典型多路阀设计与分析.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流典型多路阀设计与分析.精品文档.多路阀设计与分析单位: 技术中心作者: 目 录一、概述.（2）二、我厂常用的几种典型液压阀口过流面积分析及计算.（3）三、典型三位六通多路阀原理及其应用. . （10）四、六通多路阀附加的负流量控制系统 （13）五、四通阀的负荷传感控制.（15）六、负荷传感多路阀的系统效率分析 （20）七、总结和展望 （21）典型多路阀设计与分析一、概述多路阀广泛用于行走机械中，在整个液压行业行走机械所创造的产值在50以上，所以对多路阀的研究很重要，多路阀换向阀不是常规的换向阀，而是根据不同液压系统的要求，常常集合主安全阀、单

2、向阀、过载阀、补油阀、分流阀、制动阀等，下面我对每个阀的功能作一个简单的介绍。 为防止液压泵超载，在多路换向阀进油腔设置主安全阀，作为整个液压系统的总安全阀。 根据不同的阀体结构，在阀体进油腔或滑阀内装设单向阀，其作用是当滑阀换向时，避免压力油向油箱倒流，从而克服工作过程中的“点头”现象。 当某一机构的液压缸不工作时，相应的滑阀处于中立位置，两个工作油口被封闭，此时由于意外的撞击等原因，造成液压缸的油压急剧升高，为防止该液压缸及油管破坏，此油口应装过载阀。 当工作机构动作惯性较大，或者快速下降时，所需流量超过泵供油量时，可在多路换向阀内设置必要的补油阀以避免造成吸空现象。因此，多路换向阀具有结

3、构紧凑、管路布置简单、压力损失小和安装简单等优点，在行走机械中获得广泛应用。多路阀中每一个换向阀称为联，各联换向阀之间可以是并联、串联、串并联混合。按阀体的结构形式可分为：整体式和分体式；按操纵型式可分为手动直接式和先导控制式。从泵的卸荷方式上看，多路阀可分为中位回油卸荷（六通型）和卸荷阀卸荷（四通型），六通型多路阀具有流量微调和压力微调特性，以及可进行负流量控制，但在中位时压力损失较大。四通型多路阀优点是滑阀在中位时由卸荷阀卸荷因此压力损失小及压力损失与换向联数无关，这种阀通过和定差溢流阀或定差减压阀结合能方便实现负载压力补偿和负载敏感控制。随着工程机械的发展，系统的高效节能问题已日益突出，

4、对多路阀的要求：（1）流量可调节，以便精确控制执行器的速度，（2）节能降耗，尽可能降低无用功，降低系统的发热。目前，通过采用负流量反馈和负载传感控制，将泵控和阀控结合起来以实现节能目的。无论是常规阀、负载传感控制阀设计最重要的是阀杆节流口形式和节流面积，节流口形式的确定将直接影响到系统操作时的微动特性及节能效率。所以，本文主要从多路阀的流量调节和节能降耗两个方面来论述，包括1、液压阀阀杆节流口形式；2、典型三位六通型多路阀的原理及附加的负流量控制系统3、四通型多路阀的负载控制系统、4、负荷传感多路阀的系统效率分析。二、 常用的几种液压阀口过流面积分析及计算由于多路阀阀杆上的节流口是多路阀设计的

5、核心，节流口形式及其特性在很大程度上决定着多路阀的微调特性，本节主要分析了我厂主阀阀杆节流阀口常用的三种形式及阀口的等效面积公式。2.1、典型阀口过流面积解析2.1.1、L形阀口的过流面积如图2-1所示，阀口是由小圆柱横向铣切阀芯凸肩形成，阀口面积是圆柱相惯线和阀座边在阀芯圆柱面所围成的部分圆柱面积。在某一阀口开度下，建立如图2-1所示的直角坐标系，其相惯线方程为： (1) 阀口微元面积为： (2)由方程（1）导出z(x),并代入式（2），积分得A=n (3)图2-1 L形阀口面积推导式中：为阀口开度（见图21）。式（3）即为阀口面积的积分表达式，被积函数是复杂的非线性函数。代入具体参数；阀芯

