くの調査を行ってきました1、2。 レギュレータは弁ポートの開度を変化させることで流体を制御し、負荷を駆動します。 その調整能力は、油圧システムの安全かつ効率的な動作にとって非常に重要です3。 スプールとバルブスリーブは、作動ペアの構造とコントロールバルブの作動能力のパラメーターにとって非常に重要です。 Luo Yuxuan ら 4 は、バルブ工学用途におけるストック スプールの原因を分析し、まとめました。 スプール固着の原因は、加工精度や組立誤差による機械的な原因と、スプールの固着による原因とに大別されます。 スプール上の流体作用のアンバランスなモーメントによって引き起こされる油圧上の理由。 高圧条件下での流体の粘性加熱によって引き起こされる熱的原因と、バルブフィットクリアランス内の粒子の滞留によって引き起こされる汚染の原因です。 2D 電気油圧比例方向切換弁スプールの固着現象を目的として、Liu Guowen ら 5 は、偏心の有無にかかわらず 2D スプールの半径方向のクランプ力を体系的に分析しました。 MATLAB ソフトウェアを使用して、2D スプールの半径方向のクランプ力、偏心、および高圧穴と低圧穴の間の角度の間の関係を計算します。 2Dバルブの特性に応じて,2D電気油圧比例方向切換バルブスプールの改善策を提案した。 バルブコア表面の流れ場は、Fluent ソフトウェアを使用して CFD によってシミュレートされます。 改善前後の速度ベクトルと圧力分布を比較し、改善策の正しさを検証します。 Pei Xiang et al.6 は、ロータリーバルブとスライドバルブのスプールのさまざまなクランプ現象を比較しました。 ロータリーバルブの半径方向の不平衡力を理論的に解析し,ロータリーバルブのクランプ現象を軽減するためのいくつかの具体的な対策を提案した。 将来のロータリーバルブの設計と応用に役立つことを目的としています。 Sun Zegang 他7,8。 U字型とV字型の絞り溝構造がバルブのキャビテーション性能に及ぼす影響を研究しました。 遺伝的アルゴリズムによって最適化された絞り溝構造を改良することにより、バルブの耐キャビテーション性能が明らかに向上します。 Li Weijiaら9は、粒子群最適化アルゴリズムを使用して、一定の圧力差の条件下で、単一のU字型、斜めU字型、およびV字型のベース絞り溝を備えたスライドバルブのバルブ開度-流量特性を研究しました。一定の圧力差の条件下での弁開度-流量特性の要件を満たす最適な絞りスロットのサイズが得られます。 Cao Jia Hao ら 10 は、緩衝溝を備えた新しいタイプの制限構造を設計しました。これにより、構造の剛性が弱まり、衝撃エネルギーの減衰散逸が改善されました。 ANSYS ソフトウェアを通じて、元のリミット バッファ構造のパラメータ反復最適化解析が実行され、合理的な構造パラメータの組み合わせが見つかります。 次に,時間領域法に基づく構造の過渡動的性能をLS-DYNAソフトウェアによって考慮し,従来の制限構造と新しいタイプの制限構造の緩衝効果を比較した。 Wu Weidong et al.11 は、ある種の負荷感応バルブの流量調整範囲が小さく、U 字型絞り溝の応答が遅いという問題を解決し、バルブ開度との関数関係を分析することによって Ω 型絞り溝を設計しました。そして流れ領域。 粒子群最適化 (PSO) アルゴリズムは、流量ゲインを目標として組織パラメータを最適化するために使用されます。 Zhang Zhandong et al.12 は、可逆弁のメインスプールの半径方向の流れ穴の肩に K 字型のスロットル スロットを追加し、K 字型のスロットル スロットの等価流路面積を求める計算方法を提案しました。炭鉱油圧サポートの逆転弁の弁ポートの流路面積勾配が大きく、オンオフ制御機能しか実現できず、圧力の上昇が急激で圧力が誘導されやすい状況では、支援油供給システムの影響。 バルブポートの流路面積勾配を積極的に調整・制御するという目的を実現できます。 Zhang Liqiang et al.13 は、スライドバルブの過剰な内部流量によって引き起こされるバルブポート圧力の影響の問題を目的としています。 分析後、スロットル溝構造パラメーターがその流れ特性に与える影響。 遺伝的最適化アルゴリズムを使用して,流量の高速応答特性と圧力衝撃性能を満たすU字型絞り溝のパラト解セットを取得した。 最適化の結果は、特定のスロットル溝構造パラメーターを選択することによって検証されます。 Li Ping14は、新型絞りタンク(U-V結合タンク)の改良スキームを提案し、粒子群最適化アルゴリズムを使用して絞り溝の構造を最適化し、最適な構造パラメータを取得した。 同じバルブ開度において、新しいスロットル溝の流路面積は元の値（U 字溝）よりも大きくなります。 マルチチャンネルバルブが定格流量に達すると、新しいバルブの開度が減少し、流量調整範囲が増加します。 Yi Shengら15は、シングルU字形、斜めU字形、V字形、2U字形、3U字形、U+V字形の6種類の絞りスロットの開口流量特性に関するシミュレーション研究を実施した。 ; MABLATのGUIモジュールを使用して、粒子群最適化に基づくスロットルスロットの最適化設計ソフトウェアを開発します。 Fang Guihua et al.16 は、U 字型絞り溝の定常状態の流体力に対するさまざまなパラメーターの影響を研究し、U 字型絞り溝の高さが幅よりも大きな影響を与えると考えました。

