配流閥可靠性設計技術研究

司國雷，鄧建輝，陳君輝，李侃，尹大禹

(四川航天烽火伺服控制技術有限公司, 四川成都 610000)

0 前言

現代液壓系統中，泵作為核心動力元件，廣泛應用于航空、航天、船舶、石油、軍事特種機器人等裝備中。世界各國的液壓元件制造廠都極為重視液壓泵微小型化的技術，這也是未來液壓發展的方向。從現有的應用情況及相關文獻來看，國外微型高速高壓柱塞泵已經產業化，并形成系列化。雖然我國從20世紀80年代至今在柱塞泵上的研究做了很多有益工作，取得一些進展，然而小型高速高壓柱塞泵尤其是微型高速高壓軸向柱塞泵國內鮮有廠家能夠研制。國產的近似產品，存在壽命短、可靠性差以及體積龐大過于笨重等缺點[1-5]。

其中，閥式配流是柱塞泵產品中發展最早的配流方式，由于配流閥的密封性能好，易于獲得高壓，因此廣泛應用于高壓、超高壓柱塞泵中。配流閥的性能直接影響到柱塞泵的整體性能，如工作壓力、容積效率、抗污能力和噪聲等。而高速高壓微小型軸向柱塞泵的特殊性對配流閥的設計提出了更高的要求，直接影響該產品的壽命，要求配流閥的密封副材料有良好的抗沖擊耐磨損能力，要求閥芯、閥座之間有較好的密封性，其中，柱塞泵高速特征對彈簧材料抗疲勞特性也有很高的要求。當前國內外研究學者主要著重于配流閥的材料匹配以及試驗研究[6]，很少針對配流閥固有可靠度方面的研究工作。本文作者主要基于概率統計理論及可靠性設計方法研究高速高壓微小型軸向柱塞泵的配流閥固有可靠度，進一步開展影響因素分析，并通過研制樣機試驗驗證[7]。

1 結構與故障模式分析

配流閥閥芯采用板式端面密封結構，如圖1所示，其端部環形部分與缸體柱塞孔出油處端面構成端面密封副。隨著柱塞的往復吸排油運動啟閉狀態亦發生變化，即柱塞排油時，配流閥閥芯打開，此時其端部環形部分與缸體柱塞孔出油處端面構成端面密封副作用消失，變成過流窗口，該階段配流閥閥芯主要受流體壓力及右端的彈簧力，對配流閥閥芯及其密封副不構成應力損傷；當柱塞吸油時，配流閥關閉，此時其端部環形部分與缸體柱塞孔出油處端面構成端面密封副起作用，此時，配流閥主要受彈簧力及流體高壓力作用。隨著柱塞周期往復運動，配流閥也周期啟閉，在其端部環形部分易形成應力集中，常導致密封面受損，是配流閥故障的主要形式。雖然配流閥在開啟轉換到關閉過程，配流閥閥芯運動速度較高，但配流閥閥芯質量一般都很小，且運動位移很小，沖擊引發的應力損傷不是主要因素。由于缸體端面硬度一般較配流閥閥芯環形端面硬度低，配流閥閥芯環形端面與殼體表面接觸時，殼體表面粗糙度受頻繁的周期應力作用導致密封面質量惡化引發泄漏；此外，配流閥彈簧主要作用是使配流閥回程，微型軸向柱塞泵每轉1周，配流閥彈簧壓縮1次，回彈1次，按額定轉速5 000 r/min、累計使用壽命300 h計算出需高頻往復9×107次，在高頻往復伸縮過程中主要失效模式是彈簧的疲勞斷裂[8-10]，將使柱塞泵的配流功能失效。

圖1 配流閥組成結構

2 可靠度計算方法

2.1 配流閥密封副抗疲勞可靠度計算

如圖1所示，配流閥閥芯閉合時，忽略柱塞腔的負壓作用，主要受缸體作用在配流閥閥芯上的支反力Fp1、泵出口壓力pd作用在配流閥閥芯上的力Fp2及彈簧預緊力Fps。即:

Fp1=Fps+Fp2

(1)

得到配流閥與殼體接觸應力為

(2)

設殼體材料屈服極限rpk=σsp1，以殼體發生塑性變形為臨界條件，根據可靠性干涉理論，則以配流閥與殼體接觸應力為度量的狀態方程為

(3)

設基本隨機參數向量X=[pdFp2dpwdpnrpk]T，則基本隨機參數向量的均值向量E[X]和協方差矩陣C2[X]都是已知量，并設該隨機參數向量服從正態分布，其矩陣表達式分別為

E[X]=[μpdμFp2μdpwμdpnμrpk]T

(4)

(5)