6、凸肩半径R=20mm,阀芯节流口处半径r=9mm,节流槽个数n=3。 采用8样条Newton-Cotes公式数值积分得出阀口开度所对应的阀口面积，如图2-2所示。用三阶多项式对曲线进行拟合，可以得出阀口面积近似表达式（4）：A=-5.71+64.02x1+7.58x21-0.358x31 (4)2-2 L形阀口面积计算曲线2.1.2、 U形阀口的过流面积U形阀口结构简图如图2-3所示，节流槽前端有半圆槽，后部为等截面流道，等截面面积设为A10。建立图2-3所示的直角坐标，x1表示阀口开度。其圆柱面相惯线方程为： (5)x1r时微元面积为： (6)式中：阀芯凸肩半径R=8mm,阀芯节流口处半径r

7、=1mm,槽深h=1mm,n为节流槽个数，此处n=2,由方程（5）导出y(x),并代入式（6），积分得：A2=2n (7) (8)式中：为带圆弧段的截面积。为变化的圆弧面积图2-3 U型阀口面积计算简图由式（5）导出z=y=并代入式（7）、（8）x1r时：A2=A20+(x-r)x2nR arsin (9)式中：A20等于式（7）在x1=1mm时A2值A10=2arsin x R2+2xU 形阀口过流面积的计算曲线如图2-4所示：图2-4 U 形阀口过流面积特性2.1.3、V形阀口的过流面积如图2-5所示，在阀芯凸肩上用90度的成型铣刀加工V形节流槽，可以看作圆锥面（刀具运动轨迹）与圆柱面（阀

8、芯凸肩）相惯而成。建立如图2-5所示的直角坐标系推导过流面积，x1表示阀口开度。节流槽相惯线方程为： （10）V型槽的底线方程为： ，z=0面积为相惯线在阀芯凸肩圆柱面所围成的面积。其面积微元为： （11） （12）图2-5 V形阀口面积计算简图由式（10）可以导出 ，这是一个复杂非线性函数，拟合出代入式（11）、（12），式（12）中的y由底线方程导出后，代入式（12）。以上即为V形节流槽过流面积的普通适用的计算公式。代入具体数值：R=8mm, r=12.5mm,a=5.88mm, b=19.03mm .其过流面积曲线如图2-6。2.2、等效阀口面积分析计算等效阀口面积是把阀口作为一个薄壁孔

9、口来看待，阀进出口压力全部施加在这个薄壁孔上。由于阀口过流部有一定长度，有若干节流面，分析时假设节流面（薄壁孔口）在流动方向上相串联。对上面的U型、V型阀口进行分析。 设有两个节流面为、，设等效阀口面积为A，流态为紊流，则有：图2-6 V形阀口过流面积特性,节流面串联则有：可得：, (13)锐边薄壁孔口取：；而节流面A1具有一定长度，流量系数取为：。 对U、V形阀口进行了过流面积和等效面积的计算，计算结果如图2-4和图2-6所示。由图2-4可以看出，U形阀口等效阀口面积位于两个狭小截面的折线下方，随着阀口开度增加，阀口位置由向转移，阀口压差也随之转移，这就是阀口迁移现象。由图2-6供应看出V形

10、阀口的特点，在阀口全开度范围中始终是最小截面，计算等效阀口面积与其非常接近，比略小，这说明压差集中在两端，面积随阀口开度增加迅速，始终大于,基本不起节流作用。2.3、三种节流口性能比较类别工艺性小流量的灵敏性小流量的稳定性调速范围抗阻塞特性线性L型阀口一般较低较好一般好非线性U型阀口较好较低较好稍大好非线性V型阀口一般低好大稍差线性通过以上分析可看出，U型节流口比较合适，U型节流口加工方便，流量变化平稳，微控段的流量微调性基本呈线性，我厂的大部分主阀都采用此阀口。三、典型三位六通多路阀特性及其应用 多路阀的性能主要是由压力损失，流量微调特性和压力微调特性等来进行评价。下面以我厂生产的FYZ-2

