高水基液壓馬達(dá)配流機構(gòu)的研究

于鳴泉 趙繼云? 滿家祥 郜青文

（1.中國礦業(yè)大學(xué) 機電工程學(xué)院，江蘇 徐州 221110；2.中國礦業(yè)大學(xué) 礦山機電設(shè)備江蘇省重點實驗室，江蘇 徐州 221116；3.徐州工程學(xué)院 機電工程學(xué)院，江蘇 徐州 221110）

伴隨著可持續(xù)發(fā)展理念的提出，人們愈加關(guān)注環(huán)保和安全問題，液壓油的泄漏污染及火災(zāi)危險使得水介質(zhì)受到更多的重視［1］。環(huán)保型的高水基、純水介質(zhì)可應(yīng)用于礦井、食品加工、深水施工等特殊工況，已成為現(xiàn)代液壓傳動的研究熱點［2］。液壓馬達(dá)廣泛應(yīng)用在工程機械、礦山機械等領(lǐng)域，而現(xiàn)有高水基液壓馬達(dá)所采用的盤、軸配流機構(gòu)及其密封技術(shù)等均難以適用于高水基介質(zhì)工況。

配流機構(gòu)是液壓馬達(dá)連續(xù)穩(wěn)定工作的關(guān)鍵，也成為了高水基液壓馬達(dá)應(yīng)用而迫切需要解決的技術(shù)難題。目前高水基液壓馬達(dá)的配流方式原理上沿用傳統(tǒng)油馬達(dá)配流方式：軸配流和端面配流。學(xué)者們針對水介質(zhì)的工作特點，僅對傳統(tǒng)配流機構(gòu)做出改進(jìn)研究［3-4］。王震等［5］提出了流量、壓力脈動更加平緩的U 型槽結(jié)構(gòu)配流盤；侯亮等［6］研究了帶表面紋理的配流盤表面，發(fā)現(xiàn)紋理起到輔助支撐的作用，可提高配流盤表面高油膜承載能力。對于端面配流的泄漏問題，申文強等［7］提出雙配流盤和梭閥疊加的結(jié)構(gòu)，但這種結(jié)構(gòu)不僅沒有減少摩擦副，而且增加了梭閥使馬達(dá)機構(gòu)更加復(fù)雜。鄧海順等［8］對配流盤進(jìn)行表面織構(gòu)處理，可改善配流副的受力狀態(tài)。毋少峰［9］將配流盤表面處理成仿生非光滑表面，可減小摩擦副的正壓力。無論是配流機構(gòu)優(yōu)化還是材料選型，在高水基介質(zhì)工況下，都不可避免配流副的泄露問題，從而導(dǎo)致液壓馬達(dá)容積效率低。

除了軸配流和端面配流兩種配流方式外，閥配流由于其優(yōu)異的密封性能引起了學(xué)者們的關(guān)注［10-13］。閥配流的優(yōu)點在于減少了一對摩擦副，且密封效果好，在高壓的工況下也能保證高容積效率，但應(yīng)用于馬達(dá)的閥配流機構(gòu)并沒有成熟技術(shù)方案。李林［14］提出采用液控單向閥控制柱塞的配流機構(gòu)，但并未取消配流盤，控制滑閥和端面配流處均是泄漏點，不適用于水介質(zhì)傳動。泮健等［15］提出高速電磁開關(guān)閥組實現(xiàn)液壓馬達(dá)的配流與調(diào)速。邱冰靜［16］將自平衡式閥配流機構(gòu)應(yīng)用于低速大扭矩高水基液壓馬達(dá)；周輝［17］研究了自平衡式配流閥的最優(yōu)參數(shù)，但文獻(xiàn)［16-17］都沒有制備樣機，也沒有通過實驗進(jìn)行驗證。

