阀配流径向柱塞泵的优越性及适应性分析

配流阀的作用是与柱塞运动相适应地轮流将吸油油道与压油油道和柱塞缸接通和切断。它们在阀配流径向柱塞泵中是构成密封工作容腔的主要部件之一。

1.对配流阀的要求

1）阀门的开启和关闭动作应和柱塞的动作协调一致。否则就产生阀门运动滞后于柱塞的运动，从而引起漏损使容积效率下降。

2）阀门工作平稳，没有振动，关闭对阀座没有严重的撞击现象。否则会产生振动、噪声并引起阀的密封面很快损坏。

3）油液流经阀口时所产生的阻力损失要小。否则容易产生吸油不足和气蚀现象；压油时导致柱塞缸内压力大大超过系统压力，增加泵的功率损失，使泵的效率下降。

4）阀在关闭状态，应具有良好约密封性，否则会使泄漏增加，容积效率下降。

5）阀的死容积（即余隙容积）应尽可能小。

6）使用寿命长。因阀门启、闭频繁并伴有撞击，所以要合理选择阀芯和阀座的材料以及热处理工艺。

7）结构简单、工艺性好。

总之，所设计的配流阀应能保证泵的工作可靠、寿命长、成本低，并且有较高的效率。

2.配流阀运动滞后问题的分析

（1）阀的滞后现象及其危害 阀的滞后现象是阀的运动和柱塞的运动之间出现的不协调现象。也就是说，柱塞开始压油时，吸油阀仍处于开启状态，压油阀仍然关闭，待柱塞移动一定距离后，压油阀才打开，吸油阀才完全关闭。当柱塞的压油过程结束，开始吸油时，压油阀仍处于开启状态，吸油阀仍然关闭，待柱塞移动一段距离后，压油阀才关闭，吸油阀才开始打开。阀门运动滞后，会使泄漏增加，容积效率下降。

（2）影响阀门运动滞后的因素

1）阀门的惯性和阀门复位弹簧。当柱塞压油行程结束，吸油行程开始时，由于吸油阀的惯性使它不能立即打开，而是要等柱塞运动一段距离后，使柱塞缸中压力降低并与柱塞缸外压力形成一定的压差，克服阀的惯性，才能使吸油阀开启。当柱塞完成吸油过程而开始压油时，同样需要柱塞运动一段距离使柱塞缸内升压并与缸外形成一定压差时，才能克服阀的惯性使吸油阀关闭，压油阀打开。为了减少惯性造成的滞后，应设法减轻阀门的重量。实际上吸油阀、排油阀的复位弹簧也是影响阀门与运动滞后的因素。当柱塞开始排油，压缩柱塞腔内的油液使其压力升高，当此压力升高到足以克服排油阀的复位弹簧和高压腔的压力时，排油阀才会开启，同样当柱塞开始吸油时，只有当柱塞腔的压力下降到吸油阀前的油液的压力足以克服复位弹簧和柱塞腔的燃油压力时，吸油阀才能开启。因此吸、排油阀的复位弹簧的设计非常关键。

2）死容积。死容积是当柱塞运动至压油行程的终点时，在缸腔中尚存留的容积。由于阀配流式径向柱塞泵的工作压力高，油液的可压缩性不可忽视。当柱塞压油终了时，在死容积中残存的是压缩后的高压液体。当柱塞吸油行程开后后，缸内空间增大，死容积中高压液体开始膨胀，压力降低，此时吸油阀还不能开启，直至柱塞缸内压力低于吸油阀外面的压力后才能开启，进行吸油。因此产生了吸油阀的滞后。死容积越大，工作压力越高，阀的滞后越严重，所以在结构设计时，应力求减小死容积。

在一般情况下，阀滞后现象带未的影响并不严重，但是当泵的转速提高到一定程度时，阀的惯性引起的滞后带来的影响就比较严重了。

3.配流阀的设计

（1）配流阀结构型式的选择 阀配流式径向柱塞泵中配流阀的结构型式有锥阀、球阀和菌状阀等几种，如图5-7所示。

柱塞式锥阀与菌状锥阀具有导向部分，可以保证上下运动方向的准确性。锥阀的密封面为圆锥面，自定位性能好，工作可靠，寿命长。锥阀的流量系数大，在同样过流面积条件下，阀的抬起高度小。

