典型多路閥設(shè)計與分析

1、多路閥設(shè)計與分析 單位: 技術(shù)中心作者: 目 錄一、概述.（2）二、我廠常用的幾種典型液壓閥口過流面積分析及計算.（3）三、典型三位六通多路閥原理及其應(yīng)用. . （10）四、六通多路閥附加的負(fù)流量控制系統(tǒng) （13）五、四通閥的負(fù)荷傳感控制.（15）六、負(fù)荷傳感多路閥的系統(tǒng)效率分析 （20）七、總結(jié)和展望 （21） 典型多路閥設(shè)計與分析一、概述多路閥廣泛用于行走機(jī)械中，在整個液壓行業(yè)行走機(jī)械所創(chuàng)造的產(chǎn)值在50以上，所以對多路閥的研究很重要，多路閥換向閥不是常規(guī)的換向閥，而是根據(jù)不同液壓系統(tǒng)的要求，常常集合主安全閥、單向閥、過載閥、補油閥、分流閥、制動閥等，下面我對每個閥的功能作一個簡單的介紹。

2、為防止液壓泵超載，在多路換向閥進(jìn)油腔設(shè)置主安全閥，作為整個液壓系統(tǒng)的總安全閥。 根據(jù)不同的閥體結(jié)構(gòu)，在閥體進(jìn)油腔或滑閥內(nèi)裝設(shè)單向閥，其作用是當(dāng)滑閥換向時，避免壓力油向油箱倒流，從而克服工作過程中的“點頭”現(xiàn)象。 當(dāng)某一機(jī)構(gòu)的液壓缸不工作時，相應(yīng)的滑閥處于中立位置，兩個工作油口被封閉，此時由于意外的撞擊等原因，造成液壓缸的油壓急劇升高，為防止該液壓缸及油管破壞，此油口應(yīng)裝過載閥。 當(dāng)工作機(jī)構(gòu)動作慣性較大，或者快速下降時，所需流量超過泵供油量時，可在多路換向閥內(nèi)設(shè)置必要的補油閥以避免造成吸空現(xiàn)象。因此，多路換向閥具有結(jié)構(gòu)緊湊、管路布置簡單、壓力損失小和安裝簡單等優(yōu)點，在行走機(jī)械中獲得廣泛應(yīng)用。多路

3、閥中每一個換向閥稱為聯(lián)，各聯(lián)換向閥之間可以是并聯(lián)、串聯(lián)、串并聯(lián)混合。按閥體的結(jié)構(gòu)形式可分為：整體式和分體式；按操縱型式可分為手動直接式和先導(dǎo)控制式。從泵的卸荷方式上看，多路閥可分為中位回油卸荷（六通型）和卸荷閥卸荷（四通型），六通型多路閥具有流量微調(diào)和壓力微調(diào)特性，以及可進(jìn)行負(fù)流量控制，但在中位時壓力損失較大。四通型多路閥優(yōu)點是滑閥在中位時由卸荷閥卸荷因此壓力損失小及壓力損失與換向聯(lián)數(shù)無關(guān)，這種閥通過和定差溢流閥或定差減壓閥結(jié)合能方便實現(xiàn)負(fù)載壓力補償和負(fù)載敏感控制。隨著工程機(jī)械的發(fā)展，系統(tǒng)的高效節(jié)能問題已日益突出，對多路閥的要求：（1）流量可調(diào)節(jié)，以便精確控制執(zhí)行器的速度，（2）節(jié)能降耗，盡可

4、能降低無用功，降低系統(tǒng)的發(fā)熱。目前，通過采用負(fù)流量反饋和負(fù)載傳感控制，將泵控和閥控結(jié)合起來以實現(xiàn)節(jié)能目的。無論是常規(guī)閥、負(fù)載傳感控制閥設(shè)計最重要的是閥桿節(jié)流口形式和節(jié)流面積，節(jié)流口形式的確定將直接影響到系統(tǒng)操作時的微動特性及節(jié)能效率。所以，本文主要從多路閥的流量調(diào)節(jié)和節(jié)能降耗兩個方面來論述，包括1、液壓閥閥桿節(jié)流口形式；2、典型三位六通型多路閥的原理及附加的負(fù)流量控制系統(tǒng)3、四通型多路閥的負(fù)載控制系統(tǒng)、4、負(fù)荷傳感多路閥的系統(tǒng)效率分析。二、 常用的幾種液壓閥口過流面積分析及計算由于多路閥閥桿上的節(jié)流口是多路閥設(shè)計的核心，節(jié)流口形式及其特性在很大程度上決定著多路閥的微調(diào)特性，本節(jié)主要分析了我廠主

