劉海龍，郭志平，王景祥

（內蒙古工業(yè)大學 機械學院，內蒙古 呼和浩特 010051）

0 引言

由于氣動馬達使用壓縮空氣作為動力源，將氣源壓力轉換成機械動力輸出，這種特性具有優(yōu)秀的防爆性能，且對環(huán)境污染很輕，在很多領域得到了越來越廣泛的應用， 比如： 石油鉆探、造紙、制藥、化工、煤炭等等。 隨著應用領域的擴展與馬達功率的不斷提高，一個問題擺在研究人員面前， 那就是氣動馬達的效率遲遲不能滿足要求，制約因素是多方面的。 下面就以氣動馬達核心部件之一的配氣閥芯進行對比討論，它在馬達工作過程中起到舉足輕重的作用，直接關系到馬達能否正常工作，同時也是影響馬達轉換效率的關鍵因素之一。為此對氣動馬達配氣閥芯的配氣結構進行改進對馬達效率的提高尤為重要。目前對氣動馬達配氣閥芯的研究還很少，主要集中在配氣閥芯配氣角度研究[1]，及配氣閥芯控制系統(tǒng)原理研究[2]。

本文源于泰安巨菱鉆探裝備有限責任公司（山東）與內蒙古工業(yè)大學的合作項目。針對該公司生產(chǎn)的5T 系列氣動馬達配氣閥芯進行結構合理化改進，對該配氣閥芯的優(yōu)化改進是項目的一部分，這里將目前氣動馬達所使用的配氣閥芯與結構改進后的配氣閥芯進行對比，來驗證后者在馬達輸出效能上能否有所提高以及提高的幅度大小。

1 氣動馬達配氣理論

1.1 氣動馬達配氣過程

氣動馬達的配氣相位如圖1 所示，曲軸在轉過活塞上止點6°的時候，進氣門開啟，氣缸開始充氣，在距活塞下止點66°的時候進氣門關閉，完成充氣過程。在接下來的39°的行程內，氣缸是密封的，是氣缸內氣體膨脹做正功的過程，然后主排氣門開啟，開始第一次排氣，該過程曲軸的行程是54°。第一次排氣結束后，氣缸又處于密封狀態(tài)， 在39°的行程內， 氣缸內的氣體被壓縮做負功。緊接著次排氣門開啟，開始第二次排氣，在距上止點6°的時候，次排氣門關閉，完成第二次排氣。 曲軸繼續(xù)旋轉，準備進行下一個循環(huán)[3]。

圖1 配氣相位

1.2 閥芯主進、排氣孔通流截面積計算

由閥芯進、排氣口截面連續(xù)方程[4]得：

式中 ve——閥芯氣口截面處氣體流速

ρe——氣體密度

由式（1-1）得出

式中 qm——質量流量，由實驗得出

將式（2）、（3）帶入到上式中得：

p0——為截面處氣體壓強

k——為氣體等熵指數(shù)，對于空氣來說，k=1.4

pe——為閥芯截面開口處壓強

Ae——為閥芯開口處流通截面積

根據(jù)上面的公式可以看出，閥芯開口處流通截面積與多種因素有關，而這些因素又與氣動馬達的工作效率密切相關，由此可知閥芯開口處流通截面積的大小必定能夠對馬達的性能影響深遠。

2 配氣閥芯結構優(yōu)化

配氣閥芯的結構是為滿足馬達正常工作而設計，它的主要作用是協(xié)調配置圓周排列的五個氣缸能夠有序地進行工作，它不僅要滿足如圖1所示的配氣相位， 而且還要滿足馬達在不同負載、不同轉速下合理地配氣工作，同時滿足以上兩種條件是考驗配氣閥芯性能好壞的重要指標。

2.1 傳統(tǒng)配氣閥芯結構分析

圖2 傳統(tǒng)配氣閥芯

如圖2 所示， 配氣閥芯設計成三段結構，閥芯最上端為第一段，稱為主配氣孔，分別為：名義正轉配氣孔、名義反轉配氣孔和副排氣孔，可以看出在名義正轉配氣孔處有一道寬度為3 mm，跨度為25°的開孔，設計功用為輔助正轉配氣，當曲軸轉角超過120°時， 由于氣缸內氣體膨脹做功，此時所需外界壓縮空氣供給量逐漸減小或中斷，為提高氣動馬達功率，通過此輔助開孔持續(xù)供給壓縮氣體。而在名義反轉配氣孔中則沒有相應的結構上的處理，從而在反轉的時候不會起到任何作用，以此得出馬達在正、反轉上其效率是不同的。副排氣孔的主要功用是在氣動馬達運行過程中起到首次排氣作用，避免在活塞返程過程中因背壓過大而影響氣動馬達輸出效率；第二段和第三段分別為名義正轉進、排氣孔、名義反轉進、排氣孔，正轉時由分配閥控制壓縮氣體進入到位于第二段的開口，由于配氣閥配氣孔的合理設計，配氣閥控制壓縮氣體推動氣動馬達正轉運行，產(chǎn)生的廢氣靠副排氣孔與相應反轉進、排氣孔進行釋放。