分析を通じて、通常の使用条件下では、調整弁、特にバルブポートの重要な位置での圧力衝撃が発生しやすく、これがバルブコアの変形につながり、その後、バルブコアとバルブスリーブの移動時のクランプ現象。 この問題を解決するために、具体的な解析では、まず調整弁の構造モデルを単純化して、それを計算・検討するための数学モデルを確立し、三角バッファタンクとU字型バッファタンクの計算・解析結果を取得します。 , 次に、結合バッファタンクが提案され、鳥コロニーアルゴリズムによって結合バッファタンクのパラメータが最適化されます。 これにより、独自のバルブコア構造が改善されました。 最後に、調整弁の弁ポート構造の最適化前後の流体-固体連成シミュレーションの比較解析を通じて。 緩衝溝を組み合わせることでバルブコアの圧縮変形を低減できると結論付けられる。

この論文では、流量を調整できるマイクロコントロールバルブについて説明します。 その作動機構は油圧ロータリーバルブのカテゴリーに属し、その構造は図1に示されています。主にシフトレバー、シフトブロック、スラストベアリング、バルブスリーブ、バルブコアで構成されています。 マイクロ流量調整弁は、モーターを介してシフトレバーを回転駆動し、シフトブロックを介してバルブコアを回転させることで開口径を調整することで流量を制御します。

マイクロ流量調整弁の二次元組立図。

マイクロ流量調整弁はモーターのバルブコアの回転により開口部の大きさを調整し、出口流量を制御します。 図2に示すように、オイルは入口からバルブに入り、バルブハウジング内の流路を流れ、バルブコアに流入することが立体図の矢印で分かります。 バルブコアが回転すると、バルブコアの弁口とバルブスリーブの弁口が一致し、一致位置からバルブコア内のオイルがバルブスリーブから流出し、バルブハウジングの流れを流れます。通路を通ってオイル出口から出ます。 全体的な流体の流れの方向は、図の矢印と一致しています。

マイクロフローコントロールバルブの油流図。

図3に示すように、バルブスリーブとバルブコアの組み合わせの3次元モデルは、上記の部品図を通じて確立されます。 バルブスリーブの動作原理は次のとおりです。広がったウエスト形状のバルブポートがバルブスリーブの同じ環状面に120度の間隔で配置され、環状溝のバルブポートがバルブの環状面に配置されています。コアは 120°間隔で配置されており、バルブ スリーブ上の隣接する 2 つのバルブ ポートごとにバルブ コアの環状バルブ ポートが対応しています。 スプールが回転すると両者の一致度が変化します。