5、閥閥桿節(jié)流閥口常用的三種形式及閥口的等效面積公式。2.1、典型閥口過流面積解析、L形閥口的過流面積如圖2-1所示，閥口是由小圓柱橫向銑切閥芯凸肩形成，閥口面積是圓柱相慣線和閥座邊在閥芯圓柱面所圍成的部分圓柱面積。在某一閥口開度下，建立如圖2-1所示的直角坐標(biāo)系，其相慣線方程為： (1) 閥口微元面積為： (2)由方程（1）導(dǎo)出z(x),并代入式（2），積分得A=n (3)圖2-1 L形閥口面積推導(dǎo)式中：為閥口開度（見圖21）。式（3）即為閥口面積的積分表達(dá)式，被積函數(shù)是復(fù)雜的非線性函數(shù)。代入具體參數(shù)；閥芯凸肩半徑R=20mm,閥芯節(jié)流口處半徑r=9mm,節(jié)流槽個數(shù)n=3。 采用8樣條Newto

6、n-Cotes公式數(shù)值積分得出閥口開度所對應(yīng)的閥口面積，如圖2-2所示。用三階多項式對曲線進(jìn)行擬合，可以得出閥口面積近似表達(dá)式（4）：A=-5.71+64.02x1+7.58x21-0.358x31 (4) 2-2 L形閥口面積計算曲線、 U形閥口的過流面積U形閥口結(jié)構(gòu)簡圖如圖2-3所示，節(jié)流槽前端有半圓槽，后部為等截面流道，等截面面積設(shè)為A10。建立圖2-3所示的直角坐標(biāo)，x1表示閥口開度。其圓柱面相慣線方程為： (5)x1<r時微元面積為： (6)式中：閥芯凸肩半徑R=8mm,閥芯節(jié)流口處半徑r=1mm,槽深h=1mm,n為節(jié)流槽個數(shù)，此處n=2,由方程（5）導(dǎo)出y(x),并代入式（

7、6），積分得：A2=2n (7) (8)式中：為帶圓弧段的截面積。為變化的圓弧面積圖2-3 U型閥口面積計算簡圖由式（5）導(dǎo)出z=y=并代入式（7）、（8）x1r時：A2=A20+(x-r)x2nR arsin (9)式中：A20等于式（7）在x1=1mm時A2值A(chǔ)10=2arsin x R2+2xU 形閥口過流面積的計算曲線如圖2-4所示：圖2-4 U 形閥口過流面積特性、V形閥口的過流面積如圖2-5所示，在閥芯凸肩上用90度的成型銑刀加工V形節(jié)流槽，可以看作圓錐面（刀具運動軌跡）與圓柱面（閥芯凸肩）相慣而成。建立如圖2-5所示的直角坐標(biāo)系推導(dǎo)過流面積，x1表示閥口開度。節(jié)流槽相慣線方程為：

8、 （10）V型槽的底線方程為： ，z=0面積為相慣線在閥芯凸肩圓柱面所圍成的面積。其面積微元為： （11） （12）圖2-5 V形閥口面積計算簡圖由式（10）可以導(dǎo)出 ，這是一個復(fù)雜非線性函數(shù)，擬合出代入式（11）、（12），式（12）中的y由底線方程導(dǎo)出后，代入式（12）。以上即為V形節(jié)流槽過流面積的普通適用的計算公式。代入具體數(shù)值：R=8mm, r=12.5mm,a=5.88mm, b=19.03mm .其過流面積曲線如圖2-6。2.2、等效閥口面積分析計算等效閥口面積是把閥口作為一個薄壁孔口來看待，閥進(jìn)出口壓力全部施加在這個薄壁孔上。由于閥口過流部有一定長度，有若干節(jié)流面，分析時假設(shè)節(jié)流