把狀態函數gpk(X)對基本隨機變量向量求偏導數，有

(6)

當已知基本隨機參數X=[pdFp2dpwdpnrpk]T的前兩階矩時，可靠性指標βSM為

(7)

2.2 配流閥彈簧抗疲勞可靠度計算

配流閥彈簧主要受配流閥口液壓力的作用，對于彈簧軸線的切面而言，法向既受到液壓力力矩的作用，軸向又受到液壓載荷的作用。設彈簧受力后所產生的剪切應力均勻分布在彈簧支撐圈上，則其應力τs為力矩和最大載荷對切面產生的剪應力之和，表示為

(8)

式中：ks為曲度系數，ks≈1+2ds/(3Ds)；ds為鋼絲直徑，mm；Ds為彈簧中徑，mm；fs為彈簧受軸向最大載荷，N。

配流閥彈簧的材料為1Cr18Ni9，根據其工作特性可知，其負荷特性屬于Ⅰ類，即受變負荷作用，且工作循環次數大于106次，則該彈簧的剪切持久極限rs為

rs=0.577Kesσs-1

(9)

式中：σs-1為250 ℃環境試件的持久極限，MPa，σs-1≈0.34σb；Kes為應力集中修正系數。

根據應力強度干涉理論，rs表示彈簧的材料強度，以應力極限狀態表示的狀態方程為

gs(X)=rs-τs

(10)

設基本隨機參數變量X=[dsDsfsrs]T，且這些基本隨機參數變量的均值E[X]和協方差矩陣C2[X]都是已知量，并設該隨機參數向量服從正態分布，其矩陣表達式分別為

E[X]=[μdsμDsμfsμrs]T

(11)

(12)

把狀態函數gs(X)對基本隨機變量向量求偏導數，有

(13)

當已知基本隨機參數X=[dsDsfsrs]T的前兩階矩時，可靠性指標βSM為

(14)

3 配流閥可靠性特性分析

已知柱塞工作腔壓力pd=(30×106,3.33×105)Pa，柱塞泵配流閥的彈簧預緊力Fp2=(3.6,0.133)N，配流閥密封面外徑dpw=(8.62×10-3,1.67×10-5)m，配流閥密封面內徑dpn=(7.2×10-3,1.67×10-5)m，殼體材料屈服極限rpk=(4.5×108,5×107)Pa，彈簧不銹鋼絲(材料1Cr18Ni9)直徑0.6 mm規格的A組抗拉強度為1 571～1 815 MPa，有ds=(0.6,0.012)mm，σb=(1 693,40.67)MPa，Ds=(5,0.033)mm，配流閥的開度最大不超過0.2 mm，配流閥彈簧剛度為1.33 N/mm，安裝預緊力為3.6 N，則對應最大軸向載荷為fs=(3.866,0.1)N，根據彈簧的常數Cs=Ds/ds≈8.33，取應力集中修正系數Kes=0.9。

3.1 配流閥密封副抗疲勞可靠度特性分析

當柱塞回程吸油時，配流閥在回復彈簧與輸出壓力的作用下緊壓在缸體密封面上，一方面要求壓得緊以減小流量倒灌，另一方面要求不能壓太緊使得缸體密封表面發生應力損傷。輸出壓力對缸體抗疲勞可靠度影響特性如圖2所示[11-12]。

由圖2可知:隨著輸出壓力的增大，當輸出壓力大于75 MPa后，缸體抗疲勞可靠度下降，主要原因是配流閥與缸體密封副的表面接觸應力增大。而樣機30 MPa的輸出壓力遠小于75 MPa，因此該輸出壓力對缸體抗疲勞可靠度影響甚微。

圖2 輸出壓力對缸體抗疲勞可靠度β影響

配流閥密封面的環形外徑與閥的泄漏流量要求有關，同時也影響缸體密封面的抗疲勞可靠性，具體影響特性如圖3所示。

圖3 配流閥環形外徑對缸體抗疲勞可靠度β影響

由圖3可知:隨著配流閥密封面環形外徑增大，缸體密封面抗疲勞可靠度亦增大。當該密封環形外徑小于7.65 mm時，缸體密封面抗疲勞可靠度不能滿足要求，主要原因是隨著該密封環形外徑減小，輸出壓力施加到配流閥與缸體密封面上的載荷隨之減小，然而，該環形面積呈拋物線非線性減小，相對減小更快，使得密封副比壓過大，導致缸體密封面抗疲勞可靠度下降。樣機的配流閥密封面環形外徑為8.62 mm，大于7.65 mm，缸體密封面抗疲勞可靠度較高。