11、0B为例，对其阀杆的运动过程及阀口型式进行分析。31、FYZ-20B多路阀工作原理： 图 3-1 FYZ-20B多路阀工作原理图FYZ-20B多路阀用于上海巨力彭浦厂的 TY160 型推土机工作装置上，该阀是三路整体多路阀，其功能原理图见图3-1，该阀用于控制推土机的铲刀的提升，铲刀的侧倾和松土油缸的动作，该阀的设计采用典型的三位六通结构，在阀体进油口上装了主安全阀保证整个液压系统的压力不超过14，在阀体每联的进油腔和阀杆内设制了单向阀防止滑杆换向过程中压力油向油箱倒流，而且在最后一路装配过载阀补油阀防止负载过载或负载的速度超过供油速度，造成吸空的现象。当各路阀杆处于中立位置时，压力油从P口到

12、T口油口全开压力油以最低压力卸荷，当阀杆换向时，压力油从P口全部流向负载，实现对工作装置的控制。 3.2、 FYZ-20B阀杆的移动分析：图3-2 FYZ-20B阀杆结构图 1、 当阀芯处于中位时，节流口全开，、关闭，油液几乎无压地从口经C口流回油箱，设泵输出的流量为，则 ; ; ; 式中：为通过P到A节流口的流量 为通过B到T节流口的流量为多路阀进口压力2、当阀芯离开中位，向右移动时，到节流口渐渐关闭，使进口压力渐渐升高，由于较大的正遮盖的作用，、仍关闭，此时设主阀上安全阀的调定压力为，此时： ; =0 ; ; 3、随着阀芯行程的继续增加，节流阀口、逐渐开启，节流口的节流口全周阀口部分关闭，

13、但由于精细控制沟槽的作用，进口压力不会阶跃至，故主阀上的溢流阀仍关闭，此时：式中，为节流口的通流面积;为节流口的通流面积;为流量系数;4、随着阀芯行程的增加，进口压力上升至溢流阀调定压力，定量泵和溢流阀组成一个恒压源，此时求为通过溢流阀的流量5、当精细控制沟槽被全部遮盖后根据经验多路阀的行程划分为3：5：2即30的密封段，50的微调段，20流量大开口。而我厂的FYZ-20B多路阀总行程为15mm,密封段4.5mm,微调段7.5mm,流量大开口段3mm。3.3、FYZ-20B的换向阀杆的节流口形式的确立及相关计算由于FYZ-20B是典型的三位六通多路阀，该阀在阀口打开的一小段具有微调特性，因此对

14、换向阀杆的节流口形式的确立将直接影响到系统操纵时的微调性能和节流效率。系统主要参数：系统工作压力（主安全阀压力）：14MPa定量泵输出最大流量： 400L/min根据实际操作需要，图3-3为FYZ-20B的阀杆换向行程与进入工作口流量的变化曲线，当阀杆行程为4.5mm时，工作口开始有油液输出，再运动7.5 mm时阀口开度达到最大，在这段行程范围内，工作装置实现速度微调，且在这段行程的初始段流量随行程变化量相对平缓。 根据图3-3，FYZ-20B阀杆采用图3-4的节流口形式，节流口是在横轴上交错六个孔用于满足图3-3中从 4.5mm至12mm的流量变化，在圆孔开口段开口面积A随着开口量h的变化趋

15、势与图3-3中的流量变化趋势相符，当行程达到最大时，流量已达到最大，不能再进行调速，故尽量增大节流面积，以减小流阻损失。 当阀杆行程为12mm时经过节流口的流量达到油泵输出流量，此时节流口开口量为7.5mm，根据节流公式则有 （2） 式中 泵输出流量，这里为400L/min 流量系数，阀节流口为圆弧时， =0.61 A 节流口的开口面积 油液的密度，取880kg/m3 P 节流口的压差(MPa) 当阀口全开时，根据多路阀产品质量分等得1.3，因此节流口的面积按（2）得得：A=456而对于FYZ-20B，当阀口全开时的过流面积由和的孔组成，总的过流面积相当于孔的面积，符合规定的流阻要求。3.3、