2.2 新型配氣閥芯結構分析

如圖3 所示， 配氣閥芯同樣設計成三段結構， 但與傳統(tǒng)配氣閥芯相比有著明顯的差距，首先，取消了名義正轉配氣孔上的3mm 開口，其原因是（1）活塞受壓縮氣體推動做功結束后由壓縮氣體剩余膨脹力繼續(xù)做功，而這個時間段里不需要新的氣體充入。 （2）保證氣動馬達在正反轉的時候效率一樣，拓展應用領域；

圖3 新型配氣閥芯

其次，由公式（4）計算出在實際使用時配氣閥芯配氣口截面面積，對比傳統(tǒng)配氣閥芯各開口截面平均增加了32.7%，

閥芯直徑增加了45.3%，同時新型配氣閥芯增加了四道密封環(huán)，以提高密封性能。

3 測試平臺搭建

為了驗證新型配氣閥芯理論研究的正確性以及與傳統(tǒng)配氣閥芯性能對比，采用中國石油大學與泰安巨菱鉆探裝備有限責任公司共同搭建的主要針對氣動馬達的性能測試的實驗平臺。如圖4 所示，實驗平臺由受測對象（氣動馬達）、減速器、支架、扭矩檢測模塊、速度檢測模塊等組成。測試氣源壓力為0.7 MPa，馬達輸出扭矩及轉速通過減速器傳遞給扭矩檢測模塊和速度檢測模塊進行扭矩及速度的檢測。

圖4 氣動馬達實驗平臺

4 測試結果分析

圖5 所示為氣動馬達扭矩特性曲線，可以看出新型配氣閥芯與傳統(tǒng)配氣閥芯對馬達扭矩的影響非常明顯， 馬達輸出最大扭矩出現(xiàn)在129r/min 的時候， 對于新型配氣閥芯最大扭矩為37.1N﹒m，相對于傳統(tǒng)配氣閥芯下最大扭矩為33.2 N﹒m 時增加了10.5%，而在其他轉速范圍內其增加的數(shù)值不盡相同，在氣動馬達達到最高轉速的時候（通常為900 r/min）兩者之間的差別可以忽略，而此時的氣動馬達扭矩最小。但在整個馬達轉速范圍內可以看出新型配氣閥芯下氣動馬達輸出扭矩對比傳統(tǒng)配氣閥芯下的氣動馬達輸出扭矩普遍有所提升。 由此可以說明，對傳統(tǒng)的配氣閥芯的結構優(yōu)化驗證了理論上的正確性，對馬達輸出扭矩的提高起到了一定的作用。

圖5 馬達扭矩特性曲線

圖6 所示為氣動馬達功率特性曲線，可以看出新型配氣閥芯與傳統(tǒng)配氣閥芯對馬達功率特性曲線變化趨勢相同，只是在某一時刻的具體量值不同。 功率曲線在馬達轉速為131 r/min 的時候開始爬升， 當轉速在430 r/min 的時候馬達功率值最高，在傳統(tǒng)配氣閥芯下功率為7.68 kW，相應的在新型配氣閥芯為8.16 kW， 功率較前者高出6%。 隨著轉速不斷提高， 馬達的功率逐漸降低， 在接近900 r/min 的時候兩者的功率值達到最低點， 此時傳統(tǒng)配氣閥芯下功率為0.9 kW，新型配氣閥芯下的為1.33 kW。由此可以說明，新型配氣閥芯對馬達輸出扭矩的提高起到了一定的作用。

圖6 馬達功率特性曲線

5 結論

由以上分析結果可知，對傳統(tǒng)配氣閥芯的結構進行合理的優(yōu)化設計，在一定程度上增大了氣動馬達扭矩輸出、提高了馬達輸出功率，驗證了新型配氣閥芯理論上的正確性，在提高氣動馬達效率方面起到了一定的作用。配氣閥芯在制約氣動馬達工作效率方面占有主要因素，但并不是決定性因素，影響馬達效率的因素很多，配氣閥芯只是一個方面，對配氣閥芯的結構優(yōu)化在一定程度上提高了馬達使用效率，但與指示功率還有一定差距，若想在根本上提高馬達效率需要多種結構優(yōu)化。

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