配流閥密封面的環形內徑與閥的泄漏流量要求有關，同時也影響缸體密封面的抗疲勞可靠性，具體影響特性如圖4所示。

圖4 配流閥環形內徑對缸體抗疲勞可靠度β影響

由圖4可知：隨著配流閥密封面環形內徑增大，缸體密封面抗疲勞可靠度降低。當該密封環形內徑大于8.2 mm時，缸體密封面抗疲勞可靠度不能滿足要求，主要原因是隨著該密封環形內徑增加，輸出壓力施加到配流閥與缸體密封面上的載荷隨之減小，然而，該環形面積呈拋物線非線性減小，使得密封副比壓過大，導致缸體密封面抗疲勞可靠度下降。樣機的配流閥密封面環形內徑為7.2 mm，小于8.2 mm，缸體密封面抗疲勞可靠度較高。

3.2 配流閥彈簧抗疲勞可靠度特性分析

圖5所示為鋼絲直徑ds對配流閥彈簧抗疲勞可靠度的影響，鋼絲直徑ds<0.58 mm時,可靠度將不滿足要求，隨著鋼絲直徑增加，配流閥彈簧抗疲勞可靠度也增加。樣機的配流閥彈簧直徑為0.6 mm，對應抗疲勞可靠度為0.999 578。

圖5 鋼絲直徑對配流閥彈簧抗疲勞可靠度β的影響

圖6所示為彈簧中徑Ds對配流閥彈簧抗疲勞可靠度影響，彈簧中徑小于5.1 mm時，配流閥彈簧抗疲勞可靠度較高;超過5.1 mm后，可靠度下降，將不滿足要求。樣機的配流閥彈簧中徑為5 mm，滿足要求。

圖6 彈簧中徑對配流閥彈簧抗疲勞可靠度β的影響

圖7所示為最大載荷fs對配流閥彈簧抗疲勞可靠度影響，可以看出：當彈簧軸向最大載荷超過4 N后，配流閥彈簧抗疲勞可靠度下降，將不滿足要求。樣機的配流閥彈簧最大載荷不超過3.9 N，滿足要求。

圖7 最大載荷對配流閥彈簧抗疲勞可靠度β的影響

綜上所述，樣機的配流閥彈簧抗疲勞可靠度為0.999 578，與之關系密切的3個參數變量可以滿足要求，同時也存在一定的提升空間，包括采用強度更大的彈簧材料或適當減小彈簧的中徑，均可提升配流閥彈簧的抗疲勞可靠度。

4 試驗驗證

圖8所示為微型軸向柱塞泵樣機與配流閥元件，圖9所示為試驗裝置組成及試驗裝置實物。技術要求該柱塞泵產品滿足額定轉速5 000 r/min、額定輸出壓力30 MPa下，壽命大于300 h，等效計算出配流閥啟閉次數要求為不少于9×107次。

圖8 樣機與配流閥元件

根據JB/T 7043—2006要求以及結合技術要求，開展耐久性試驗累計1 000 h。拆解后觀察，缸體與配流閥配合密封處出現光亮圈，經過顯微鏡觀察，未發現明顯壓痕深度，且壓痕處光潔度更好；柱塞泵平均流量為0.52 L/min，耐久性試驗前容積效率為83.88%，1 000 h耐久試驗后容積效率為83.87%，前后容積效率基本不變。此外，配流閥超過3億次啟閉次數，遠大于設計指標9×107次(300 h)啟閉要求。實測配流閥彈簧剛度基本不變，說明配流閥密封性保持良好，且配流閥彈簧未發生顯著疲勞失效，具有較高的可靠度。

5 結論

通過配流閥固有可靠度計算與關鍵變量影響特性分析，結合樣機試驗，得到結論如下：

(1)隨著輸出壓力的增大，缸體抗疲勞可靠度下降，主要原因是配流閥與缸體密封副的表面接觸應力增大。

(2)配流閥密封面的環形外徑與閥的泄漏流量要求有關，同時也影響缸體密封面的抗疲勞可靠性，隨著配流閥密封面環形外徑增大，缸體密封面抗疲勞可靠度亦增大。

(3)配流閥密封面環形內徑增大，缸體密封面抗疲勞可靠度降低。主要原因是隨著該密封環形內徑增加，輸出壓力施加到配流閥與缸體密封面上的載荷隨之減小，然而，該環形面積呈拋物線非線性減小，使得密封副比壓過大，導致缸體密封面抗疲勞可靠度下降。

(4)彈簧軸向預緊力不宜過大，會導致配流閥彈簧抗疲勞可靠度下降。此外，采用強度更大的彈簧材料或適當減小彈簧的中徑，均可提升配流閥彈簧的抗疲勞可靠度。