以上結(jié)構(gòu)都存在單柱塞需要配備兩個單向閥的問題，這不僅導(dǎo)致液壓馬達(dá)的體積較大、功重比低，而且兩個配流閥之間需要準(zhǔn)確配合，否則會出現(xiàn)困液和竄液現(xiàn)象。因此，有必要研發(fā)一種配流閥將馬達(dá)進(jìn)液和排液的功能實現(xiàn)集成，從而既能減小馬達(dá)體積，又能解決馬達(dá)困液問題，并能簡化結(jié)構(gòu)。

1 結(jié)構(gòu)設(shè)計及其工作原理

1.1 配流閥結(jié)構(gòu)設(shè)計

閥配流多應(yīng)用于泵中，在馬達(dá)中并不多見。原因如圖1所示：泵吸液時，柱塞腔內(nèi)壓力驟降，甚至產(chǎn)生負(fù)壓，使排液閥關(guān)閉，吸液閥打開，泵完成吸液；泵排液時，柱塞腔液體壓縮導(dǎo)致壓力升高，大于吸液閥壓力后，吸液單向閥關(guān)閉，壓力繼續(xù)升高，排液單向閥打開，泵完成排液。馬達(dá)與泵最大的不同是，泵的柱塞由電機帶動，而馬達(dá)的柱塞需要液壓力推動。在閥配流馬達(dá)原理中，無論柱塞處于排液還是吸液行程，吸液閥連通高壓，直接打開，高壓通過柱塞進(jìn)入排液閥，排液閥也被打開，兩閥之間產(chǎn)生竄液，這會導(dǎo)致柱塞內(nèi)無法形成壓力、產(chǎn)生扭矩。

圖1 泵和馬達(dá)的閥配流原理Fig.1 Valve distribution principles of pump and motor

為實現(xiàn)馬達(dá)配流，需要設(shè)計一種新型配流閥。依據(jù)閥芯類型，液壓閥大致分為球閥、錐閥、滑閥、板閥。水介質(zhì)工況下，球閥和錐閥的密封性能優(yōu)于滑閥，但是從閥芯穩(wěn)定性方面來看，滑閥的穩(wěn)定性更好，沖擊更小。

本文設(shè)計了一種閥芯為錐滑閥結(jié)構(gòu)的配流閥，將錐閥的密封性和滑閥的穩(wěn)定性相結(jié)合。此閥屬于常開型閥，閥常開時如圖2（a）所示，高壓液體從進(jìn)液流道P 進(jìn)入柱塞腔流道A，柱塞工作推動馬達(dá)工作；頂桿底部安裝有軸承，軸承與配流凸輪接觸。凸輪轉(zhuǎn)動到達(dá)推程后，頂桿向上運動，如圖2（b）所示，液體從柱塞腔流道A 進(jìn)入回液流道T，柱塞腔回液。

圖2 配流閥的結(jié)構(gòu)和原理Fig.2 Structure and principle of port valve

此閥還具備3 個優(yōu)點：①采用了浮動式上閥座，上閥座采用彈簧壓緊的浮動式固定，用以過渡機械卡死，當(dāng)頂桿上升固定距離時，由于加工或裝配誤差導(dǎo)致閥芯行程不足，并不能保證上閥座關(guān)閉，故需要對閥芯的行程增加余量；②閥芯的導(dǎo)向桿穿過上閥座，可減少面積差，從而減小閥芯的啟動力，增加閥的響應(yīng)速度；③配流閥芯為錐滑閥結(jié)構(gòu)，其替代雙單向閥作用，閥密封性好，容積效率高；結(jié)構(gòu)緊湊，可提高馬達(dá)功重比；單閥控制單柱塞進(jìn)回液，可避免出現(xiàn)困液現(xiàn)象。