9、面（薄壁孔口）在流動方向上相串聯(lián)。對上面的U型、V型閥口進(jìn)行分析。 設(shè)有兩個節(jié)流面為、，設(shè)等效閥口面積為A，流態(tài)為紊流，則有：圖2-6 V形閥口過流面積特性, ; 節(jié)流面串聯(lián)則有：可得：, (13)銳邊薄壁孔口?。?；而節(jié)流面A1具有一定長度，流量系數(shù)取為：。 對U、V形閥口進(jìn)行了過流面積和等效面積的計算，計算結(jié)果如圖2-4和圖2-6所示。由圖2-4可以看出，U形閥口等效閥口面積位于兩個狹小截面的折線下方，隨著閥口開度增加，閥口位置由向轉(zhuǎn)移，閥口壓差也隨之轉(zhuǎn)移，這就是閥口遷移現(xiàn)象。由圖2-6供應(yīng)看出V形閥口的特點，在閥口全開度范圍中始終是最小截面，計算等效閥口面積與其非常接近，比略小，這說明壓差

10、集中在兩端，面積隨閥口開度增加迅速，始終大于,基本不起節(jié)流作用。2.3、三種節(jié)流口性能比較類別工藝性小流量的靈敏性小流量的穩(wěn)定性調(diào)速范圍抗阻塞特性線性L型閥口一般較低較好一般好非線性U型閥口較好較低較好稍大好非線性V型閥口一般低好大稍差線性通過以上分析可看出，U型節(jié)流口比較合適，U型節(jié)流口加工方便，流量變化平穩(wěn)，微控段的流量微調(diào)性基本呈線性，我廠的大部分主閥都采用此閥口。三、典型三位六通多路閥特性及其應(yīng)用 多路閥的性能主要是由壓力損失，流量微調(diào)特性和壓力微調(diào)特性等來進(jìn)行評價。下面以我廠生產(chǎn)的FYZ-20B為例，對其閥桿的運動過程及閥口型式進(jìn)行分析。31、FYZ-20B多路閥工作原理： 圖 3-

11、1 FYZ-20B多路閥工作原理圖FYZ-20B多路閥用于上海巨力彭浦廠的 TY160 型推土機(jī)工作裝置上，該閥是三路整體多路閥，其功能原理圖見圖3-1，該閥用于控制推土機(jī)的鏟刀的提升，鏟刀的側(cè)傾和松土油缸的動作，該閥的設(shè)計采用典型的三位六通結(jié)構(gòu)，在閥體進(jìn)油口上裝了主安全閥保證整個液壓系統(tǒng)的壓力不超過14，在閥體每聯(lián)的進(jìn)油腔和閥桿內(nèi)設(shè)制了單向閥防止滑桿換向過程中壓力油向油箱倒流，而且在最后一路裝配過載閥補油閥防止負(fù)載過載或負(fù)載的速度超過供油速度，造成吸空的現(xiàn)象。當(dāng)各路閥桿處于中立位置時，壓力油從P口到T口油口全開壓力油以最低壓力卸荷，當(dāng)閥桿換向時，壓力油從P口全部流向負(fù)載，實現(xiàn)對工作裝置的控制

12、。 3.2、 FYZ-20B閥桿的移動分析：圖3-2 FYZ-20B閥桿結(jié)構(gòu)圖 1、 當(dāng)閥芯處于中位時，節(jié)流口全開，、關(guān)閉，油液幾乎無壓地從口經(jīng)C口流回油箱，設(shè)泵輸出的流量為，則 ; ; ; 式中：為通過P到A節(jié)流口的流量 為通過B到T節(jié)流口的流量為多路閥進(jìn)口壓力2、當(dāng)閥芯離開中位，向右移動時，到節(jié)流口漸漸關(guān)閉，使進(jìn)口壓力漸漸升高，由于較大的正遮蓋的作用，、仍關(guān)閉，此時設(shè)主閥上安全閥的調(diào)定壓力為，此時： ; =0 ; ; 3、隨著閥芯行程的繼續(xù)增加，節(jié)流閥口、逐漸開啟，節(jié)流口的節(jié)流口全周閥口部分關(guān)閉，但由于精細(xì)控制溝槽的作用，進(jìn)口壓力不會階躍至，故主閥上的溢流閥仍關(guān)閉，此時：式中，為節(jié)流口的通