バルブスリーブとバルブコアの組み合わせ構造。

サーボモーターの駆動によりシフトレバーが回転し、シフトフォークブロックがバルブスリーブ底部の円弧溝内を往復運動します。 図4に示すように、バルブスリーブ底部の円弧溝の角度は90度であるため、バルブコアの最大回転角は90度になります。作動バルブコアが円弧溝内を円周方向に往復運動すると、開度一致が発生します。バルブスリーブとバルブコアの度合いが変わり、オイル量を調整することができます。

ロータリーバルブの作動部。

バルブコアとバルブスリーブで形成される密閉キャビティを研究対象として、バルブポートキャビティ内の圧力変化は次の式で計算できます。

ここで、 dp は調整弁の弁ポートキャビティの油圧差です。 dV は調整弁の弁ポートキャビティの油量差です。 βe はオイルの弾性率 (MPa) です。 V は調整弁のオリフィスキャビティ内のオイルの初期体積 (m3) です。

調整弁の弁ポート容積の初期容積をVとすると、圧力式は式(1)により導かれます。 (1)、式は次のようになります。

ここで、 ω は調整弁の速度 (°/s) です。 θは調整弁のローター角度（°）です。

弁ポート容積内のオイルの体積は \(dV/dt\) で表すことができ、調整弁の弁ポートキャビティ内のオイルの圧力勾配式は次のようになります。

三角形緩衝溝の三次元構造は三角形の椎体とみなすことができ、その平面原理は三角形と円の相対運動である。 そのサイズは、図 5 に示すように、切断角 Ф と平面角 α の 2 つのパラメータによって制御されます。

バルブスリーブウエスト溝に接する三角形のバッファ溝の模式図。

バルブコアのU字溝のバルブポート先端に三角形の緩衝溝を設けています。 まず、バルブコアの回転運動をバルブコアの回転角度に相当する平面運動に展開します。 膨張後は、バルブコアの U 字溝の下方への変位 L として見ることができます。 次に、バルブコアのU字溝とバルブスリーブのくびれ溝の相対運動を平面運動に拡張し、数学モデルに単純化する。 次に、図 6 に示すように、解析と解決のために幾何学的モデルが確立されます。

三角バッファタンクモデル確立の座標図。

三角錐の断面が常に鈍角であるとすると、深さ角度と平面角度の関係は次のようになり、次のように表すことができます。

連立解方程式 (5) ～ (7) は、P(xP, yP)、Q(xQ, yQ) として個別に解くことができます。 2 つの点 P と Q を代入します。PQ 線形方程式は次のように取得できます。

図7に示すように、バルブコアの三角形のバッファ溝により、三角形のバッファ溝の数学的モデルが単純化されます。 この状態で、平面ΔADCがバルブコアのU字型バルブポートの作業面と一致する空間直交座標系が確立され、バルブスリーブのウエスト溝が三角形になる過程でバッファ溝、任意の断面ΔPQMが鈍角三角形である場合、ΔPQMの面積は三角形溝の流れ面積として定義されます。

三角形バッファタンクの数学モデルの空間座標系。

断面が鈍角に保たれた三角形の場合、深さ角度と平面角度の関係は次のようになります。

次に、A(a cos φ、a sin φ − rθ) の点を座標原点とする空間直交座標系を構築し、過電流領域 ΔPQM を解きます。

この方程式は、線形方程式 PQ に N(xN, a sin φ − rθ) の点を代入することで得られます。 図7からわかるように、M(xN, yN, z)の点を仮定します。最後に、上記の式を組み合わせることで、三角形のバッファスロットの式は次の式のように得られます。 (15)。

調整バルブはマイクロ油圧部品であるため、調整バルブのバルブポートキャビティに流入または流出する三角形のバッファ溝の体積変化は、スロットルオリフィスの流量式に従って次のように求めることができます。

ここで、 Cq は流量係数です。 調整弁の入口と出口の圧力差（MPa）です。 A はバルブポートキャビティの絞り領域です。 ρは作動油の密度（kg/m3）です。

上式によれば、弁ポートキャビティに流入または流出する三角緩衝溝の容積が調整弁の動作に変化するとき、弁ポートのキャビティは弁スリーブと弁コアによって囲まれ、キャビティ内のオイルの量は式に基づきます。 (15) と (16)。 三角形のバッファ溝構造の下での調整弁の弁ポートのシール室の圧力勾配方程式は次のように得られます。