1.2 配流閥參數(shù)及運動學(xué)分析

如圖3 所示，以曲軸連桿徑向柱塞馬達(dá)為例，配流閥頂桿被壓緊在配流凸輪上，此時配流閥3、4處于進(jìn)液功能位置，柱塞Ⅲ、Ⅳ進(jìn)液，產(chǎn)生扭矩，而配流閥1、2、5 處于回液功能位置，柱塞Ⅰ、Ⅱ、Ⅴ排液，曲軸轉(zhuǎn)動帶動配流凸輪。頂桿壓緊在配液凸輪上，隨著配流凸輪轉(zhuǎn)動，頂桿上下運動，配流閥實現(xiàn)啟閉，從而控制柱塞進(jìn)回液。馬達(dá)工作時，依次由2 個或3 個柱塞工作，其他柱塞排液。如此循環(huán)，從而實現(xiàn)馬達(dá)配流。

圖3 馬達(dá)的閥配流原理Fig.3 Principle of motor with valve port

閥的參數(shù)設(shè)計要參考馬達(dá)的設(shè)計，首先分析馬達(dá)的運動原理和配流特性。曲軸連桿馬達(dá)旋轉(zhuǎn)一周，每個柱塞往復(fù)運動一次，因為任何一個柱塞的運動規(guī)律都相同，故僅研究單柱塞的運動規(guī)律。圖4 為柱塞的運動學(xué)原理圖，曲軸旋轉(zhuǎn)中心為O、偏心輪旋轉(zhuǎn)中心為O'、連桿球頭中心為O″，O'繞O做旋轉(zhuǎn)運動，O″做直線往復(fù)運動，柱塞完成進(jìn)回液過程，屬于典型的曲軸連桿機構(gòu)。曲柄半徑為偏心距（e），曲軸轉(zhuǎn)角為αi，連桿長度為l+r。若以柱塞的上死點為起始點，αi為0°，此時球窩中心離曲軸旋轉(zhuǎn)中心的變動半徑最大為ρmax=r+l+e。當(dāng)曲軸轉(zhuǎn)過αi時，變動半徑為ρ。

圖4 柱塞運動簡圖Fig.4 Motion schematic diagram of plunger

式中，馬達(dá)形狀參數(shù)K=e/（l+r），按牛頓二項式展開后為式（2），設(shè)計中馬達(dá)形狀參數(shù)K≤0.2，式（2）中第3 項后都為高階小量，忽略不計，故曲軸轉(zhuǎn)過αi時，柱塞位移為xi（見圖5），柱塞速度為vi，柱塞加速度為ai，馬達(dá)轉(zhuǎn)速為w。

圖5 柱塞位移、速度、加速度曲線Fig.5 Displacement，velocity and acceleration curves of plunger

由圖6可知，在π～2π之間，配流閥處在換向和進(jìn)液過程，柱塞進(jìn)液，產(chǎn)生扭矩；在2π～3π 之間，配流閥處在排液過程，柱塞排液，回到油箱。因此配流閥也需要在對應(yīng)的位置實現(xiàn)進(jìn)排液功能。配流閥控制柱塞的進(jìn)排液具備3個過程，分別是進(jìn)液過程、排液過程和換向過程，且閥芯位移為h。配流閥的進(jìn)液和排液時間應(yīng)盡量滿足柱塞的進(jìn)排液時間，而換向時間應(yīng)盡量短，所處的過渡區(qū)角度應(yīng)盡量小。但是過小的過渡區(qū)角度會導(dǎo)致過渡區(qū)曲線曲率較小，表現(xiàn)在配流凸輪上的現(xiàn)象是易產(chǎn)生應(yīng)力集中和失真。

圖6 閥和柱塞配流的關(guān)系Fig.6 Distribution relationship between valve and plunger

因此，設(shè)計參數(shù)選取如下：五柱塞曲軸連桿馬達(dá)轉(zhuǎn)速n為80 r/min；柱塞直徑d為40 mm；曲軸偏心距e為12 mm；額定壓力為16 MPa；最高壓力為21 MPa；馬達(dá)旋轉(zhuǎn)一周的單柱塞流量q為40 mL/s；根據(jù)配流閥的壓力流量公式，選用配流閥座直徑為8 mm、錐閥半錐角為45°、閥座接觸邊為0.5 mm倒角。