13、流面積;為節(jié)流口的通流面積;為流量系數(shù);4、隨著閥芯行程的增加，進(jìn)口壓力上升至溢流閥調(diào)定壓力，定量泵和溢流閥組成一個恒壓源，此時 求為通過溢流閥的流量5、當(dāng)精細(xì)控制溝槽被全部遮蓋后 根據(jù)經(jīng)驗多路閥的行程劃分為3：5：2即30的密封段，50的微調(diào)段，20流量大開口。而我廠的FYZ-20B多路閥總行程為15mm,密封段4.5mm,微調(diào)段7.5mm,流量大開口段3mm。3.3、FYZ-20B的換向閥桿的節(jié)流口形式的確立及相關(guān)計算由于FYZ-20B是典型的三位六通多路閥，該閥在閥口打開的一小段具有微調(diào)特性，因此對換向閥桿的節(jié)流口形式的確立將直接影響到系統(tǒng)操縱時的微調(diào)性能和節(jié)流效率。系統(tǒng)主要參數(shù)：系統(tǒng)工

14、作壓力（主安全閥壓力）：14MPa定量泵輸出最大流量： 400L/min根據(jù)實際操作需要，圖3-3為FYZ-20B的閥桿換向行程與進(jìn)入工作口流量的變化曲線，當(dāng)閥桿行程為4.5mm時，工作口開始有油液輸出，再運動7.5 mm時閥口開度達(dá)到最大，在這段行程范圍內(nèi)，工作裝置實現(xiàn)速度微調(diào)，且在這段行程的初始段流量隨行程變化量相對平緩。 根據(jù)圖3-3，F(xiàn)YZ-20B閥桿采用圖3-4的節(jié)流口形式，節(jié)流口是在橫軸上交錯六個孔用于滿足圖3-3中從 4.5mm至12mm的流量變化，在圓孔開口段開口面積A隨著開口量h的變化趨勢與圖3-3中的流量變化趨勢相符，當(dāng)行程達(dá)到最大時，流量已達(dá)到最大，不能再進(jìn)行調(diào)速，故盡量

15、增大節(jié)流面積，以減小流阻損失。 當(dāng)閥桿行程為12mm時經(jīng)過節(jié)流口的流量達(dá)到油泵輸出流量，此時節(jié)流口開口量為7.5mm，根據(jù)節(jié)流公式則有 （2） 式中 泵輸出流量，這里為400L/min 流量系數(shù)，閥節(jié)流口為圓弧時， =0.61 A 節(jié)流口的開口面積 油液的密度，取880kg/m3 P 節(jié)流口的壓差(MPa) 當(dāng)閥口全開時，根據(jù)多路閥產(chǎn)品質(zhì)量分等得1.3，因此節(jié)流口的面積按（2）得得：A=456而對于FYZ-20B，當(dāng)閥口全開時的過流面積由和的孔組成，總的過流面積相當(dāng)于孔的面積，符合規(guī)定的流阻要求。3.3、 六通型多路閥的流量微調(diào)與壓力微調(diào)特性六通型多路閥的基本特性有流量-壓力損失特性，閥芯行程

16、-壓力特性，閥芯行程-操作力特性、流量微調(diào)特性和壓力微調(diào)特性。其中最為重要的為流量微調(diào)特性，圖3-4所示，它表示了閥芯位移（橫坐標(biāo)，單位：mm）與進(jìn)入執(zhí)行器流量之間的關(guān)系，它實際上是一種初級的比例控制特性，但有較大的零位死區(qū)，而且比例控制范圍還受系統(tǒng)壓力的很大影響，從圖3-4a中可看出隨著壓力的升高，比例控制范圍縮小。 b)圖3-4 六通型多路閥的微調(diào)特性a)流量微調(diào)特性 b)壓力微調(diào)特性正由于比例控制范圍本身就小，又受系統(tǒng)壓力影響，其可控作用，實際上只相當(dāng)于閥口打開的開始一小段，可以粗略地小行程地調(diào)節(jié)流量。因此，在工程上，將此稱為微調(diào)特性。 四、六通多路閥附加的負(fù)流量控制系統(tǒng)4.1、 負(fù)流量