式では、過電流領域のみが可変値で、残りは固定値であり、次のように設定できます。

上記の理論的解析に従って、MATLABを使用して数値シミュレーションを実行し、図8に示すように、三角形のバッファ溝構造の下でのさまざまな切断角度およびさまざまな平面角度の下での時間の経過に伴う圧力勾配の曲線を計算によって取得できます。図に示すように、バルブスリーブとバルブコアの組み合わせ構造のバルブポートキャビティ内の圧力勾配は、バルブコアの回転に伴って徐々に増加します。 図 8a は、平面角度が固定値に設定されている場合に、さまざまな切断角度を変更することによって得られる圧力勾配の曲線を示しています。 切削角Ф = 63°では、圧力勾配は大きいものの、圧力影響は比較的大きくなります。 圧力勾配が大きく変化し、圧力の影響が小さい場合、最適な切断角 Ф = 72° を選択する必要があります。 図 8b は、切断角度が固定値に設定されている場合に、さまざまな平面角度を変更することによって得られる圧力勾配曲線を示しています。 一定の圧力勾配の必要性を考慮し、圧力の影響を最小限に抑える場合、平面角は β ϵ (45°、81°) を選択する必要があります。 したがって、圧力勾配曲線の結果を総合的に考慮すると、三角緩衝溝は、切込み角Ф = 72°、平面角β ϵ (45°、 81°）。

三角バッファタンクの時間に対する圧力勾配の曲線。

U字型バッファタンクは、半円筒形の断面と等断面積の断面から構成されていることがわかり、その構造の大きさは幅bと深さhで決まります。バルブコアのU字型バルブポートに溝を配置。 半円筒部でU字溝が開くと流路面積は急激に増加し、等断面積部に移行しても流路面積は変化しません。

このとき、図9に示すように、U字状の緩衝溝がくびれ状の溝にちょうど接触したとき、円の中心とその接点と水平方向とのなす角度を と定義します。回転した半円筒セグメントの接線角をφ、Ｕ字状の緩衝溝の深さと幅をｂとし、直交座標系を確立する。

U字型バッファタンクモデル確立座標図。

図 9 に示すように、確立された座標系を取得できます。

これらの変数の軸は φ ∈ (0, π/2) です。 これは、上記の式の計算によって取得できます。

単純化モデルの直交座標系を確立します。 半円 O の方程式と半円 OB の方程式を次のようにします。

このうち、ｈはＵ字状の緩衝溝の溝深さである。 幾何学的解析によると、面積Sは主にKTの長さに関係しますが、直線KTに関しては図10に示すように3つの場合に分けられます。

バルブスリーブのU字型緩衝溝と腰溝との接線関係の理論解析図。

図10aに示すように、L ∈ [0, CE]の場合、2つの半円が2つの点KとTで交差していることがわかります。

図 10b に示すように、L ∈ [CE, DE] の場合、点 K は円と交差し、点 T は直線と交差することがわかります。

図 10c に示すように、L ∈ [DE, (a + b) sin φ] のとき、2 つの点 K と T が直線と交わることがわかります。

上の方程式を同時に解くと、点 K(xK, yK) と T(xT, yT) が得られます。 モデル解析を単純化することにより、U 字型バッファタンクのオーバーフロー領域であると結論付けることができます。 次の式が得られます。

同様の原理により、弁ポートキャビティの圧力勾配も流路面積のみが可変値となり、残りは固定値となります。 U 字型のバッファ溝に出入りするバルブポートの密閉キャビティの容積が変化すると、バルブポートのキャビティはバルブスリーブとバルブコア構造で構成され、キャビティ内のオイルの量は次のように推定できます。式(17)、(18)、(39)より、U字型緩衝溝構造の調整弁の弁ポートキャビティ内の圧力勾配方程式は次のように求められます。

上記の分析によると、数学モデルは MATLAB によって作成され、同じ深さで異なる切断角度を持つ U 字型バッファ溝の圧力勾配曲線と、同じ切断角度と異なる U 字型バッファ溝の圧力勾配曲線が得られます。計算後にさまざまな深さを取得できます。