16、 六通型多路阀的流量微调与压力微调特性六通型多路阀的基本特性有流量-压力损失特性，阀芯行程-压力特性，阀芯行程-操作力特性、流量微调特性和压力微调特性。其中最为重要的为流量微调特性，图3-4所示，它表示了阀芯位移（横坐标，单位：mm）与进入执行器流量之间的关系，它实际上是一种初级的比例控制特性，但有较大的零位死区，而且比例控制范围还受系统压力的很大影响，从图3-4a中可看出随着压力的升高，比例控制范围缩小。 b)图3-4 六通型多路阀的微调特性a)流量微调特性 b)压力微调特性正由于比例控制范围本身就小，又受系统压力影响，其可控作用，实际上只相当于阀口打开的开始一小段，可以粗略地小行程地调节流

17、量。因此，在工程上，将此称为微调特性。 四、六通多路阀附加的负流量控制系统4.1、 负流量控制基本原理负流量控制只适应于变量泵，在普通的多路阀中增加流量检测装置。传统的液压挖掘机负流量控制一般都可以简化为如图4-1所示形式，六通多路阀可简化为A、B、O三个联动的可变节流口，经过仔细分析，发现负流量控制在本质上是一种恒流量控制，通过在多路阀旁路回油通路上设置流量检测元件（如图4-1中所示的节流口），控制旁路回油流量为一个较小的恒定值，从而减少旁路节流损失和空流损失。负流量控制系统也具有一定的调速性，此时阀心位于微调区，多路阀的A口、O口都处在打开的状态，使泵输出的流量经过P口后分成两部分，一部分

18、通过A口进入液压缸，另一部通过O口和流量检测节流口回油箱，在这一过程中，控制通过O口的流量为定值，只需要调整阀心A口和O口的通流面积比，使增加的泵输出流量都通过A口流入液压缸，从而实现液压缸的速度调节。该系统的调速特性和普通阀相似，但节能效果比普通阀好。4.2、 负流量控制策略和计算根据负流量控制要求，需要在多路阀旁路回油通路上设置流量检测装置，如图4-1所示，比较简单的一种方法是直接设置一个节流孔，从节流孔前引出压力信号，根据前面提出的恒流量控制观点，只要控制节流孔前的压力恒定，就能保证通过节流孔的流量恒定，因此，负流量控制就转化成了恒压控制，相应的泵控制器也可按恒压控制器来设计，结合图4-

19、1，负流量控制可以表示如下：式中：控制误差，设定压力，节流口压力，泵排量控制值，ml/r；、分别为比例、积分、微分系数。 对负流量控制进行设计时，首先需要确定流量检测节流口上的工作压力和流量值，以此设计节流口。节流口上难免要产生一定的功率损失，但希望这一损失较小，只要工作点确定，就可以根据节流口的压力流量初步计算出所需要的节流口直径d： （4-1）式中：通过节流口的工作流量，l/min；流量系数，通常取0.61；d节流孔直径，mm；液压密度，kg/m3，节流孔前工作压力。 例如：我厂生产的WYZ-68多路阀就是利用了流量负反馈的原理，可根据式（4-1）可计算出所需节流口的直径，其参数初步选取如

20、下： =780kg/m3 =0.61 =3Mpa =30l/min、由此可以初步计算出节流孔的直径为d=11.78 mm，可用4个直径为1.9mm小孔。 考虑到直柄麻花钻头的直径系列以及加工工艺性，因此将节流孔的直径园整为：4个直径为 2 mm小孔。 2.节流口功率损耗： 从以上计算可见，节流口上所产生的功率损失很小，在实际控制中还有加大节流口工作压力的余地，对于双泵系统，计算出的值还应乘以2。如果对验算后工作的压力、流量和功率损耗不满意或在实际控 制中不适合，在此基础上重新选择节流口直径或不改变先前的节流口计算结果而重新选择工作压力，直到满意为止。 五、四通阀的负荷传感控制 尽管负流量控制大