17、控制基本原理負(fù)流量控制只適應(yīng)于變量泵，在普通的多路閥中增加流量檢測裝置。傳統(tǒng)的液壓挖掘機(jī)負(fù)流量控制一般都可以簡化為如圖4-1所示形式，六通多路閥可簡化為A、B、O三個聯(lián)動的可變節(jié)流口，經(jīng)過仔細(xì)分析，發(fā)現(xiàn)負(fù)流量控制在本質(zhì)上是一種恒流量控制，通過在多路閥旁路回油通路上設(shè)置流量檢測元件（如圖4-1中所示的節(jié)流口），控制旁路回油流量為一個較小的恒定值，從而減少旁路節(jié)流損失和空流損失。負(fù)流量控制系統(tǒng)也具有一定的調(diào)速性，此時閥心位于微調(diào)區(qū)，多路閥的A口、O口都處在打開的狀態(tài)，使泵輸出的流量經(jīng)過P口后分成兩部分，一部分通過A口進(jìn)入液壓缸，另一部通過O口和流量檢測節(jié)流口回油箱，在這一過程中，控制通過O口的流量

18、為定值，只需要調(diào)整閥心A口和O口的通流面積比，使增加的泵輸出流量都通過A口流入液壓缸，從而實現(xiàn)液壓缸的速度調(diào)節(jié)。該系統(tǒng)的調(diào)速特性和普通閥相似，但節(jié)能效果比普通閥好。4.2、 負(fù)流量控制策略和計算根據(jù)負(fù)流量控制要求，需要在多路閥旁路回油通路上設(shè)置流量檢測裝置，如圖4-1所示，比較簡單的一種方法是直接設(shè)置一個節(jié)流孔，從節(jié)流孔前引出壓力信號，根據(jù)前面提出的恒流量控制觀點，只要控制節(jié)流孔前的壓力恒定，就能保證通過節(jié)流孔的流量恒定，因此，負(fù)流量控制就轉(zhuǎn)化成了恒壓控制，相應(yīng)的泵控制器也可按恒壓控制器來設(shè)計，結(jié)合圖4-1，負(fù)流量控制可以表示如下：式中：控制誤差，設(shè)定壓力，節(jié)流口壓力，泵排量控制值，ml/r；

19、、分別為比例、積分、微分系數(shù)。 對負(fù)流量控制進(jìn)行設(shè)計時，首先需要確定流量檢測節(jié)流口上的工作壓力和流量值，以此設(shè)計節(jié)流口。節(jié)流口上難免要產(chǎn)生一定的功率損失，但希望這一損失較小，只要工作點確定，就可以根據(jù)節(jié)流口的壓力流量初步計算出所需要的節(jié)流口直徑d： （4-1）式中：通過節(jié)流口的工作流量，l/min；流量系數(shù)，通常取0.61；d節(jié)流孔直徑，mm；液壓密度，kg/m3，節(jié)流孔前工作壓力。 例如：我廠生產(chǎn)的WYZ-68多路閥就是利用了流量負(fù)反饋的原理，可根據(jù)式（4-1）可計算出所需節(jié)流口的直徑，其參數(shù)初步選取如下： =780kg/m3 =0.61 =3Mpa =30l/min、由此可以初步計算出節(jié)流

20、孔的直徑為d=11.78 mm，可用4個直徑為1.9mm小孔。 考慮到直柄麻花鉆頭的直徑系列以及加工工藝性，因此將節(jié)流孔的直徑園整為：4個直徑為 2 mm小孔。 2.節(jié)流口功率損耗： 從以上計算可見，節(jié)流口上所產(chǎn)生的功率損失很小，在實際控制中還有加大節(jié)流口工作壓力的余地，對于雙泵系統(tǒng)，計算出的值還應(yīng)乘以2。如果對驗算后工作的壓力、流量和功率損耗不滿意或在實際控 制中不適合，在此基礎(chǔ)上重新選擇節(jié)流口直徑或不改變先前的節(jié)流口計算結(jié)果而重新選擇工作壓力，直到滿意為止。 五、四通閥的負(fù)荷傳感控制 盡管負(fù)流量控制大大提高了工程機(jī)械節(jié)能性，但這些系統(tǒng)都或多或少地存在一些問題，其根本原因在于采用了具有旁路節(jié)

