配流閥可靠性設(shè)計技術(shù)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(shù)有限公司, 四川成都 610000)

0 前言

現(xiàn)代液壓系統(tǒng)中，泵作為核心動力元件，廣泛應(yīng)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(shù)，這也是未來液壓發(fā)展的方向。從現(xiàn)有的應(yīng)用情況及相關(guān)文獻來看，國外微型高速高壓柱塞泵已經(jīng)產(chǎn)業(yè)化，并形成系列化。雖然我國從20世紀(jì)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(nèi)鮮有廠家能夠研制。國產(chǎn)的近似產(chǎn)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(chǎn)品中發(fā)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(yīng)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(shè)計提出了更高的要求，直接影響該產(chǎn)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(dāng)前國內(nèi)外研究學(xué)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(tǒng)計理論及可靠性設(shè)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(jié)構(gòu)與故障模式分析

配流閥閥芯采用板式端面密封結(jié)構(gòu)，如圖1所示，其端部環(huán)形部分與缸體柱塞孔出油處端面構(gòu)成端面密封副。隨著柱塞的往復(fù)吸排油運動啟閉狀態(tài)亦發(fā)生變化，即柱塞排油時，配流閥閥芯打開，此時其端部環(huán)形部分與缸體柱塞孔出油處端面構(gòu)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(gòu)成應(yīng)力損傷；當(dāng)柱塞吸油時，配流閥關(guān)閉，此時其端部環(huán)形部分與缸體柱塞孔出油處端面構(gòu)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(fù)運動，配流閥也周期啟閉，在其端部環(huán)形部分易形成應(yīng)力集中，常導(dǎo)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(zhuǎn)換到關(guān)閉過程，配流閥閥芯運動速度較高，但配流閥閥芯質(zhì)量一般都很小，且運動位移很小，沖擊引發(fā)的應(yīng)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(huán)形端面硬度低，配流閥閥芯環(huán)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(yīng)力作用導(dǎo)致密封面質(zhì)量惡化引發(fā)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(zhuǎn)1周，配流閥彈簧壓縮1次，回彈1次，按額定轉(zhuǎn)速5 000 r/min、累計使用壽命300 h計算出需高頻往復(fù)9×107次，在高頻往復(fù)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(jié)構(gòu)

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(yù)緊力Fps。即:

Fp1=Fps+Fp2

(1)

得到配流閥與殼體接觸應(yīng)力為

(2)

設(shè)殼體材料屈服極限r(nóng)pk=σsp1，以殼體發(fā)生塑性變形為臨界條件，根據(jù)可靠性干涉理論，則以配流閥與殼體接觸應(yīng)力為度量的狀態(tài)方程為

(3)

設(shè)基本隨機參數(shù)向量X=[pdFp2dpwdpnrpk]T，則基本隨機參數(shù)向量的均值向量E[X]和協(xié)方差矩陣C2[X]都是已知量，并設(shè)該隨機參數(shù)向量服從正態(tài)分布，其矩陣表達式分別為

E[X]=[μpdμFp2μdpwμdpnμrpk]T

(4)

(5)

把狀態(tài)函數(shù)gpk(X)對基本隨機變量向量求偏導(dǎo)數(shù)，有

(6)

當(dāng)已知基本隨機參數(shù)X=[pdFp2dpwdpnrpk]T的前兩階矩時，可靠性指標(biāo)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(shè)彈簧受力后所產(chǎn)生的剪切應(yīng)力均勻分布在彈簧支撐圈上，則其應(yīng)力τs為力矩和最大載荷對切面產(chǎn)生的剪應(yīng)力之和，表示為

(8)

式中：ks為曲度系數(shù)，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(jù)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(huán)次數(shù)大于106次，則該彈簧的剪切持久極限r(nóng)s為

rs=0.577Kesσs-1

(9)

式中：σs-1為250 ℃環(huán)境試件的持久極限，MPa，σs-1≈0.34σb；Kes為應(yīng)力集中修正系數(shù)。

根據(jù)應(yīng)力強度干涉理論，rs表示彈簧的材料強度，以應(yīng)力極限狀態(tài)表示的狀態(tài)方程為

gs(X)=rs-τs

(10)

設(shè)基本隨機參數(shù)變量X=[dsDsfsrs]T，且這些基本隨機參數(shù)變量的均值E[X]和協(xié)方差矩陣C2[X]都是已知量，并設(shè)該隨機參數(shù)向量服從正態(tài)分布，其矩陣表達式分別為

E[X]=[μdsμDsμfsμrs]T

(11)

(12)

把狀態(tài)函數(shù)gs(X)對基本隨機變量向量求偏導(dǎo)數(shù)，有

(13)

當(dāng)已知基本隨機參數(shù)X=[dsDsfsrs]T的前兩階矩時，可靠性指標(biāo)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(yù)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(nèi)徑dpn=(7.2×10-3,1.67×10-5)m，殼體材料屈服極限r(nóng)pk=(4.5×108,5×107)Pa，彈簧不銹鋼絲(材料1Cr18Ni9)直徑0.6 mm規(guī)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(yù)緊力為3.6 N，則對應(yīng)最大軸向載荷為fs=(3.866,0.1)N，根據(jù)彈簧的常數(shù)Cs=Ds/ds≈8.33，取應(yīng)力集中修正系數(shù)Kes=0.9。

3.1 配流閥密封副抗疲勞可靠度特性分析

當(dāng)柱塞回程吸油時，配流閥在回復(fù)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(fā)生應(yīng)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(dāng)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(yīng)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(huán)形外徑與閥的泄漏流量要求有關(guān)，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(huán)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(huán)形外徑增大，缸體密封面抗疲勞可靠度亦增大。當(dāng)該密封環(huán)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(huán)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(huán)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(dǎo)致缸體密封面抗疲勞可靠度下降。樣機的配流閥密封面環(huán)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(huán)形內(nèi)徑與閥的泄漏流量要求有關(guān)，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(huán)形內(nèi)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(huán)形內(nèi)徑增大，缸體密封面抗疲勞可靠度降低。當(dāng)該密封環(huán)形內(nèi)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(huán)形內(nèi)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(huán)形面積呈拋物線非線性減小，使得密封副比壓過大，導(dǎo)致缸體密封面抗疲勞可靠度下降。樣機的配流閥密封面環(huán)形內(nèi)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(yīng)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(dāng)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(guān)系密切的3個參數(shù)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(dāng)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(shù)要求該柱塞泵產(chǎn)品滿足額定轉(zhuǎn)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(shù)要求為不少于9×107次。

圖8 樣機與配流閥元件

根據(jù)JB/T 7043—2006要求以及結(jié)合技術(shù)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(xiàn)光亮圈，經(jīng)過顯微鏡觀察，未發(fā)現(xiàn)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(shù)，遠大于設(shè)計指標(biāo)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(fā)生顯著疲勞失效，具有較高的可靠度。

5 結(jié)論

通過配流閥固有可靠度計算與關(guān)鍵變量影響特性分析，結(jié)合樣機試驗，得到結(jié)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(yīng)力增大。

(2)配流閥密封面的環(huán)形外徑與閥的泄漏流量要求有關(guān)，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(huán)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(huán)形內(nèi)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(huán)形內(nèi)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(huán)形面積呈拋物線非線性減小，使得密封副比壓過大，導(dǎo)致缸體密封面抗疲勞可靠度下降。

(4)彈簧軸向預(yù)緊力不宜過大，會導(dǎo)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(dāng)減小彈簧的中徑，均可提升配流閥彈簧的抗疲勞可靠度。