柱塞式锥阀体积和重量均较大，阀的惯性也大，同时如果导向部分及弹簧均在柱塞缸腔内，使缸内死容积增大，故不宜作吸油阀而常用来作压油阀。菌状锥阀重量轻，惯性小，阀的启闭灵活，其导向部分可放在缸腔外，使闭死容积很小。既可作吸油阀用，也可作压油阀用。

图5-7 配流阀的几种结构形式

a）菌状锥阀 b）柱塞式锥阀 c）球阀 d）平板阀

球形阀结构简单，制造容易，但阀的重量较大，惯性大，所以通常只用在小流量场合。

平板阀的结构简单，重量最轻，惯性最小。所以在阀配流式径向泵中常用作吸油阀。

（2）确定配流阀的最大过流面积A_max及最大开启高度h_max 通过配流阀阀口的瞬时流量应等于柱塞压出的瞬时流量，其连续性方程为

式中 d——柱塞的直径（m）；

v——柱塞的运动速度（m/s）；

C_q——阀口的流量系数；

v_f——阀口的平均流速；

A_f——阀口的过流面积（m²）。

由于柱塞的运动速度v和柱塞压出的瞬时流量是变化的，而阀口前后的压差变化不大，故阀口处的平均流速v_f变化不大，因此阀口的过流面积随柱塞运动速度的变化而变化，显然，当v=v_max时，A_f=A_fmax，h=h_max，故有

不同形式的配流阀，其A_fmax、h_max的计算公式不一样。

1）锥形阀（如图5-8a所示）。为了避免阀芯与阀座卡死，阀座的锥角ϕ不应小于60°，一般ϕ=90°～110°，由图所示的几何关系可得

对上式整理求解可得

将式（5-29）代入，即可得到

式中 d_k——阀座孔的最小直径；

d——柱塞直径。

2）球形阀（如图5-8b所示）。球形阀的圆锥角一般为ϕ=100°～120°，当阀座孔的流速选定后，即可定出d_k，而球的半径r从结构上考虑可取2r=1.8d_k，由图5-8b所示的几何关系可得

解上式可得

将式（5-29）代入，即可得到

图5-8 配流阀的开启高度的分析

a）锥阀 b）球阀 c）平板阀

式中 d——柱塞直径。

3）平板阀（图5-8c）

由图5-8c可知A_fmax=πd_kh_max，所以

将（5-29）式代入，即可得到

（3）配流阀复位弹簧力的确定

由于吸油阀和压油阀的工作条件和受力情况不同，故应分别予以讨论。

1）吸油阀的复位弹簧。吸油阀复位弹簧的作用是当柱塞开始压油时，克服来自吸油管道的液压作用力，将吸油阀迅速关闭。显然，弹簧力越大则阀门关闭越迅速，对减小阀门关闭时运动的滞后有利，但弹簧力大了会使阀门开启的阻力增加，使得阀门开启运动滞后，又由于吸油阻力的增加，将产生吸油不足和气蚀现象。所以通常是在保证吸油充分的条件下来选择弹簧，即根据吸油阀的受力条件来确定弹簧力。

①确定最大弹簧力F_tmax。

a）按“阀门开度最大时，阀门的力平衡条件”来计算最大弹簧力F_tmax。当柱塞以最大的速度v_max运动进行吸油时，阀门开启到了最大开度h_max，相应的弹簧力也是最大，此时阀门受力平衡方程为

（p₁-p₂）A_F+ρv²_maxAF=F_tmax+G-F_a

所以

F_tmax=（p₁-p₂）A_F+ρv²_maxAF-G+F_a （5-33a）

式中 p₁——阀口前的油液压力（Pa）；

p₂——阀口后的油液压力（Pa）；

A_F——阀门受油压作用的有效面积（m²）；

ρ——油液的密度（kg/m³）；

v_max——吸油管路油液的最大流速（m/s）；(www.xing528.com)