21、流作用的六通多路閥，只有取消旁路回油通道，用四通型多路閥代替六通型多路閥，才能徹底消除存在的問題，使工程機(jī)械性能得到進(jìn)一步提高，負(fù)荷傳感控制就是其中的一種解決方案。5.1、采用變量泵提供泵源的負(fù)荷傳感控制原理 圖5-1為負(fù)荷傳感在工程機(jī)械中的應(yīng)用原理，若多路閥P口和負(fù)載工作口（A口或B口）之間壓差記為 ，假設(shè)A口通壓力油，B口通油箱，在閥口上壓力和流量遵循如下方程：式中:多路閥P口壓力;多路閥A口壓力;多路閥P口到A口的流量,;多路閥P口到A口的閥口通流面積;閥口流量系數(shù);液壓油密度;液壓泵在伺服閥控制下，使多路閥口與負(fù)載工作口之間的壓差保持為定值（即所謂的壓力適應(yīng)），這樣，流過多路閥的壓力油

22、流量便與閥口通流面積成正比，稱為負(fù)荷傳感壓力，大大提高了系統(tǒng)調(diào)速性和節(jié)能性。在負(fù)荷傳感控制中，的取值 ，一般為系統(tǒng)最高壓力的5%10%左右。通常卸荷閥節(jié)流口壓差為0.30.5MPa,定差溢流閥壓差為12MPa.。雖然采用帶有負(fù)荷傳感的換向閥與帶有負(fù)荷傳感的變量泵進(jìn)行搭配控制，這將使整個液壓 系統(tǒng)在任何工作狀態(tài)下，都可實現(xiàn)很高的效率，但牽涉到整個系統(tǒng)成本的因素，因此目前在國內(nèi)的推土機(jī)液壓系統(tǒng)仍大多采用定量泵提供泵源的負(fù)荷傳感控制形式。下面介紹一種采用定量泵提供泵源的負(fù)荷傳感控制原理。如圖5-2所示，為負(fù)荷傳感控制 的單路閥機(jī)能原理圖，圖上可以看出該換向閥為“O”型機(jī)能 ，即閥桿處于中立位置時，泵

23、來油不經(jīng)由閥桿流回油箱卸荷。這也是大多負(fù)荷傳感控制的換向閥的一個特點。 圖中1為壓力補償閥，該閥其實是個定差減壓閥，用于維持泵油和負(fù)載壓力為一恒定值P，當(dāng)閥桿處于中立位置時，壓力補償閥的LS口處油液通過梭形閥流回油箱，這時泵油可通過卸荷閥2回油箱。操縱換向閥 4時，工作油口的壓力油通過梭形閥3傳遞至壓力補償閥的LS口，當(dāng)泵油升高時，直至高于工作油壓P值后，該閥重新開啟，多余的油液經(jīng)此溢流回油箱，泵壓不再升高，并在此建立一個平衡。當(dāng)負(fù)載加大時，即工作油壓升高時，壓力補償閥的LS口壓力隨之升高，補償閥向關(guān)閉方向移動，經(jīng)此溢流的多余油液瞬間減少，促使泵油壓力增大，直至高于工作壓力P，壓力補償閥又建立

24、新的平衡。反之，當(dāng)負(fù)載減小時，LS口的壓力降低，補償閥向開口加大的方向移動，泵油卸荷量加大，泵壓隨之降低，直至新的平衡建立。由上述可看出，由于壓力補償閥2的作用下，泵油與工作油壓能夠始終維持在一個恒定值，這時流經(jīng)閥桿4進(jìn)入工作口的油液流量將只取決于操縱閥桿4換向時的開口面積，即執(zhí)行元件的工作速度只取決于換向閥的換向位置，而不受負(fù)載、發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的變化而改變，這樣就可以獲得執(zhí)行元件穩(wěn)定的工作速度，進(jìn)一步實現(xiàn)比例調(diào)速，且當(dāng)換向閥處于微小開口時液動力較為穩(wěn)定且不大，系統(tǒng)微調(diào)性能好，同時可以保證在小開口狀態(tài)下，可設(shè)定較小的、穩(wěn)定的節(jié)流壓差（通常為13MPa），減小了換向閥的節(jié)流損失。5.2、 FYZ-4

