第五章液压控制阀.

第五章液压控制阀第一节阀内流动的基本规律一、液压控制阀的分类按用途分类压力控制阀；流量控制阀；方向控制阀。

按控制方式分类开关（或定值控制）阀：借助于手轮、手柄、凸轮、电磁铁、弹簧等来开关液流通路，定值控制液流的压力和流量的阀类，统称普通液压阀。

伺服控制阀：其输入信号（电气、机械、气动等）多为偏差信号（输入信号与反馈信号的差值），可以连续成比例的控制液压系统中压力流量的阀类，多用于要求高精度、快速响应的闭环液压控制系统。

比例控制阀：这种阀的输出量与输入信号成比例。

它们是一种可按给定的输入信号变化的规律，成比例的控制系统中液流的参数的阀类，多用于开环液压程序控制系统。

数字控制阀：用数字信息直接控制的阀类。

按结构形式分类滑阀（或转阀）；锥阀；球阀；喷嘴挡板阀；射流管阀。

按连接方式分类：螺纹联接阀；法兰连接阀；板式连接阀：将板式阀用螺钉固定在连接板（或油路板、集成块）上；叠加式连接阀；插装式连接阀。

二、阀口流量公式及流量系数1、滑阀流量系数对于各种滑阀、锥阀、球阀、节流孔口，通过阀口的流量均可用下式表示：（5－1）式中，为流量系数；为阀口通流面积；为阀口前、后压差。

滑阀的流量系数设滑阀开口长度为x（见图），阀芯与阀体（或阀套）内孔的径向间隙为，阀芯直径为，则阀口通流面积为式中，为滑阀开口周长，又称过流面积梯度，它表示阀口过流面积随阀芯位移的变化率。

对于孔口为全周边的圆周滑阀，。

若为理想滑阀（即=0），则有。

对于孔口为部分周长时（如：孔口形状为圆形、方形，弓形、阶梯形、三角形、曲线形等），为了避免阀芯受侧向作用力，都是沿圆周均布几个尺寸相同的阀口，此时只需将相应的过流面积的计算式代入式（5－1），即可相应的算出通过阀口的流量。

式（5－1）中的流量系数与雷诺数有关。

当Re>260时，为常数；若阀口为锐边，则=0.8-0.9。

圆柱滑阀的雷诺数Re表示为式中，为油液流经滑阀阀口的平均速度；为油液的运动粘度；为滑阀阀口处液流的平均深度，。

当>>x时，于是。

２、锥阀流量系数如图所示，具有半锥角且倒角宽度为的锥阀阀口，其阀座平均直径为，当阀口开度为x时，阀芯与阀座间过流间隙高度为。

在平均直径处，阀口的过流面积为（5－3）一般，x<<，则（5－4）把阀芯和阀座间圆锥形装缝隙展开成扇形平面，即可看作两平行圆板间径向流动的一部分，其雷诺数定义为式中，为阀口平均流速。

如此求得考虑了粘性摩擦、流动惯性和起始效应的锥阀阀口流量系数为（5－5）当Re很大时，0.77-0.82。

点击看演示（a）（b）（完整阀腔）流出阀口时（见左图）的稳态液动力为（5－6）可见，的方向与cos的方向相反，即指向阀口关闭的方向。

（完整阀腔）流入阀口时（见右图）的稳态液动力为（5－7）可见，的方向与cos的方向一致，即仍指向阀口关闭的方向。

点击看演示（a）（b）（不完整阀腔）流出时（见左图）的稳态液动力为（取图中阴影部分为控制容积）（5－8）可见，的方向与cos的方向相反，即指向阀口关闭的方向。

（不完整阀腔）流入时（见右图）的稳态液动力为（取图中阴影部分为控制容积）（5－9）可见，的方向仍与cos相反，然而此时指向阀口开启的方向。

滑阀上稳态液动力的补偿（一）点击察看演示图对于高压大流量的阀，将因稳态液动力的数值很大，而使滑阀操纵困难。

因此，必须采取措施进行补偿。

常用的补偿方法有：开多个径向小孔（见图）：稳态液动力计算公式（5－10）表明，如果射流角，则此力为零。

将阀套上的通油空由一个大孔改成多个直径为的小孔，并排成螺旋状，使孔与孔之间的重叠量为S，以保证流量与位移的线性关系。

对一个孔来说，在开小口时，而窗孔完全打开时，。

这样，只有还未完全开启的一个孔的液流会产生液动力，从而使之大大减小。

滑阀上稳态液动力的补偿（二）利用压力降来补偿稳态液动力（见图）：增大阀芯两端颈部直径，使环状通道面积减小，液流流经环状通道时产生压力降，其液压力反作用于阀芯的轴肩上，该液压力的方向与稳态液动力的方向相反。

根据实验，当时，可以补偿稳态液动力的一半。

此法简单，但只在大流量时才有效。

斜孔法（见图）：将阀的进口（或出口）做成斜孔，使液流进入（或流出）阀腔时带有一定的轴向分力，以抵消节流窗口处的部分稳态液动力。

（三）滑阀上稳态液动力的补偿特性腔法补偿稳态液动力：图a所示为负力窗口结构，因油腔的回油在阀芯两端颈部锥面上发生动量变化，是从阀腔流出的液流所具有的轴向动量设计得比流入动量大，而产生一个开启力（负力），另外在阀腔中还产生一股顺时针方向的回流，也使负力有所增加。