図11aに示すように、バルブポートキャビティ内の圧力勾配がバルブコアの回転とともに徐々に増加することがわかります。 切込み角度 \({\varphi }=72^\circ\) は、圧力勾配が大きく変化し、圧力の影響が小さい場合に最適な切込み角度です。 図１１ｂでは、深さｈが徐々に増加するにつれて、圧力勾配も徐々に増加する。 一定の圧力勾配の必要性を考慮した場合。 圧力の影響をできるだけ少なくするため、深さ h ∈ (1.5 ～ 1.7) を選択してください。 したがって、圧力勾配曲線の結果を総合的に考慮すると、切断角度 \({\varphi }=72^\circ\) と深さ h ∈ (1.5–1.7) の場合に、U 字型のバッファ溝が最も減圧効果が高いことがわかります。調整弁の弁口での影響。

uバッファタンクの時間に対する圧力勾配の曲線。

鳥の群れ最適化アルゴリズムは、Xian-Bing Meng らによって提案された新しい生物学的ヒューリスティック最適化アルゴリズムです。 17. このアルゴリズムは、鳥の社会的行動と社会的相互作用から進化した群知能に基づいており、鳥はその生活習慣における採食行動、警戒行動、飛行行動を通じてグループ間で情報を共有します18,19。 これらの社会的行動と相互作用を研究すると、問題を効果的に最適化でき、迅速な収束と局所最適への陥りの回避という利点があります 20,21。 鳥の社会的行動を次のルールに単純化します。

鳥の警戒行動や採餌行動の過程で、それぞれの鳥は警戒行動や採餌行動を任意に変えることができます。

採餌の過程で、食べ物を見つける最高の経験を得るために。 すべての鳥は個体とグループを記録し更新できます。

鳥は警戒しながら群れの中心に移動しようとします。 鳥間の競争の影響を受け、予備力の高い鳥は、予備力の低い鳥よりも群れの中心に近づく可能性が高くなります。

鳥は生産と探索をランダムに切り替え、定期的に別の場所に飛びます。 生産者は最も多くの埋蔵量を持つ鳥ですが、そうでない場合は成長して要求者になります。 他の鳥は、生産者と要求者のどちらかをランダムに選択します。

鳥が餌を探す過程で、鳥はランダムに要求者と生産者に分けられ、要求者は餌を見つけるために生産者を追いかけます。

各規則の下での行動 22、23 が述べられています。B 次元空間に n 羽の鳥がいると仮定します。 時刻 T の位置では、個体は集団で餌を探しています。つまり、時刻 T の鳥の位置は、Xi(i ∈ 1, 2, … N) で表すことができます。

採餌行動: 各鳥がそれぞれの異なる経験を通じて餌を探すとき、ルール 2 に従って数学的な方法を書くことができます。

制御弁の回転中の弁ポートキャビティ内の圧力変化を研究します。 複合圧力溝構造下の密閉キャビティの圧力勾配方程式に従って、弁ポートキャビティ内の圧力が変化します。 したがって、減圧過程でより良い減圧効果を持つ複合圧力タンクのパラメータを取得するために、調整弁のバルブポートキャビティ内の圧力を、異なるカットの鳥群最適化アルゴリズムを使用してシミュレートおよび計算します。 -角度と深さの寸法。

この論文は、結合タンク下の調整弁の弁ポート容積の圧力勾配モデルを目的としており、図に示す鳥群最適化アルゴリズムのアルゴリズム 24,25 のフローチャートに従って結合圧力タンクのパラメータを最適化します。図12. 具体的な処理は以下の通りです。

鳥の群れ最適化アルゴリズムの基本パラメータ（鳥の総数、鳥の粒子寸法、最大反復回数、鳥の飛行頻度、採餌確率、その他のパラメータ）を初期化し、さまざまな条件の下で個体群を生成します。制約。

減圧過程における調整弁の圧力勾配方程式を目的関数として設定し、フロックの位置 \({x}_{i,j}^{t}\) に応じて (Ci) とマークします。 目的関数に従って、各鳥の位置に対応する適応度値 F(x) が計算され、その最適適応度に対応するコードとして初期最適適応度値 F(x1)min と bestlndex が適応度値から選択されます。価値。