2 配流閥的動態(tài)參數(shù)分析

由于配流閥的特殊性，其配流凸輪與普通的雙單向閥配流凸輪不同。雙單向閥的配流凸輪為偏心輪，與曲軸類似，而配流閥不采用偏心凸輪，僅使用同心凸輪實現(xiàn)閥的換向；且配流閥作為二位三通閥，在換向過程中存在短暫竄液問題。在配流閥的滑閥口處可設(shè)計通流孔，形成可變阻尼，從而緩解短暫竄液問題。所以需要研究配流凸輪和柱塞之間運動規(guī)律的配合參數(shù)，進(jìn)而研究閥芯參數(shù)對配流閥整體的動態(tài)響應(yīng)和流量壓力特性的影響，驗證配流閥在低速、高壓、高水基工況（入口壓力21 MPa，轉(zhuǎn)速80 r/min）下的工作可行性，以及配流閥參數(shù)設(shè)計的合理性。

2.1 配流閥芯位移函數(shù)分析

首先建立單柱塞配流模型，如圖7所示，并研究閥芯位移函數(shù)，即凸輪推程、回程函數(shù)。由于凸輪推程和回程函數(shù)選用一致，故僅研究推程函數(shù)。閥芯位移函數(shù)采用分段函數(shù)控制。以過渡區(qū)角度φ=π/18為例，分別對比了線性等加速度、正弦加速度、余弦加速度函數(shù)控制的位移曲線。

圖7 單柱塞配流模型Fig.7 Single plunger flow distribution model

正弦加速度函數(shù)：

余弦加速度函數(shù)：

如圖8（c）和8（d）所示，在相同的幅角分配下（10°過渡區(qū)），正弦函數(shù)壓力波動為0.9 MPa，波動時間為0.005 s，余弦函數(shù)壓力波動為1.2 MPa，波動時間為0.006 s，線性函數(shù)壓力波動為2.1 MPa，波動時間為0.009 s。由此可知正弦函數(shù)控制的閥芯具有最小的壓力波動幅值和波動時間，故配流閥芯控制模型選用正弦加速度函數(shù)。

圖8 不同位移函數(shù)下的壓力波動圖Fig.8 Pressure fluctuation under different displacement functions

2.2 配流閥芯通流孔參數(shù)分析

由于二位三通閥的結(jié)構(gòu)特性導(dǎo)致其換向過程中存在竄液問題，故對閥芯上滑閥結(jié)構(gòu)處的通流孔進(jìn)行仿真分析。分別對小孔直徑0.50～1.50 mm 的參數(shù)進(jìn)行對比，小孔數(shù)量為5個。由圖9（a）和9（b）可知，通流孔直徑1.50 mm 的壓力波動率為90.00%，1.00、0.80、0.60、0.55、0.50 mm 的壓力波動率分別為58.57%、30.00%、9.52%、6.67%、4.29%。

圖9 不同面積通流孔的壓力、流量波動圖Fig.9 Pressure and flow fluctuation diagram of through flow orifices with different areas

圖9（c）和9（d）則為柱塞腔壓力波動圖，可知通流孔面積對柱塞腔的壓力趨勢基本一致，但是由于在閥入口處出現(xiàn)的壓力降低，導(dǎo)致柱塞腔出現(xiàn)建壓滯后現(xiàn)象，通流孔直徑越小，閥入口處壓降越小，柱塞腔建壓更快且更穩(wěn)定。直徑1.50 mm比0.50 mm的建壓過程慢了0.011 s，由此可見通流孔直徑越小，閥口的壓力波動越小，且建壓過程快而穩(wěn)定。

由上述可見減小孔徑能夠改善壓力波動和響應(yīng)速度，按照這種單調(diào)性向好的趨勢，極限情況下，通流孔直徑應(yīng)該為0 mm，但是反觀不同面積通流孔的流量波動（見圖9（e）和9（f）），在閥芯換向過程中，出現(xiàn)了流量激增現(xiàn)象。隨著孔徑的減小，流量激增現(xiàn)象明顯，這是由于此時上下腔連通，下腔與大氣連通，這也是閥入口壓降出現(xiàn)的原因。故在同時考慮響應(yīng)速度、壓力波動、流量波動的因素下，最終選擇0.60 mm的通流孔直徑。