21、大提高了工程机械节能性，但这些系统都或多或少地存在一些问题，其根本原因在于采用了具有旁路节流作用的六通多路阀，只有取消旁路回油通道，用四通型多路阀代替六通型多路阀，才能彻底消除存在的问题，使工程机械性能得到进一步提高，负荷传感控制就是其中的一种解决方案。5.1、采用变量泵提供泵源的负荷传感控制原理 图5-1为负荷传感在工程机械中的应用原理，若多路阀P口和负载工作口（A口或B口）之间压差记为 ，假设A口通压力油，B口通油箱，在阀口上压力和流量遵循如下方程：式中:多路阀P口压力;多路阀A口压力;多路阀P口到A口的流量,;多路阀P口到A口的阀口通流面积;阀口流量系数;液压油密度;液压泵在伺服阀控制下

22、，使多路阀口与负载工作口之间的压差保持为定值（即所谓的压力适应），这样，流过多路阀的压力油流量便与阀口通流面积成正比，称为负荷传感压力，大大提高了系统调速性和节能性。在负荷传感控制中，的取值 ，一般为系统最高压力的5%10%左右。通常卸荷阀节流口压差为0.30.5MPa,定差溢流阀压差为12MPa.。虽然采用带有负荷传感的换向阀与带有负荷传感的变量泵进行搭配控制，这将使整个液压 系统在任何工作状态下，都可实现很高的效率，但牵涉到整个系统成本的因素，因此目前在国内的推土机液压系统仍大多采用定量泵提供泵源的负荷传感控制形式。下面介绍一种采用定量泵提供泵源的负荷传感控制原理。如图5-2所示，为负荷传

23、感控制 的单路阀机能原理图，图上可以看出该换向阀为“O”型机能 ，即阀杆处于中立位置时，泵来油不经由阀杆流回油箱卸荷。这也是大多负荷传感控制的换向阀的一个特点。 图中1为压力补偿阀，该阀其实是个定差减压阀，用于维持泵油和负载压力为一恒定值P，当阀杆处于中立位置时，压力补偿阀的LS口处油液通过梭形阀流回油箱，这时泵油可通过卸荷阀2回油箱。操纵换向阀 4时，工作油口的压力油通过梭形阀3传递至压力补偿阀的LS口，当泵油升高时，直至高于工作油压P值后，该阀重新开启，多余的油液经此溢流回油箱，泵压不再升高，并在此建立一个平衡。当负载加大时，即工作油压升高时，压力补偿阀的LS口压力随之升高，补偿阀向关闭方

24、向移动，经此溢流的多余油液瞬间减少，促使泵油压力增大，直至高于工作压力P，压力补偿阀又建立新的平衡。反之，当负载减小时，LS口的压力降低，补偿阀向开口加大的方向移动，泵油卸荷量加大，泵压随之降低，直至新的平衡建立。由上述可看出，由于压力补偿阀2的作用下，泵油与工作油压能够始终维持在一个恒定值，这时流经阀杆4进入工作口的油液流量将只取决于操纵阀杆4换向时的开口面积，即执行元件的工作速度只取决于换向阀的换向位置，而不受负载、发动机转速的变化而改变，这样就可以获得执行元件稳定的工作速度，进一步实现比例调速，且当换向阀处于微小开口时液动力较为稳定且不大，系统微调性能好，同时可以保证在小开口状态下，可设

25、定较小的、稳定的节流压差（通常为13MPa），减小了换向阀的节流损失。5.2、 FYZ-40的工作原理图 5-4我厂设计开发的新产品FYZ-40是用于宣化工程机械厂SD7推土机工作装置的控制多路阀组，由于该型推土机液压系统采用定量泵作为液压动力源，同时由于主机的空间结构限制，液压系统的油箱较小，没有散热系统，基于这方面的因素，要求该液压系统需具备较低的功耗以降低工作装置的油温，如前所述，该控制阀组FYZ-40采用带有负荷传感技术实现系统控制可以很好地解决上述问题。图 5-1图5-4为FYZ-40的功能原理图，该阀用于控制推土机的侧倾、推土、松土油缸的动作，为了在应用中可任意组合，该阀采用了片式