25、0的工作原理圖 5-4我廠設(shè)計開發(fā)的新產(chǎn)品FYZ-40是用于宣化工程機(jī)械廠SD7推土機(jī)工作裝置的控制多路閥組，由于該型推土機(jī)液壓系統(tǒng)采用定量泵作為液壓動力源，同時由于主機(jī)的空間結(jié)構(gòu)限制，液壓系統(tǒng)的油箱較小，沒有散熱系統(tǒng)，基于這方面的因素，要求該液壓系統(tǒng)需具備較低的功耗以降低工作裝置的油溫，如前所述，該控制閥組FYZ-40采用帶有負(fù)荷傳感技術(shù)實現(xiàn)系統(tǒng)控制可以很好地解決上述問題。圖 5-1圖5-4為FYZ-40的功能原理圖，該閥用于控制推土機(jī)的側(cè)傾、推土、松土油缸的動作，為了在應(yīng)用中可任意組合，該閥采用了片式結(jié)構(gòu)，整個閥組由進(jìn)口閥、側(cè)傾閥、松土閥構(gòu)成，該閥的設(shè)計上采用了負(fù)荷傳感控制，整個負(fù)荷傳感回

26、路由壓力補償閥3、梭閥6、7、8及邏輯回路構(gòu)成，其控制原理如前所述，可實現(xiàn)推土、側(cè)傾、松土油缸的工作速度只由閥桿的換向位置決定，而不受負(fù)載及發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速影響，操作時微動性能好，同時降低了系統(tǒng)的功率損失。進(jìn)口閥由主安全閥1、卸荷閥2、壓力補償閥3、背壓閥4、單向閥9構(gòu)成，卸荷閥用于各路閥桿中立位置時，泵油可以低壓卸荷，當(dāng)各路閥桿處于中位時，負(fù)荷傳感油路通過各路閥塊上的梭形閥至背壓閥流回油箱，這時泵來油通過卸荷閥以0.36Mpa的壓力卸荷回油。背壓閥在系統(tǒng)正常工作時，由負(fù)荷傳感油路的油壓打開，此時回油無壓力損失，背壓閥僅僅當(dāng)剛剛換向的瞬時工作壓力尚未建立起來時，建立回油背壓以防止換向時的壓空沖擊。側(cè)

27、傾閥用于控制推土機(jī)側(cè)傾油缸的動作，其上的優(yōu)先閥5由于保證系統(tǒng)給側(cè)傾缸優(yōu)先供油。53、FYZ-40的換向閥桿的節(jié)流口形式的確立及相關(guān)計算 由于FYZ-40為負(fù)荷傳感控制的多路閥，由壓力補償閥在系統(tǒng)泵壓與負(fù)載工作口建立的穩(wěn)定壓差使得執(zhí)行油缸的動作速度只和閥桿的換向位置有關(guān)，這樣對于換向閥桿的節(jié)流口形式的確立將直接影響到系統(tǒng)操縱時的微動性能和節(jié)能效率。系統(tǒng)主要參數(shù)： 系統(tǒng)工作壓力（主安全閥壓力）：22.5Mpa 定量泵輸出最大流量： 190L/min 壓力補償閥壓差： 1.36Mpa 根據(jù)實際操作需要，圖5-5為FYZ-40的閥桿換向行程與進(jìn)入工作口流量的變化曲線，當(dāng)閥桿行程為3mm時，工作口開始有

28、油液輸出，7mm時達(dá)到最大，在這段行程范圍內(nèi)，工作裝置實現(xiàn)速度微調(diào)，且在這段行程的初始段流量隨行程變化量相對平緩，這是出于滿足該型推土機(jī)加強(qiáng)低速穩(wěn)定性的需要。 圖5-6根據(jù)圖5-5，閥桿可采用圖5-6的開口形式，左邊圓弧段用于滿足圖5-5中從3mm至7mm的流量變化，圖上可看出，在圓弧開口段開口面積A隨著開口量h的變化趨勢與圖5-5中的流量變化趨勢相符（在節(jié)流壓差恒定的情況下，流量與開口面積成正比），當(dāng)閥桿換向至流量達(dá)到泵流量時，閥桿采用較大的矩形窗口，因此時流量已達(dá)最大，不能再進(jìn)行調(diào)速，故盡量增大節(jié) 流口面積，以減小流阻損失。在圓弧段節(jié)流開口的面積A與開口量 h 的關(guān)系式為 （3） 式中n