2.3 配流凸輪的幅角分配與整機參數(shù)分析

最后對幅角分配的問題進(jìn)行研究，理論上幅角越小壓力波動越小，故結(jié)合凸輪設(shè)計理論，為防止凸輪機構(gòu)的失真現(xiàn)象，需增大基圓半徑或過渡區(qū)角度。在保證不失真和較小幅角的綜合考慮下，最終選擇凸輪基圓直徑為150 mm、推程和回程角度為10°的凸輪機構(gòu)。

機構(gòu)參數(shù)確定后，凸輪機構(gòu)上推程和回程角與曲軸的轉(zhuǎn)角間配合，會影響馬達(dá)的扭矩波動，以柱塞上死點為起始零點，對凸輪的不同推程和回程幅角參數(shù)下的扭矩波動進(jìn)行對比，如表1 所示。曲線1控制的配流閥在柱塞進(jìn)液開始前時處于常開狀態(tài)，使柱塞腔和進(jìn)液流道連通；在柱塞排液開始前，上閥芯關(guān)閉，使柱塞腔和排液流道連通；曲線2控制的配流閥在柱塞進(jìn)液時處于換向過程，在柱塞排液時仍處于換向過程；如圖10（a）和10（c）所示，兩條曲線控制的單柱塞扭矩波動為零，但是曲線1在進(jìn)排液過渡區(qū)間出現(xiàn)扭矩突變，而曲線2則是平滑過渡。如圖10（c）所示，將5個柱塞連接，柱塞間相位角為72°，用來仿真馬達(dá)整機，整機最大扭矩為514 N·m，最小扭矩為476 N·m，扭矩波動率為7.39%，與常規(guī)五柱塞曲軸連桿馬達(dá)的理論計算值7%基本一致。

表1 凸輪曲線幅角分配參數(shù)Table 1 Cam curve argument allocation parameters（°）

圖10 單柱塞和整機扭矩波動圖Fig.10 Torque fluctuation diagram of single plunger and complete machine

3 配流閥內(nèi)部流場分析

閥芯運動速度、通流面積、進(jìn)排液量都會隨著曲軸轉(zhuǎn)角的改變而變化，配流閥內(nèi)部流場也比較復(fù)雜，需研究配流閥不同結(jié)構(gòu)、不同閥芯開口下的流動特性與流場分布及其規(guī)律，優(yōu)化配流閥結(jié)構(gòu)參數(shù)。

3.1 配流閥建模及參數(shù)設(shè)置

仿真使用了湍流、兩相流、空化模型，主相為水，第2 相為水蒸氣。研究配流閥的3 個過程分別是進(jìn)液過程（0 mm）、換向過程（0.5～2.5 mm）和排液過程（3 mm），邊界條件如表2所示。其中邊界參數(shù)通過上文AMESim 仿真模型選取，在配流閥的進(jìn)排液過程中，流速是非線性函數(shù)，故選取最大流速進(jìn)行仿真。

表2 邊界條件參數(shù)Table 2 Boundary condition parameters

3.2 仿真結(jié)果優(yōu)化分析

上文確定了閥芯通流孔直徑，但通流孔位置對閥芯內(nèi)部流場也產(chǎn)生影響，故設(shè)計兩種閥芯結(jié)構(gòu)，分別為通孔和豁槽。首先對比兩種不同閥芯結(jié)構(gòu)的壓力及速度云圖，由頂桿向上運動0.5 mm 的壓力云圖（見圖11（b）和11（c））可知，二者壓力并無明顯差異，通孔結(jié)構(gòu)最大壓降為0.459 MPa，而豁槽結(jié)構(gòu)最大壓降為0.226 MPa，此工況下豁槽結(jié)構(gòu)比通孔結(jié)構(gòu)的最大流速低6.789 m/s；圖11（f）和11（g）是頂桿向上運動2.5 mm 的速度云圖，可知豁槽結(jié)構(gòu)比通孔結(jié)構(gòu)的最大流速低2.219 m/s，且從兩種結(jié)構(gòu)的速度云圖中可以發(fā)現(xiàn)，通孔結(jié)構(gòu)的速度分布更加紊亂。因此，在通流面積相同、壓降基本相同的情況下，應(yīng)選擇速度較小且分布更加均勻的豁槽型閥芯結(jié)構(gòu)。

