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摘要：分析了工程上常用的多路组合换向阀卸荷性能特点，并扼要地介绍了工程上广泛应用的卸荷阀设计方法。
关键词：多路组合换向阀；卸荷性能；卸荷阀设计
引言
多路组合换向阀，由于结构紧凑，便于集中操纵，油路短，压力损失小等优点，在农业机械、工程机械多执行元件的液压系统中广为应用．多路组合换向阀又经常与单向阀、液控单向阀、安全阀等组为一体，因此除了其换向功能之外，还具有使系统限压、卸荷、执行元件的锁位等功能，特别是卸荷功能尤为重要．在农业机械中，特别是联合收割机中，普遍使用多路组合换向阀，各执行元件间断工作，液压系统经常处于卸荷状态，卸荷性能的好坏对系统影响较大，如果卸荷压力高，能量损失大，系统温度升高，甚至使系统不能正常工作．因此有必要对其卸荷性能进行分析，并合理地设计卸荷阀．
1 卸荷性能分析
多路组合换向阀的卸荷方式大体分以下几种．
1.1 贯穿式卸荷
如图1a所示，卸荷通道和压力阀分别设立．卸荷时，各联阀芯均处于中立位置，油源来油经一条专用的贯穿各路阀的油道卸回油箱，卸荷油道贯穿各路换向阀．当其中任一路阀工作时（即把此卸荷油道切断）．油源来油就从该路换向阀进入所控制的执行元件，工作压力大小由图中压力阀限定．采用该种卸荷方式优点是换向阀阀杆从中立位置→工作位置的移动过程中，卸荷油道是逐渐被关闭的，进入执行元件的油量逐渐增加，系统压力逐渐升高，执行元件启动平稳，无冲击，而且有一定调速性能，压力阀结构简单．其缺点是卸荷油道长，压力损失大，尤其换向阀路数多时，弊端更为突出，该种卸荷方式多用于路数较少的场合． （图片）
图1 多路组合换向阀卸荷原理图 1.2 卸荷阀式卸荷
该种卸荷方式又分两种
1.2.1 贯穿控制式卸荷阀卸荷
图1b所示，卸荷阀和安全阀为一体，组成先导式压力阀，该阀即是卸荷阀又是安全阀，有时又是溢流阀．卸荷时其控制油道贯穿各路换向阀，同前述卸荷油道．当各路换向阀处于中立位置时，卸荷阀的控制油道（见图1b和图2）贯穿各路换向阀并与油箱连通．卸荷时，大部分油液卸荷，通道短，压力损失低．任一路阀换向工作，便切断控制油道，油源来油就从换向阀进入执行元件工作，其工作压力大小由导阀控制．此时系统压力为导阀调整压力．该种卸荷方式，既使换向阀路数增加，只是控制油道增加，卸荷压力增加不大，始终保持较低卸荷压力，此种卸荷方式多用于手动换向阀，卸荷可靠．
1.2.2 电磁阀控制式卸荷阀卸荷
该种卸荷方式与前种不同点是其控制油道与油箱通断与否，由电磁阀控制，见图1c，卸荷油道短，卸荷时压力损失低，又便于自动控制，但卸荷的可靠性低，多用于电磁多路阀的场合．
2 卸荷阀的设计
工程上使用多路组合换向阀，就目前来看多为手动式，其卸荷方式多采用贯穿控制式卸荷阀卸荷，卸荷阀经常采用图2的结构形式，下面简要介绍一下其设计方法．
2.1 主阀结构形式的选择
卸荷阀（又是安全阀）的主阀按配合形式不同可分为三级同心、二级同心和滑阀式三类．其中滑阀式结构工作压力低，控制压力精度不高；三级同心结构虽成熟，目前应用较广，但与二级同心式比较，不及二级同心式动作灵敏，规格相同，行程相同时，二级同心结构的通油能力远大于三级同心结构；二级同心式控制压力稳定，加工工艺性好，二级同心式应用前景广阔，这里以二级同心结构为例如图2，讨论其结构尺寸设计方法．（图片）
图 2 卸荷阀结构原理图 2.2 主要结构尺寸的确定
2.2.1 阀的通径D0
通径D0也是整个多路阀的进口直径，D0取的大，阀的结构尺寸就大，不经济，D0取的小，油液流动不通畅，压力损失大，容易发热．应使多路阀通过额定流量时其油液流速不超过允许值，即：（图片） 因此（图片） 式中 Vn―通过阀额定流量时的液流速度 （m/s）;
Qn― 通过阀的额定的流量 （m3/s）;
[Vn]― 液流进入阀口时允许流速 （m/s）, 一般取为3m/s～6m/s．
2.2.2 主阀座孔直径D2