26、结构，整个阀组由进口阀、侧倾阀、松土阀构成，该阀的设计上采用了负荷传感控制，整个负荷传感回路由压力补偿阀3、梭阀6、7、8及逻辑回路构成，其控制原理如前所述，可实现推土、侧倾、松土油缸的工作速度只由阀杆的换向位置决定，而不受负载及发动机转速影响，操作时微动性能好，同时降低了系统的功率损失。进口阀由主安全阀1、卸荷阀2、压力补偿阀3、背压阀4、单向阀9构成，卸荷阀用于各路阀杆中立位置时，泵油可以低压卸荷，当各路阀杆处于中位时，负荷传感油路通过各路阀块上的梭形阀至背压阀流回油箱，这时泵来油通过卸荷阀以0.36Mpa的压力卸荷回油。背压阀在系统正常工作时，由负荷传感油路的油压打开，此时回油无压力损失

27、，背压阀仅仅当刚刚换向的瞬时工作压力尚未建立起来时，建立回油背压以防止换向时的压空冲击。侧倾阀用于控制推土机侧倾油缸的动作，其上的优先阀5由于保证系统给侧倾缸优先供油。53、FYZ-40的换向阀杆的节流口形式的确立及相关计算 由于FYZ-40为负荷传感控制的多路阀，由压力补偿阀在系统泵压与负载工作口建立的稳定压差使得执行油缸的动作速度只和阀杆的换向位置有关，这样对于换向阀杆的节流口形式的确立将直接影响到系统操纵时的微动性能和节能效率。系统主要参数： 系统工作压力（主安全阀压力）：22.5Mpa 定量泵输出最大流量： 190L/min 压力补偿阀压差： 1.36Mpa 根据实际操作需要，图5-5

28、为FYZ-40的阀杆换向行程与进入工作口流量的变化曲线，当阀杆行程为3mm时，工作口开始有油液输出，7mm时达到最大，在这段行程范围内，工作装置实现速度微调，且在这段行程的初始段流量随行程变化量相对平缓，这是出于满足该型推土机加强低速稳定性的需要。 图5-6根据图5-5，阀杆可采用图5-6的开口形式，左边圆弧段用于满足图5-5中从3mm至7mm的流量变化，图上可看出，在圆弧开口段开口面积A随着开口量h的变化趋势与图5-5中的流量变化趋势相符（在节流压差恒定的情况下，流量与开口面积成正比），当阀杆换向至流量达到泵流量时，阀杆采用较大的矩形窗口，因此时流量已达最大，不能再进行调速，故尽量增大节 流

29、口面积，以减小流阻损失。在圆弧段节流开口的面积A与开口量 h 的关系式为 （3） 式中n 节流口数量；h为开口量；r为圆弧半径； 当阀杆行程为7mm时经过节流口的流量达到油泵输出流量，节流口的压差仍然为1.36MPa，此时节流口开口量为4mm，根据节流公式则有 （4） 式中 泵输出流量，这里为190L/min 流量系数，阀节流口为圆弧时， =0.80.9，这里取0.85 A 节流口的开口面积 油液的密度，取880kg/m3 P 节流口的压差计算得圆弧段的最大开口面积A66mm2代入式（3），可得r=6mm图5-6中矩形节流口处的尺寸设计上定为21.5mm，经计算当阀杆到达最大行程10mm时，节

30、流口的过流面积为212.6mm2 ，因此这时流经阀杆的仍然是泵的输出流量，则根据公式（4），可以计算的出此时阀杆的过流阻力为0.14MPa，由于该值非常小，满足多路阀最大换向时的流阻要求。 六、负荷传感多路阀的系统效率分析 以上我们介绍了常规的六通阀和带负荷传感控制的换向阀，现在我们就这两种进行一下系统效率分析。液压阀口的过流面积计算以及对三位六通阀进行分析，得出了六通阀具有流量在进行系统系列分析时，我们可以采用图5-2和一个不具备负荷传感控制的换向阀系统（见图6-1）进行比较，为了便于比较，两个系统均采用相同排量的定量泵提供油源，且假定两系统均控制同样的执行元件克服同样的负载以同样的速率运行

