高水基液压马达配流机构的研究

于鸣泉 赵继云† 满家祥 郜青文

（1.中国矿业大学 机电工程学院，江苏 徐州 221110；2.中国矿业大学 矿山机电设备江苏省重点实验室，江苏 徐州 221116；3.徐州工程学院 机电工程学院，江苏 徐州 221110）

伴随着可持续发展理念的提出，人们愈加关注环保和安全问题，液压油的泄漏污染及火灾危险使得水介质受到更多的重视［1］。环保型的高水基、纯水介质可应用于矿井、食品加工、深水施工等特殊工况，已成为现代液压传动的研究热点［2］。液压马达广泛应用在工程机械、矿山机械等领域，而现有高水基液压马达所采用的盘、轴配流机构及其密封技术等均难以适用于高水基介质工况。

配流机构是液压马达连续稳定工作的关键，也成为了高水基液压马达应用而迫切需要解决的技术难题。目前高水基液压马达的配流方式原理上沿用传统油马达配流方式：轴配流和端面配流。学者们针对水介质的工作特点，仅对传统配流机构做出改进研究［3-4］。王震等［5］提出了流量、压力脉动更加平缓的U 型槽结构配流盘；侯亮等［6］研究了带表面纹理的配流盘表面，发现纹理起到辅助支撑的作用，可提高配流盘表面高油膜承载能力。对于端面配流的泄漏问题，申文强等［7］提出双配流盘和梭阀叠加的结构，但这种结构不仅没有减少摩擦副，而且增加了梭阀使马达机构更加复杂。邓海顺等［8］对配流盘进行表面织构处理，可改善配流副的受力状态。毋少峰［9］将配流盘表面处理成仿生非光滑表面，可减小摩擦副的正压力。无论是配流机构优化还是材料选型，在高水基介质工况下，都不可避免配流副的泄露问题，从而导致液压马达容积效率低。

除了轴配流和端面配流两种配流方式外，阀配流由于其优异的密封性能引起了学者们的关注［10-13］。阀配流的优点在于减少了一对摩擦副，且密封效果好，在高压的工况下也能保证高容积效率，但应用于马达的阀配流机构并没有成熟技术方案。李林［14］提出采用液控单向阀控制柱塞的配流机构，但并未取消配流盘，控制滑阀和端面配流处均是泄漏点，不适用于水介质传动。泮健等［15］提出高速电磁开关阀组实现液压马达的配流与调速。邱冰静［16］将自平衡式阀配流机构应用于低速大扭矩高水基液压马达；周辉［17］研究了自平衡式配流阀的最优参数，但文献［16-17］都没有制备样机，也没有通过实验进行验证。

以上结构都存在单柱塞需要配备两个单向阀的问题，这不仅导致液压马达的体积较大、功重比低，而且两个配流阀之间需要准确配合，否则会出现困液和窜液现象。因此，有必要研发一种配流阀将马达进液和排液的功能实现集成，从而既能减小马达体积，又能解决马达困液问题，并能简化结构。

1 结构设计及其工作原理

1.1 配流阀结构设计

阀配流多应用于泵中，在马达中并不多见。原因如图1所示：泵吸液时，柱塞腔内压力骤降，甚至产生负压，使排液阀关闭，吸液阀打开，泵完成吸液；泵排液时，柱塞腔液体压缩导致压力升高，大于吸液阀压力后，吸液单向阀关闭，压力继续升高，排液单向阀打开，泵完成排液。马达与泵最大的不同是，泵的柱塞由电机带动，而马达的柱塞需要液压力推动。在阀配流马达原理中，无论柱塞处于排液还是吸液行程，吸液阀连通高压，直接打开，高压通过柱塞进入排液阀，排液阀也被打开，两阀之间产生窜液，这会导致柱塞内无法形成压力、产生扭矩。

图1 泵和马达的阀配流原理Fig.1 Valve distribution principles of pump and motor

为实现马达配流，需要设计一种新型配流阀。依据阀芯类型，液压阀大致分为球阀、锥阀、滑阀、板阀。水介质工况下，球阀和锥阀的密封性能优于滑阀，但是从阀芯稳定性方面来看，滑阀的稳定性更好，冲击更小。