鳥の生物学的行動に対応する更新戦略に従って、鳥 rand(0,1) > pi を更新します。鳥は社会的行動の中で採餌行動を選択し、公式に従って更新します。 rand(0,1) > pi の場合、bird タイプの式に従って (48) 警戒行動を実行する。 ステップ 3 が完了したら、ステップ 4 に進みます。

群れの個々の適応度値を再度更新し、直前に計算された適応度値と比較して、次世代の群れの最適適応度値 F(xi)min を更新します。 反復回数 i = 1 および glbol_best = F(xi)min の場合。 glbol_besti−1 と F(xi)min,glbol_besti = min{glbol_besti−1,F(xi)min} のサイズを比較します。

反復が反復終了条件を満たすかどうかを判断します。 i = i + 1 を実行し、このときの反復回数 i と最大反復回数 tmax を比較します。 i < tmax の場合はステップ 3 に戻ります。 それ以外の場合、最適化は終了します。

鳥の群れ最適化アルゴリズムのフローチャート。

一般に、反復の終了条件は、反復が反復制限数を超えてアルゴリズム操作が終了することです。それ以外の場合は反復が継続されます26、27。 三角形のバッファ溝とU字型のバッファ溝は深さと平面角度が最適な範囲にあり、それぞれに利点があるため、2つの溝を組み合わせる場合にはパラメータを最適化する必要があります。 この論文では、鳥の群れアルゴリズムを使用してパラメータを最適化します。 鳥群最適化アルゴリズムのアルゴリズムフローチャートを図 12 に示します。

三角形のバッファ溝と U 字型のバッファ溝は両方とも単独で作業すると特定の欠陥があるため、U 字型のバッファ溝の先端に三角形のバッファ溝を組み合わせたバッファ溝を提案します。 結合バッファ溝は複雑な結合構造であり、バルブポートキャビティの数学的モデルを確立するには、さまざまな段階に分割する必要があります。 2種類の緩衝溝の構造は以前に計算されており,組み合わせた緩衝溝のバルブポートキャビティモデルは上記に基づいて推定される。 図13に示すように、三角バッファタンクの段階からオーバーフロー面積が徐々に増加し、圧力影響が減少します。

複合タンク構造の模式図。

U字型バッファタンクに入ると、オーバーフロー面積が着実に変化し、圧力衝撃が徐々に減少します。 構造的には三角バッファタンクやU字型バッファタンクに比べて複合バッファタンクの方が減圧特性が安定しています。 結合バッファ溝構造の下の流れ領域は、三角形バッファ溝と U バッファ溝が順番に一致するバルブスリーブのウエスト溝とみなすことができます。

結合バッファ溝は三角形バッファ溝と U 字型バッファ溝を組み合わせたものであるため、その面積は両方のバッファ溝の面積に等しくなければならず、したがって 2 つのバッファ溝の長さの比は 2:3 になります。 両方の面積は、それぞれ総面積の 2/5 と 3/5 を占める必要があります。 MATLAB アルゴリズムの計算により、三角形のバッファ溝と U 字型のバッファ溝を比較すると、最適な切断角度は 72 度になります。 このとき、最適な平面角度は４５〜６３°であり、Ｕ字型緩衝溝の最適な深さｈは１．５〜１．７ｍｍである。 複合バッファタンク内の三角形バッファタンクとU字型バッファタンクのサイズ比率に従って、複合バッファタンクのオーバーフロー面積の式を得ることができます。

式(15)、(39)より

バルブスリーブとバルブコアの組み合わせ構造におけるバルブポートキャビティの圧力勾配を目的関数とし、平面角度と深さhを拘束条件とし、圧力勾配を目的関数とします。 合計数を 10、空間次元を 1、反復数を 100、飛行頻度を 8、認知係数を 1、パラメーター a1 と a2 を 1、社会進化係数を 1 に設定します。結合圧力タンクの圧力は、鳥群最適化アルゴリズムを使用して最適化されます。 目的関数は MATLAB ソフトウェアでシミュレーションされ、結果が図 14 に示されています。