29、節(jié)流口數(shù)量；h為開口量；r為圓弧半徑； 當(dāng)閥桿行程為7mm時經(jīng)過節(jié)流口的流量達(dá)到油泵輸出流量，節(jié)流口的壓差仍然為1.36MPa，此時節(jié)流口開口量為4mm，根據(jù)節(jié)流公式則有 （4） 式中 泵輸出流量，這里為190L/min 流量系數(shù)，閥節(jié)流口為圓弧時， =0.80.9，這里取0.85 A 節(jié)流口的開口面積 油液的密度，取880kg/m3 P 節(jié)流口的壓差計算得圓弧段的最大開口面積A66mm2代入式（3），可得r=6mm圖5-6中矩形節(jié)流口處的尺寸設(shè)計上定為21.5mm，經(jīng)計算當(dāng)閥桿到達(dá)最大行程10mm時，節(jié)流口的過流面積為212.6mm2 ，因此這時流經(jīng)閥桿的仍然是泵的輸出流量，則根據(jù)公式（4）

30、，可以計算的出此時閥桿的過流阻力為0.14MPa，由于該值非常小，滿足多路閥最大換向時的流阻要求。 六、負(fù)荷傳感多路閥的系統(tǒng)效率分析 以上我們介紹了常規(guī)的六通閥和帶負(fù)荷傳感控制的換向閥，現(xiàn)在我們就這兩種進(jìn)行一下系統(tǒng)效率分析。液壓閥口的過流面積計算以及對三位六通閥進(jìn)行分析，得出了六通閥具有流量在進(jìn)行系統(tǒng)系列分析時，我們可以采用圖5-2和一個不具備負(fù)荷傳感控制的換向閥系統(tǒng)（見圖6-1）進(jìn)行比較，為了便于比較，兩個系統(tǒng)均采用相同排量的定量泵提供油源，且假定兩系統(tǒng)均控制同樣的執(zhí)行元件克服同樣的負(fù)載以同樣的速率運行，在圖5-2中，由于壓力補償閥的作用，系統(tǒng)泵壓與工作壓力之間始終維持一個恒定的壓差P，即

31、式中 系統(tǒng)泵壓 工作口壓力 定量泵在供給工作口供油的同時，多余的油流回油箱。則此時系統(tǒng)效率1為 （1） 式中 進(jìn)入工作口的流量 油泵的泵油流量在圖6-1系統(tǒng)中定量泵在給工作口供油的同時，多余的油經(jīng)溢流閥流回油箱，泵壓為系統(tǒng)溢流閥壓力PS，則該系統(tǒng)效率2為 (2) 比較式（1）式（2）可以看出，由于在多數(shù)工作情況下，所以12，且當(dāng)負(fù)載越小時，圖5-2的系統(tǒng)效率越高于圖6-1，只有當(dāng)負(fù)載較大或者兩系統(tǒng)換向閥的閥桿均處于大開口換向時，兩者的系統(tǒng)效率才基本一致。圖6-2為兩系統(tǒng)泵、閥工作點的比較圖，由于兩系統(tǒng)完成同樣的負(fù)載動作，閥的工作點相互重合，該點與原點坐標(biāo)形成的矩形面積為系統(tǒng)的實際作功效率，而圖6-1系統(tǒng)的泵工作點卻高于圖5-2系統(tǒng)的泵工作點，泵工作點與坐標(biāo)原點形成的矩形面積為整個的功率，顯然，圖6-1系統(tǒng)的系統(tǒng)損耗要大于圖5-2系統(tǒng)的損耗，圖中陰影部分為無用功。由此可見，采用負(fù)荷傳感技術(shù)控制的系統(tǒng)具有較為突出的節(jié)能效應(yīng)。圖5-2為一個較為簡單的定量泵系統(tǒng)的負(fù)載傳感控制方式，通過它提高了系統(tǒng)的工作效率，但從圖6-2中可以看出，該控制形式在換向閥處于小開口位置即工作流量較小時，系統(tǒng)仍然有較大的功率損失