31、，在图5-2中，由于压力补偿阀的作用，系统泵压与工作压力之间始终维持一个恒定的压差P，即 式中 系统泵压 工作口压力 定量泵在供给工作口供油的同时，多余的油流回油箱。则此时系统效率1为 （1） 式中 进入工作口的流量 油泵的泵油流量在图6-1系统中定量泵在给工作口供油的同时，多余的油经溢流阀流回油箱，泵压为系统溢流阀压力PS，则该系统效率2为 (2) 比较式（1）式（2）可以看出，由于在多数工作情况下，所以12，且当负载越小时，图5-2的系统效率越高于图6-1，只有当负载较大或者两系统换向阀的阀杆均处于大开口换向时，两者的系统效率才基本一致。图6-2为两系统泵、阀工作点的比较图，由于两系统完成

32、同样的负载动作，阀的工作点相互重合，该点与原点坐标形成的矩形面积为系统的实际作功效率，而图6-1系统的泵工作点却高于图5-2系统的泵工作点，泵工作点与坐标原点形成的矩形面积为整个的功率，显然，图6-1系统的系统损耗要大于图5-2系统的损耗，图中阴影部分为无用功。由此可见，采用负荷传感技术控制的系统具有较为突出的节能效应。图5-2为一个较为简单的定量泵系统的负载传感控制方式，通过它提高了系统的工作效率，但从图6-2中可以看出，该控制形式在换向阀处于小开口位置即工作流量较小时，系统仍然有较大的功率损失，如需进一步降低这一部分功率损耗提高系统效率，在系统可以采用带有负荷传感的换向阀与带有负荷传感的变

33、量泵进行搭配控制，这将使整个液压 系统在任何工作状态下，都可实现很高的效率，但牵涉到整个系统成本的因素，因此目前在国内的推土机液压系统仍大多采用定量泵提供泵源的负荷传感控制形式。七、总结和展望7.1总结：本论文介绍多路阀的基本型式和特性，主要讨论了我厂三种典型节流口型式及六通阀的流量微调特性和压力微调特性，可进行负流量控制，但在中位时压力损失较大。四通阀优点是滑阀在中位时压力损失小与换向联数无关，这种阀本身不具有微调特性，但能方便实现负载压力补偿和负载敏感控制。而且随着工程机械的发展和能源紧张等因素的影响，节能问题已成为该行业中的突出问题，针对这一问题，提出了解决办法，即负流量控制、负荷传感控

34、制。7.2展望：液压元件的开发是制约我国工程机械发展的“瓶颈”，尽管液压元件的生产受到国内技术水平的限制，但其结构尺寸的设计却可以通过试验来优化，目前，国内挖掘机上正流量控制和负荷传感控制的应用日趋广泛，但人们发现各联内部用的定差减压阀实现负载压力补偿，用定差溢流阀或负载敏感泵实现系统的负载适应控制系统中，当泵的流量出现饱和（执行机构的流量需求超过泵的最大流量）时，泵的输出压力下降（不可能达到比最高负载压力高出补偿阀定压差），使进入最高压力联的流量减少，速度降低，而进入其它负载的流量不变，这就不能实现工程上的同步操作要求。因此提出了LSC抗流量饱和的节能高效同步操作方案，该方案的特点是：由多功

35、能负载敏感泵来的油液，通过操作者控制调定的可变节流口和压力补偿器，到各个负载回路。由于节流口处压差PP1P2F1F2为常数，当各节流口过流面积一经调定,相互之间的比例关系保持不变，且互不干扰，从而保证各负载回路精确地同步工作。当各负载回路不是同时工作，而泵流量过大，以及在回路受到外界干扰产生压力或流量变化时，系统立即敏感这些变化，通过负载敏感回路，调节泵的排量，使系统始终处于最佳工作状态，减少能量损失。当操作者要求的流量超过泵的供油能力，或功率调节装置限制泵可供流量时，系统将限制所有受控负载的工作速度，当此时各负载之间工作速度比例关系仍保持原设定值不变。这是一个全新的液压系统，该系统如果开发，将对我公司今后在工程机械领域中的发展起着重要的作用。我相信我公司一定能开发出性能优越的产品.参考文献雷天觉等：液压工程手册机械工程出版社机床与与液压2003.No.5彭守军等：液压设备创新设计与生产制造及质量检验技术标准实施手册（）