目的関数の最適化曲線。

バルブスリーブとバルブコアの組み合わせ構造の下でバルブポート容積の最適な圧力勾配を得るために、導入された適合関数を反復し、適合関数の最小値を反復します。 図 14 に示すように、反復計算が 53 ステップに達すると、鳥の群れアルゴリズムでは目的関数が - 1.94 に収束し始めます。 このとき、平面角45～72°、深さ1.5～1.7mmの最適化結果も得られます。 図15aから、平面角が60°の場合、複合バッファ溝構造の下でバルブポートキャビティ内の減圧過程で変数最適化曲線が安定する傾向があり、減圧の最適値がわかることがわかります。効果が得られる。 図１５ｂより、深さが１．６５ｍｍになる傾向にあるとき、曲線は徐々に安定し、減圧効果の最良の値が得られることがわかる。 組み合わせた緩衝溝の平面角が６０°、深さが１．６５ｍｍの場合に減圧効果が最も優れていることがわかる。

深さ角度と深さの最適化の反復曲線。

最適化の目的は、調整弁の正常な動作を確保しつつ、バルブスリーブとバルブコアの組み合わせ構造におけるU字型ノッチ部の応力集中を軽減することです。 三角形のバッファ スロットと U 字型のバッファ スロットの単一目的の最適化と比較して、鳥の群れアルゴリズムの多目的の最適化はより良い解を得る可能性が高く、目的関数に対する設計変数の影響がより明確です 28。 29. 溝なし三角バッファ溝、U字型バッファ溝、複合バッファ溝のバルブスリーブとバルブコアの組み合わせ構造の流体-固体結合シミュレーション比較を通じて、最適な組み合わせバッファ溝の利点を分析し、比較した。

数値計算の精度を確保する条件の下、調整弁の複雑な曲面構造を考慮して、調整弁には非構造化四面体グリッドを採用しています。グリッド独立性試験によれば、流体によって生成されるグリッドの数が決まります。バルブスリーブとバルブコアの組み合わせ構造におけるτは118万であり、図16に示すように、数値計算結果の精度を完全に保証し、バルブボディ内の液体の膨張層を設定できます。

調整弁の内部流体グリッド。

流体材料の特性は表 1 に示されており、その後の流体シミュレーションをより現実的にするために、固体との界面は実際のモデルに近くなります。 さらに、バルブスリーブとバルブコアの組み合わせ構造のカップリング効果は、流体と固体の交差点でのみ発生します。 通常、ラグランジュの運動公式は固体媒体の挙動（粒子の運動）をシミュレートするために使用され、オイラーの公式は流体の流れ（空間内の特定の位置における流体の挙動）をシミュレートするために使用されます。 調整弁の流体と固体の結合のシミュレーションでは、流体と固体の結合効果を考慮して、任意のラグランジュ オイラー公式 (ALE) を使用して、流体と固体媒体、または流体と自由表面の間の相互作用を記述することができます 30,31。 ALE法は、バルブスリーブとバルブコアの組み合わせ構造の流体-固体結合を扱うために使用されます。 「参照フレーム」では、固体はラグランジアン、液体はオイラーとして設定されます。 バルブ本体と流体の幾何学的モデルとグリッドはオーバーラップすることができ、調整バルブの関連パラメータを表 2 に示します。これらのパラメータは流体ユニットに送信され、バルブ本体と流体が結合されます。 モデルの各部の接触設定を行い、バルブスリーブとバルブコア内の液体との接触面を接着するように設定します。 バルブコアとバルブスリーブの間には隙間があり、接触はフリクションレスです。

静的構造 (ANSYS) は、バルブコアとバルブスリーブの結合構造の解析に使用されます32、33。 以下の静的解析結果により、調節弁の内部構造をさらに最適化・改良しました。