本文设计了一种阀芯为锥滑阀结构的配流阀，将锥阀的密封性和滑阀的稳定性相结合。此阀属于常开型阀，阀常开时如图2（a）所示，高压液体从进液流道P 进入柱塞腔流道A，柱塞工作推动马达工作；顶杆底部安装有轴承，轴承与配流凸轮接触。凸轮转动到达推程后，顶杆向上运动，如图2（b）所示，液体从柱塞腔流道A 进入回液流道T，柱塞腔回液。

图2 配流阀的结构和原理Fig.2 Structure and principle of port valve

此阀还具备3 个优点：①采用了浮动式上阀座，上阀座采用弹簧压紧的浮动式固定，用以过渡机械卡死，当顶杆上升固定距离时，由于加工或装配误差导致阀芯行程不足，并不能保证上阀座关闭，故需要对阀芯的行程增加余量；②阀芯的导向杆穿过上阀座，可减少面积差，从而减小阀芯的启动力，增加阀的响应速度；③配流阀芯为锥滑阀结构，其替代双单向阀作用，阀密封性好，容积效率高；结构紧凑，可提高马达功重比；单阀控制单柱塞进回液，可避免出现困液现象。

1.2 配流阀参数及运动学分析

如图3 所示，以曲轴连杆径向柱塞马达为例，配流阀顶杆被压紧在配流凸轮上，此时配流阀3、4处于进液功能位置，柱塞Ⅲ、Ⅳ进液，产生扭矩，而配流阀1、2、5 处于回液功能位置，柱塞Ⅰ、Ⅱ、Ⅴ排液，曲轴转动带动配流凸轮。顶杆压紧在配液凸轮上，随着配流凸轮转动，顶杆上下运动，配流阀实现启闭，从而控制柱塞进回液。马达工作时，依次由2 个或3 个柱塞工作，其他柱塞排液。如此循环，从而实现马达配流。

图3 马达的阀配流原理Fig.3 Principle of motor with valve port

阀的参数设计要参考马达的设计，首先分析马达的运动原理和配流特性。曲轴连杆马达旋转一周，每个柱塞往复运动一次，因为任何一个柱塞的运动规律都相同，故仅研究单柱塞的运动规律。图4 为柱塞的运动学原理图，曲轴旋转中心为O、偏心轮旋转中心为O'、连杆球头中心为O″，O'绕O做旋转运动，O″做直线往复运动，柱塞完成进回液过程，属于典型的曲轴连杆机构。曲柄半径为偏心距（e），曲轴转角为αi，连杆长度为l+r。若以柱塞的上死点为起始点，αi为0°，此时球窝中心离曲轴旋转中心的变动半径最大为ρmax=r+l+e。当曲轴转过αi时，变动半径为ρ。

图4 柱塞运动简图Fig.4 Motion schematic diagram of plunger

式中，马达形状参数K=e/（l+r），按牛顿二项式展开后为式（2），设计中马达形状参数K≤0.2，式（2）中第3 项后都为高阶小量，忽略不计，故曲轴转过αi时，柱塞位移为xi（见图5），柱塞速度为vi，柱塞加速度为ai，马达转速为w。

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

由图6可知，在π～2π之间，配流阀处在换向和进液过程，柱塞进液，产生扭矩；在2π～3π 之间，配流阀处在排液过程，柱塞排液，回到油箱。因此配流阀也需要在对应的位置实现进排液功能。配流阀控制柱塞的进排液具备3个过程，分别是进液过程、排液过程和换向过程，且阀芯位移为h。配流阀的进液和排液时间应尽量满足柱塞的进排液时间，而换向时间应尽量短，所处的过渡区角度应尽量小。但是过小的过渡区角度会导致过渡区曲线曲率较小，表现在配流凸轮上的现象是易产生应力集中和失真。

图6 阀和柱塞配流的关系Fig.6 Distribution relationship between valve and plunger

因此，设计参数选取如下：五柱塞曲轴连杆马达转速n为80 r/min；柱塞直径d为40 mm；曲轴偏心距e为12 mm；额定压力为16 MPa；最高压力为21 MPa；马达旋转一周的单柱塞流量q为40 mL/s；根据配流阀的压力流量公式，选用配流阀座直径为8 mm、锥阀半锥角为45°、阀座接触边为0.5 mm倒角。