圖11 兩種閥芯結(jié)構(gòu)的壓力及速度云圖Fig.11 Pressure and velocity cloud map of two valve core structures

由于在頂桿運動至3 mm 處閥上閥腔關(guān)閉，此時柱塞排液，閥內(nèi)部流場壓力和流速較低，故僅研究閥常開狀態(tài)下的壓力云圖，如圖12（a）所示，常開狀態(tài)下閥的最大壓降為0.148 MPa，與圖11（c）中壓降基本一致，可知閥在配流過程中壓降較小。而由圖12（c）-12（f）的速度云圖可知，在閥換向開啟過程（0～3 mm）中，最大速度先增加后減小，并在開啟高度1.5 mm處出現(xiàn)速度最大值38.2 m/s。由于此時為配流閥的換向中間點，閥的上下腔連通后導(dǎo)致的閥入口處的壓降最大，故此時閥出口出現(xiàn)最大速度。而由于整個運動過程中閥芯內(nèi)部流場的壓降較小，所以并未出現(xiàn)汽蝕現(xiàn)象。

圖12 豁槽閥芯結(jié)構(gòu)的壓力及速度云圖Fig.12 Pressure and velocity cloud map of grooved valve core structure

4 配流閥實驗研究

本文在上述研究的基礎(chǔ)上，進(jìn)行了樣機的研制，并進(jìn)行實驗驗證，閥樣機及試驗臺見圖13。分別進(jìn)行了轉(zhuǎn)速為20、50、80 r/min，進(jìn)口壓力為5、8、10、16 MPa 的實驗。由于單個柱塞并不能使曲軸轉(zhuǎn)動，因此采用的是電機驅(qū)動配流凸輪旋轉(zhuǎn)、控制閥桿實現(xiàn)配流的實驗，所以實驗中測量單個柱塞產(chǎn)生的扭矩波動并無意義，故在實驗中對配流過程中的壓力波動和泄漏量進(jìn)行評估。

圖13 閥樣機及試驗臺Fig.13 Valve prototype and experimental device

圖14為入口壓力為8 MPa、不同轉(zhuǎn)速下的配流閥入口和柱塞腔壓力波動曲線，由圖可知20、50、80 r/min下的壓力波動分別為10.5%、10.2%、9.9%。3種工況下的壓力波動存在小幅變化，但是相差值較小。這是因為配流閥的開啟依靠機械式開啟，而關(guān)閉依靠液壓力，在壓力不變的情況下，閥芯的關(guān)閉性能不變，故隨著轉(zhuǎn)速降低，配流閥啟閉性能足以滿足低速性能。所以相較于轉(zhuǎn)速和壓力這兩個影響因素而言，轉(zhuǎn)速對于閥的啟閉性能影響較小。

圖14 不同轉(zhuǎn)速下配流閥和柱塞腔的壓力波動Fig.14 Pressure fluctuation of valve and plunger under different speeds