調整弁内部のバルブコアとバルブスリーブに対して静的シミュレーション解析を実行し、図2および図3に示すような対応する全変形雲マップを取得します。 図から、バルブコアのバルブポート付近で最大の変形が発生していることがわかります。 バルブコアの回転に伴い、最適化設計前後の最大変形量を比較すると、組み合わせた緩衝溝が顕著な減圧効果を有し、次に三角形の緩衝溝、U字型の緩衝溝が続くと結論付けることができる。 このことから、バッファ溝の開口により、調整弁の内部バルブコアとバルブスリーブの変形によるスティッキングの発生が改善され、バッファ溝を組み合わせる効果が最も優れていると結論付けることができます。

緩衝溝を設ける前のバルブスリーブとバルブコアの変形図。

三角緩衝溝のバルブスリーブとバルブコアの変形図。

U字型バッファタンク下のバルブスリーブとバルブコアの変形図。

結合バッファタンク下のバルブスリーブとバルブコアの変形図。

溝なしの三角形バッファ溝、U 字型バッファ溝、および複合バッファ溝の構造の下での流体 - 固体結合シミュレーションによって得られた変形図から、バルブコアのバルブポートのバッファ溝構造が圧力衝撃による応力集中を軽減できます。 図21によると、同じ作動条件下で、調整弁の全体的な変形は、結合バッファ溝<三角形バッファ溝

各バッファスロット内のバルブスリーブとスプールの変形。

微小流量調整弁のバルブコアが圧力衝撃により変形し、バルブスリーブが動かなくなる現象に着目し、バルブコアを回転させるために必要なトルクが大きいという問題を解決するために、バルブコアのバルブポートには緩衝溝が開口されています。 本論文では、バッファタンクの構造を最適化し、そのパラメータを最適化し、改良された構造を流体-固体連成シミュレーションによって比較する。 結論は以下の通りである。

三角形とU字形のバッファ溝のバルブスリーブとバルブコアの数学モデルをそれぞれ確立し,それらの圧力勾配曲線をMATLABシミュレーション計算によって取得した。 分析を通じて、最適な三角形のバッファ溝とU字型のバッファ溝の最適な構造パラメータを同時に取得する場合、切断角は72°、平面角は45〜72°の範囲にある必要があり、深さは1.5～1.7mm程度で減圧効果が得られます。

三角形のバッファとU字型のバッファ溝の構造を研究し、両方の利点を組み合わせた複合バッファ溝構造を設計しました。 したがって、深さ角度と深さを制約として、組み合わせたバッファ溝構造の下でのバルブポートキャビティの圧力勾配を目的関数とします。 鳥群最適化アルゴリズム(BSA)により、結合バッファタンクの減圧効果は、平面角60°、深さ1.65mmのときに最も優れていることがわかった。 このときの構造パラメータは、複合バッファタンクの深さ角度と深さの最適値となる。

最適化前後のバルブスリーブとバルブコアの結合構造の流体-固体連成解析により、U字型バッファ溝や三角形バッファ溝と比較して、開口バッファ溝がバルブコアの変形を効果的に改善できると結論付けられました。組み合わせたバッファ溝は、バルブスリーブとバルブコアの組み合わせ構造の変形を効果的に改善できます。

したがって、結合バッファタンクの優れた構造とパラメータが得られ、バルブポートのキー位置での調整バルブの圧力影響が最大限の効果で軽減され、ロックの問題を解決するための効果的な解決策が提供されます。作動時の調整弁の作動状態。

この研究で使用および/または分析されたデータセットは、合理的な要求に応じて責任著者から入手できます。

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ハルビン科学技術大学機械電力工学部、ハルビン、150080、中国

Guodong Qu、Jianying Li、Chen Peng、Qi Guo

教育省、先進製造およびインテリジェント技術の主要研究所、ハルビン、150080、中国

李建英

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JL と GQ は主要な原稿テキストを書き、図と表を作成しました。 著者全員が原稿をレビューしました。

李建英氏への対応。

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転載と許可

Qu、G.、Li、J.、Peng、C. 他。 マイクロフローコントロールバルブの構造改善とパラメータの最適化。 Sci Rep 13、6850 (2023)。 https://doi.org/10.1038/s41598-023-30955-8

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受信日: 2022 年 12 月 27 日

受理日: 2023 年 3 月 3 日

公開日: 2023 年 4 月 26 日

DOI: https://doi.org/10.1038/s41598-023-30955-8

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