F_tmax——最大弹簧力（N）；

G——阀芯的自重（N）；

F_a——阀芯的运动惯（N）。

假定油液流经阀口时的压力损失为

式中 v_f——阀口处液流的平均流速（m/s）。

所以式（5-33a）又可以写成

b）按柱塞腔内部产生气蚀的条件校核最大弹簧力F_tmax。

当阀门的开度最大时，通过的瞬时流量最大时，柱塞腔内的压力最低（p₂=p_2min）

p_2min=p₁-Δp

由式（5-33a）可得

又

p₁=p_a-ρgH_s-Δp_z

所以

式中 H_s——几何吸油高度，即吸油阀的中心到油箱液面的高度（m）。当吸油阀中心在油箱液面以上时，H_s为正，反之为负；

Δp_z——吸入油路流速最大时，吸入油路的压力损失（Pa）；

p_a——油箱液面的压力，通常为大气压力。

为了保证柱塞腔内的压力不产生气蚀，由式（5-34）计算出的p_2min不可低于当时工作温度下的油液的汽化压力p_ch，即应满足关系式

②确定弹簧的预紧力F_t′。

a）根据结构因素初选弹簧的刚度K，算出弹簧的预紧力F_t′

F_t′=F_tmax-Kh_max （N） （5-36）

b）按吸油阀的开启条件校验弹簧预紧力F_t′。当柱塞开始吸油时，只有当吸油管道的油液压力对阀的作用力F_s大于弹簧预紧力时，吸油阀才开启。即

F_t′=F_tmax-Kh_max＜F_s （5-37a）

而

F_s=（p_aA_F-ρgH_sA_F）=（p_a-ρgH_s）A_F

所以式（5-37a）又可写成

F_t′＜（p_a-ρgH_s）A_F （5-37b）

2）压油阀的复位弹簧。压油阀的复位弹簧力过大，虽然能保证开始吸油时阀门能迅速关闭，但将导致排油压力损失增大，效率降低。复位弹簧力太弱，在吸油阀开启和压力油管卸载的条件下，压油阀不能及时关闭。因此必须恰当的确定弹簧力。

①确定弹簧的预紧力F_t′。为了保证吸油阀开启和压油管道卸载的条件下，能使压油阀关闭，预紧力F_t′必须大于柱塞腔内的液体对阀的作用力，即

F_t′＞p₂A_F2

式中 A_F2——压油阀承受柱塞腔内油压的有效面积。

②确定最大弹簧力F_tmax。当柱塞以最大速度v_max运动时，压油阀的阀芯开启到最大位置h_max时，相应的弹簧力也是最大。根据阀芯的受力平衡条件，可得

F_tmax=Δp_pA_F2+ρv²_maxA_F2+G+F_a （N） （5-38）

式中 Δp_p——压油阀的阀口的压力损失（Pa）；

A_F2——压油阀阀芯受燃油压力作用的有效面积（m²）；

v_f2——压油阀阀口的平均流速（m/s）；

v_max——压油阀阀口的最大流速（m/s）；

G——压油阀阀芯的自重（N）。

③弹簧刚度K

（4）配流阀阀座挤压应力校核

1）锥形阀挤压应力（设阀芯与阀座为面接触）

式中 D——阀芯与阀座接触的大直径（m）；

d_k——阀芯与阀座接触的小直径（m）；

R——阀芯与阀座的接触力（N）。

对吸油阀而言，在吸油阀关闭时，压油阀开启进行压油时，其接触应力最大，可近似取

R=pA_F+F_t′ （N） （5-40）

式中 p——柱塞腔内的油液压力（Pa）；

A_F——吸油阀的阀芯受油压的有效作用面积（m²）；

F_t′——吸油阀弹簧预紧力（N）。

对压油阀而言

R=pA_F2+F_t′ （5-41）

式中 p——共轨管内的压力（Pa）；

A_F——压油阀的阀芯受油压作用的有效面积（m²）；

F_t′——压油阀弹簧预紧力（N）。

2）球形阀。球形阀座上的接触宽度，如图5-9所示，一般为b′=（0.1～0.25）×10^-3m，其挤压应力为

式中 d_k——球阀座孔的直径（m）。

3）平板阀

式中 d₁、d₂——平板阀与阀座接触面的最大直径和最小直径（m）。

图5-9 球阀与阀座的接触宽度

按式（5-39）、（5-42）、（5-43）计算所求的挤压应力必须小于许用挤压压力。