圖15 分別為相同轉(zhuǎn)速（80 r/min）、不同入口壓力下的入口和柱塞腔壓力波動曲線。從圖中可以得出5、8、10 MPa 下的壓力波動率分別為9.6%、9.9%、13.7%?？芍S著入口壓力的增加，閥入口處壓力波動呈現(xiàn)上升趨勢。這是因為隨著入口壓力的升高，閥芯換向過程中產(chǎn)生的液壓力增大，對閥芯的沖擊振蕩更明顯。從入口的壓降也可以看出，隨著入口壓力的升高，在閥芯換向處產(chǎn)生的壓降也增大。但10 MPa 后出現(xiàn)頂桿底部軸承斷裂問題，這是由于頂桿受到的液壓力較大，且在凸輪升程和回程處承受沖擊。所以采取更換配流凸輪材質(zhì)的方案來減小配流過程帶來的沖擊，從而提高配流機構(gòu)的壽命。之前實驗中配流閥采用的是金屬凸輪（42CrMo），將其更換為PEEK 凸輪，使之前的硬對硬更換為硬對軟，將沖擊盡可能地緩沖。實驗證明沖擊確實減小了，實驗壓力也加載到16 MPa 的額定壓力；柱塞腔壓力波動也減小了，5、8、10、16 MPa 下的壓力波動率分別為7.2%、7.6%、8.3%、12.5%。通過金屬和PEEK 的凸輪比較可以發(fā)現(xiàn)，金屬凸輪的閥入口壓降明顯高于PEEK 材質(zhì)凸輪，這是因為沖擊得到了緩沖，閥腔內(nèi)壓力得以更快建立。而前文仿真結(jié)果中21 MPa 的波動率為7.39%，與實驗結(jié)果存在一定差距，但是由于閥芯加工、裝配問題和信號采集中壓力傳感器的波動問題，會出現(xiàn)壓力波動率的上升。觀察圖14 和圖9（c）、9（d），閥入口和柱塞腔壓力波動的實驗結(jié)果與仿真結(jié)果趨勢一致，由此可知實驗結(jié)果和仿真結(jié)果可相互對比驗證。

圖15 不同壓力下配流閥和柱塞腔的壓力波動Fig.15 Pressure fluctuation of valve and plunger under different pressures

最后進(jìn)行了不同轉(zhuǎn)速和壓力下的配流閥配流密封性能實驗，結(jié)果如圖16所示?？梢钥闯鲈谧罡咿D(zhuǎn)速和壓力下配流閥的泄漏量最小，僅為2滴/min，容積效率極高。這是因為隨著轉(zhuǎn)速和壓力的增加，閥桿處的密封圈隨著高壓和高速被壓縮，密封性更好。上述流量分布和泄漏實驗表明，在高水基介質(zhì)下，這種配流機構(gòu)可以滿足馬達(dá)在不同壓力（5～16 MPa）和轉(zhuǎn)速（20～80 r/min）下的配流需求，且容積效率較高。

圖16 不同工況下閥的泄漏量Fig.16 Leakage of valve under different working conditions

5 結(jié)論

（1）本文創(chuàng)新性地提出一種新型的常開型錐滑閥，其具有錐閥的密封性和滑閥的穩(wěn)定性；解釋了其配流原理，并將其運用于高水基馬達(dá)配流后，既能夠代替原有馬達(dá)雙單向閥配流的功能，又可簡化馬達(dá)結(jié)構(gòu)。

（2）使用AMESim 分析后，得出正弦加速度函數(shù)控制的位移函數(shù)的壓力波動幅值和時間最小，結(jié)合壓力和流量波動，確定閥芯結(jié)構(gòu)最佳通流孔直徑為0.6 mm。最后仿真得出馬達(dá)整機的扭矩波動為7.39%，與理論結(jié)果基本一致。

（3）流場研究發(fā)現(xiàn)豁槽結(jié)構(gòu)下，閥芯內(nèi)部壓降更小，速度分布更加均勻；在閥芯的不同開度下，閥芯內(nèi)部速度呈現(xiàn)先增后減的趨勢，并在閥芯位移1.5 mm處出現(xiàn)最大值。

（4）實驗結(jié)果表明，16 MPa 工況下的壓力波動率為12.5%，配流閥配流性能良好，并未出現(xiàn)困液現(xiàn)象，且高壓低速下配流機構(gòu)的最小泄漏量僅為2滴/min，容積效率高，可用于馬達(dá)配流。