2 配流阀的动态参数分析

由于配流阀的特殊性，其配流凸轮与普通的双单向阀配流凸轮不同。双单向阀的配流凸轮为偏心轮，与曲轴类似，而配流阀不采用偏心凸轮，仅使用同心凸轮实现阀的换向；且配流阀作为二位三通阀，在换向过程中存在短暂窜液问题。在配流阀的滑阀口处可设计通流孔，形成可变阻尼，从而缓解短暂窜液问题。所以需要研究配流凸轮和柱塞之间运动规律的配合参数，进而研究阀芯参数对配流阀整体的动态响应和流量压力特性的影响，验证配流阀在低速、高压、高水基工况（入口压力21 MPa，转速80 r/min）下的工作可行性，以及配流阀参数设计的合理性。

2.1 配流阀芯位移函数分析

首先建立单柱塞配流模型，如图7所示，并研究阀芯位移函数，即凸轮推程、回程函数。由于凸轮推程和回程函数选用一致，故仅研究推程函数。阀芯位移函数采用分段函数控制。以过渡区角度φ=π/18为例，分别对比了线性等加速度、正弦加速度、余弦加速度函数控制的位移曲线。

图7 单柱塞配流模型Fig.7 Single plunger flow distribution model

正弦加速度函数：

余弦加速度函数：

如图8（c）和8（d）所示，在相同的幅角分配下（10°过渡区），正弦函数压力波动为0.9 MPa，波动时间为0.005 s，余弦函数压力波动为1.2 MPa，波动时间为0.006 s，线性函数压力波动为2.1 MPa，波动时间为0.009 s。由此可知正弦函数控制的阀芯具有最小的压力波动幅值和波动时间，故配流阀芯控制模型选用正弦加速度函数。

图8 不同位移函数下的压力波动图Fig.8 Pressure fluctuation under different displacement functions

2.2 配流阀芯通流孔参数分析

由于二位三通阀的结构特性导致其换向过程中存在窜液问题，故对阀芯上滑阀结构处的通流孔进行仿真分析。分别对小孔直径0.50～1.50 mm 的参数进行对比，小孔数量为5个。由图9（a）和9（b）可知，通流孔直径1.50 mm 的压力波动率为90.00%，1.00、0.80、0.60、0.55、0.50 mm 的压力波动率分别为58.57%、30.00%、9.52%、6.67%、4.29%。

图9 不同面积通流孔的压力、流量波动图Fig.9 Pressure and flow fluctuation diagram of through flow orifices with different areas

图9（c）和9（d）则为柱塞腔压力波动图，可知通流孔面积对柱塞腔的压力趋势基本一致，但是由于在阀入口处出现的压力降低，导致柱塞腔出现建压滞后现象，通流孔直径越小，阀入口处压降越小，柱塞腔建压更快且更稳定。直径1.50 mm比0.50 mm的建压过程慢了0.011 s，由此可见通流孔直径越小，阀口的压力波动越小，且建压过程快而稳定。

由上述可见减小孔径能够改善压力波动和响应速度，按照这种单调性向好的趋势，极限情况下，通流孔直径应该为0 mm，但是反观不同面积通流孔的流量波动（见图9（e）和9（f）），在阀芯换向过程中，出现了流量激增现象。随着孔径的减小，流量激增现象明显，这是由于此时上下腔连通，下腔与大气连通，这也是阀入口压降出现的原因。故在同时考虑响应速度、压力波动、流量波动的因素下，最终选择0.60 mm的通流孔直径。

2.3 配流凸轮的幅角分配与整机参数分析

最后对幅角分配的问题进行研究，理论上幅角越小压力波动越小，故结合凸轮设计理论，为防止凸轮机构的失真现象，需增大基圆半径或过渡区角度。在保证不失真和较小幅角的综合考虑下，最终选择凸轮基圆直径为150 mm、推程和回程角度为10°的凸轮机构。