适当增大D2有利于提高阀的灵敏度，但过大会使阀不易稳定，一般先根据经验公式确定主阀阀芯过流部分的直径D1，然后决定D2根据经验公式取（图片） （图片） 2.2.3 主阀芯大直径D
根据一般资料和经验可知，适当增加主阀芯大端直径D，可以提高阀的灵敏度，降低阀的压力超调量，可提高阀的开启压力，保证阀工作稳定，不过，D值过大，将使阀的结构尺寸和阀芯质量加大，主阀上腔容积增加，导致动态过程时间延长， 太小又保证不了静态特性要求，一般应保证：（图片）(5) 2.2.4 主阀芯半锥角α1
主阀芯半锥角α1越大，则流量增益越大，有利定压精度提高，但锥角越大，则阀座的接触支反力越小，这对密封性不利，一般取（图片） 根据资料［1］［2］，为保证阀芯关闭的密封性，把阀座也做成一定锥角，设其半锥角为φ，并使φ-α1（图片）3.5°
2.2.5 主阀芯阻尼孔d0 及长度l0
主阀芯上阻尼孔d0 越小，其长度l0越长，则节流与阻尼作用越显著，阀的启闭特性好，动态稳定性好，但阀芯动作滞后大，灵敏度降低，增加了动态压力超调量，且易堵塞、工艺性也不好，一般根据经验取（图片） （图片） 额定流量大时取大值．
2.2.6 主阀芯最大升程hmax
主阀芯最大升程hmax可根据通过阀口的流量公式得（图片）(9) 式中： C1--主阀口的流量系数（无因次），图2结构可取C1=0.78
ρ―油液密度，取850－900 kg/m3
Px― 卸荷压力，通常取Px=(0.2～0.5)MPa
2.2.7 主阀芯导向长度l
增大主阀芯导向长度l,有利主阀芯工作稳定,减少啸叫和压力振摆,但过大，结构尺寸增加.建议l（图片）1.2D
2.2.8 导阀芯半锥角α2
导阀要求有良好的密封性，而且导阀流量增益太大对稳定性不利，故一般导阀半锥角α2取为20°．
2.2.9 导阀座孔径d，d1
导阀座孔直径d大，导阀芯工作稳定性好，则导阀弹簧力加大，结构尺寸增大，一般取d=(2～5)d0；另外，d1对导阀动态特性影响较大，为使阻尼也起正常作用，设计中保证d＞d1＞ d0．
2.2.10 主阀弹簧的予压量h1
根据经验公式取（图片） 2.2.11 主阀弹簧刚度Ky
当主阀欲开未开时，根据主阀受力关系（忽略摩擦力、阀芯自重等因素）（图片） 式中：A1，A2 分别为主阀芯下、上腔承压面积（m2)； p1Q ，p2Q 分别为主阀欲开未开时，下、上腔油压力（Pa)
为了使所设计的卸荷阀具有良好的启闭特性，可取（图片） 式中：P1n --导阀调整的额定压力（图片） 式中：Q20―当主阀欲开未开时导阀的溢流量(m3/s)通常取 Q20=(0.01～0.02)Qn (m3/s)
C2―导阀口流量系数，通常取C2=0.78
a ―主阀芯阻尼孔断面面积（m2）
2.2.12 导阀弹簧予压量x10和刚度Kx
可根据导阀欲开未开时导阀芯受力关系导出：（图片） 根据经验：（图片） （图片） 式中：x1 ― 为主阀欲开未开时导阀开启量．由(14),(15),(16)可确定x10和Kx值．
3 关于卸荷阀啸叫与压力振摆的讨论
图2所示的卸荷阀同一般先导式溢流阀结构原理一样，在调试过程中，也存在啸叫与压力振摆现象．根据有关资料［3］介绍，产生压力振摆主要原因：
1）主阀芯导向长度太短，主阀芯工作中不稳；
2）导阀的控制油路不应由主阀上腔引出，该处压力在主阀工作中就是变化的，随流量变化而变化，必然引起压力摆动；
3）导阀芯处于悬空状态，工作中要偏移，导阀口径向间隙不均，必然产生啸叫和振动． 减少啸叫和压力振摆方法，应保证零部件加工装配质量和合理的结构参数，适当加长主阀芯导向长度，使导阀芯加上导向支承．
作者简介：王丽梅，女，1945年10月出生，1987年毕业于佳木斯工学院大学机械制造专业，现任佳木斯液压件厂工程师。
参考文献
1 何存兴．液压元件．北京：机械工业出版社
2 曾祥荣等．液压传动．北京：国防工业出版社
3 周维科等．DB型先导式溢流阀啸叫问题的试验研究，机床与液压．1998（5）
11/14/2004
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