机构参数确定后，凸轮机构上推程和回程角与曲轴的转角间配合，会影响马达的扭矩波动，以柱塞上死点为起始零点，对凸轮的不同推程和回程幅角参数下的扭矩波动进行对比，如表1 所示。曲线1控制的配流阀在柱塞进液开始前时处于常开状态，使柱塞腔和进液流道连通；在柱塞排液开始前，上阀芯关闭，使柱塞腔和排液流道连通；曲线2控制的配流阀在柱塞进液时处于换向过程，在柱塞排液时仍处于换向过程；如图10（a）和10（c）所示，两条曲线控制的单柱塞扭矩波动为零，但是曲线1在进排液过渡区间出现扭矩突变，而曲线2则是平滑过渡。如图10（c）所示，将5个柱塞连接，柱塞间相位角为72°，用来仿真马达整机，整机最大扭矩为514 N·m，最小扭矩为476 N·m，扭矩波动率为7.39%，与常规五柱塞曲轴连杆马达的理论计算值7%基本一致。

表1 凸轮曲线幅角分配参数Table 1 Cam curve argument allocation parameters（°）

图10 单柱塞和整机扭矩波动图Fig.10 Torque fluctuation diagram of single plunger and complete machine

3 配流阀内部流场分析

阀芯运动速度、通流面积、进排液量都会随着曲轴转角的改变而变化，配流阀内部流场也比较复杂，需研究配流阀不同结构、不同阀芯开口下的流动特性与流场分布及其规律，优化配流阀结构参数。

3.1 配流阀建模及参数设置

仿真使用了湍流、两相流、空化模型，主相为水，第2 相为水蒸气。研究配流阀的3 个过程分别是进液过程（0 mm）、换向过程（0.5～2.5 mm）和排液过程（3 mm），边界条件如表2所示。其中边界参数通过上文AMESim 仿真模型选取，在配流阀的进排液过程中，流速是非线性函数，故选取最大流速进行仿真。

表2 边界条件参数Table 2 Boundary condition parameters

3.2 仿真结果优化分析

上文确定了阀芯通流孔直径，但通流孔位置对阀芯内部流场也产生影响，故设计两种阀芯结构，分别为通孔和豁槽。首先对比两种不同阀芯结构的压力及速度云图，由顶杆向上运动0.5 mm 的压力云图（见图11（b）和11（c））可知，二者压力并无明显差异，通孔结构最大压降为0.459 MPa，而豁槽结构最大压降为0.226 MPa，此工况下豁槽结构比通孔结构的最大流速低6.789 m/s；图11（f）和11（g）是顶杆向上运动2.5 mm 的速度云图，可知豁槽结构比通孔结构的最大流速低2.219 m/s，且从两种结构的速度云图中可以发现，通孔结构的速度分布更加紊乱。因此，在通流面积相同、压降基本相同的情况下，应选择速度较小且分布更加均匀的豁槽型阀芯结构。

图11 两种阀芯结构的压力及速度云图Fig.11 Pressure and velocity cloud map of two valve core structures

由于在顶杆运动至3 mm 处阀上阀腔关闭，此时柱塞排液，阀内部流场压力和流速较低，故仅研究阀常开状态下的压力云图，如图12（a）所示，常开状态下阀的最大压降为0.148 MPa，与图11（c）中压降基本一致，可知阀在配流过程中压降较小。而由图12（c）-12（f）的速度云图可知，在阀换向开启过程（0～3 mm）中，最大速度先增加后减小，并在开启高度1.5 mm处出现速度最大值38.2 m/s。由于此时为配流阀的换向中间点，阀的上下腔连通后导致的阀入口处的压降最大，故此时阀出口出现最大速度。而由于整个运动过程中阀芯内部流场的压降较小，所以并未出现汽蚀现象。

图12 豁槽阀芯结构的压力及速度云图Fig.12 Pressure and velocity cloud map of grooved valve core structure

4 配流阀实验研究

本文在上述研究的基础上，进行了样机的研制，并进行实验验证，阀样机及试验台见图13。分别进行了转速为20、50、80 r/min，进口压力为5、8、10、16 MPa 的实验。由于单个柱塞并不能使曲轴转动，因此采用的是电机驱动配流凸轮旋转、控制阀杆实现配流的实验，所以实验中测量单个柱塞产生的扭矩波动并无意义，故在实验中对配流过程中的压力波动和泄漏量进行评估。

图13 阀样机及试验台Fig.13 Valve prototype and experimental device

图14为入口压力为8 MPa、不同转速下的配流阀入口和柱塞腔压力波动曲线，由图可知20、50、80 r/min下的压力波动分别为10.5%、10.2%、9.9%。3种工况下的压力波动存在小幅变化，但是相差值较小。这是因为配流阀的开启依靠机械式开启，而关闭依靠液压力，在压力不变的情况下，阀芯的关闭性能不变，故随着转速降低，配流阀启闭性能足以满足低速性能。所以相较于转速和压力这两个影响因素而言，转速对于阀的启闭性能影响较小。

图14 不同转速下配流阀和柱塞腔的压力波动Fig.14 Pressure fluctuation of valve and plunger under different speeds

图15 分别为相同转速（80 r/min）、不同入口压力下的入口和柱塞腔压力波动曲线。从图中可以得出5、8、10 MPa 下的压力波动率分别为9.6%、9.9%、13.7%。可知随着入口压力的增加，阀入口处压力波动呈现上升趋势。这是因为随着入口压力的升高，阀芯换向过程中产生的液压力增大，对阀芯的冲击振荡更明显。从入口的压降也可以看出，随着入口压力的升高，在阀芯换向处产生的压降也增大。但10 MPa 后出现顶杆底部轴承断裂问题，这是由于顶杆受到的液压力较大，且在凸轮升程和回程处承受冲击。所以采取更换配流凸轮材质的方案来减小配流过程带来的冲击，从而提高配流机构的寿命。之前实验中配流阀采用的是金属凸轮（42CrMo），将其更换为PEEK 凸轮，使之前的硬对硬更换为硬对软，将冲击尽可能地缓冲。实验证明冲击确实减小了，实验压力也加载到16 MPa 的额定压力；柱塞腔压力波动也减小了，5、8、10、16 MPa 下的压力波动率分别为7.2%、7.6%、8.3%、12.5%。通过金属和PEEK 的凸轮比较可以发现，金属凸轮的阀入口压降明显高于PEEK 材质凸轮，这是因为冲击得到了缓冲，阀腔内压力得以更快建立。而前文仿真结果中21 MPa 的波动率为7.39%，与实验结果存在一定差距，但是由于阀芯加工、装配问题和信号采集中压力传感器的波动问题，会出现压力波动率的上升。观察图14 和图9（c）、9（d），阀入口和柱塞腔压力波动的实验结果与仿真结果趋势一致，由此可知实验结果和仿真结果可相互对比验证。

图15 不同压力下配流阀和柱塞腔的压力波动Fig.15 Pressure fluctuation of valve and plunger under different pressures

最后进行了不同转速和压力下的配流阀配流密封性能实验，结果如图16所示。可以看出在最高转速和压力下配流阀的泄漏量最小，仅为2滴/min，容积效率极高。这是因为随着转速和压力的增加，阀杆处的密封圈随着高压和高速被压缩，密封性更好。上述流量分布和泄漏实验表明，在高水基介质下，这种配流机构可以满足马达在不同压力（5～16 MPa）和转速（20～80 r/min）下的配流需求，且容积效率较高。

图16 不同工况下阀的泄漏量Fig.16 Leakage of valve under different working conditions

5 结论

（1）本文创新性地提出一种新型的常开型锥滑阀，其具有锥阀的密封性和滑阀的稳定性；解释了其配流原理，并将其运用于高水基马达配流后，既能够代替原有马达双单向阀配流的功能，又可简化马达结构。

（2）使用AMESim 分析后，得出正弦加速度函数控制的位移函数的压力波动幅值和时间最小，结合压力和流量波动，确定阀芯结构最佳通流孔直径为0.6 mm。最后仿真得出马达整机的扭矩波动为7.39%，与理论结果基本一致。

（3）流场研究发现豁槽结构下，阀芯内部压降更小，速度分布更加均匀；在阀芯的不同开度下，阀芯内部速度呈现先增后减的趋势，并在阀芯位移1.5 mm处出现最大值。

（4）实验结果表明，16 MPa 工况下的压力波动率为12.5%，配流阀配流性能良好，并未出现困液现象，且高压低速下配流机构的最小泄漏量仅为2滴/min，容积效率高，可用于马达配流。