此负力可抵消一部分由矩形凸肩节流窗口所产生的使阀芯关闭的稳态液动力。

如果两端颈部的锥角选择恰当，补偿的效果很高。

与此类似，还可采用图b所示的回油凸肩来补偿稳态液动力，特别在大流量时这种补偿方法更有效。

设计补偿结构时应避免稳态液动力被过补偿（见右图）。

过补偿时液动力将变为开启力，对阀的工作稳定性不利。

3、作用在圆柱滑阀上的瞬态液动力瞬态液动力使滑阀在移动过程中（即开口大小发生变化时）阀腔中液流因加速或减速作用于阀芯上的力（见图）。

此力只与阀芯移动速度有关（即与阀口开度的变化率有关），与阀口开度本身无关。

若流过阀腔的瞬时流量为，阀腔的截面积为，阀腔内加速或减速部分油液的质量为，阀芯的速度为，则有而故得（5－11）显然，瞬态液动力与滑阀的移动速度成正比，因此它起到粘性阻尼力的作用。

瞬态液动力的方向，视油液流入还是流出阀腔而定（见图a），阀口开度加大时长度为L的那部分油液加速，开度减小时油液减速，两种情况下瞬态液动力的方向都与阀芯移动的方向相反，起阻止阀芯移动的作用，相当于一个正阻尼力，阻尼系数取正值；油液流入阀腔（见图b），阀口开度变化时，瞬态液动力的方向均与阀芯移动方向相同，起帮助阀芯移动的作用，相当于一个负阻尼力，阻尼系数取负值。

在阀芯所受的各种作用力中，瞬态液动力所占比重不大，在一般液压阀中通常忽略不计。

只当分析计算动态响应较高的阀（如伺服阀或高相应的比例阀）时，才予考虑。

４、作用在锥阀上的液动力１）、作用在锥阀上的液动力外流式锥阀（见图）上作用的稳态轴向推力假定锥阀入口处的流速为、压力为，锥阀出口处的流速为、压力为大气压(=0，锥阀口的开口量为x，半锥角为，阀座孔的断面积为，。

考虑到锥阀开度x不大，则可认为液流射流角=；一般倒角宽度取的很小，故有0，。

在稳定流动时，利用动量定理可知，作用在锥阀上的稳态轴向推力为，因，故可忽略，这样（5－12a）上式右端第一项为锥阀底面的液压力；第二项为液流流经锥阀阀口的稳态液动力，此力的方向使阀芯趋于关闭。

因，，则上式为（5－12b）式中，为外流式锥阀轴向推力系数。

（5－13）２）、作用在锥阀上的液动力（二）内流式锥阀（见图）上作用的稳态轴向推力设=0，按上述方法导出其稳态轴向推力为上式右端第一项为锥阀上面的液动力；第二项为液流流经锥阀阀口的稳态液动力，此力的方向使阀芯进一步开启，是一个不稳定因素。

故在先导溢流阀的主阀芯上，常用在锥阀下端加尾碟（防震尾）的方法来保证使作用其上的液动力指向阀口关闭的方向，以增加主阀芯的工作稳定性。

式（5－14a）还可写成（5－14b）Array式中，为内流式锥阀轴向推力系数。

（5－15）点击看演示（a）（b）（c）如果阀芯与阀孔都是完全精确的圆柱形，而且径向间隙中不存在任何杂质、径向间隙处处相等，就不会存在因泄漏而产生的径向不平衡力，称之为侧向力。

由于这个侧向力的存在，从而引起阀芯移动时的轴向摩擦阻力，称之为卡紧力。

如果阀芯的驱动力不足以克服这个阻力，就会发生所谓的卡紧现象。

阀芯上的侧向力如图所示。

图中和分别为高、低压腔的压力。

图a表示阀芯因加工误差而带有倒锥（锥部大端在高压腔），同时阀芯与阀孔轴心线平行但不重合而向上有一个偏心距。

如果阀芯不带锥度，在缝隙中压力呈三角形分布（图中点划线所示）。

现因阀芯有倒锥，高压腔的缝隙小，压力下降较快，过压力分布呈凹形，如图a中实线所示；而阀芯下部缝隙较大，缝隙两端相对缝隙铰小，所以b比a凹的小。

这样，阀芯上就受到一个不平衡的侧向力，且指向偏心一侧，直到二者接触为止。

图b所示为阀芯带有顺锥（锥部大端在低压腔），这是阀芯如有偏心，也会产生侧向力，但此力恰好是使阀芯恢复到中心位置，从而避免了液压卡紧。

图c所示为阀芯(或阀体因弯曲等原因而倾斜时的情况，由图可见，该情况的侧向力较大。

点击看演示（a）（b）（c）如果阀芯与阀孔都是完全精确的圆柱形，而且径向间隙中不存在任何杂质、径向间隙处处相等，就不会存在因泄漏而产生的径向不平衡力，称之为侧向力。

由于这个侧向力的存在，从而引起阀芯移动时的轴向摩擦阻力，称之为卡紧力。

如果阀芯的驱动力不足以克服这个阻力，就会发生所谓的卡紧现象。

阀芯上的侧向力如图所示。

图中和分别为高、低压腔的压力。

图a表示阀芯因加工误差而带有倒锥（锥部大端在高压腔），同时阀芯与阀孔轴心线平行但不重合而向上有一个偏心距。

如果阀芯不带锥度，在缝隙中压力呈三角形分布（图中点划线所示）。

现因阀芯有倒锥，高压腔的缝隙小，压力下降较快，过压力分布呈凹形，如图a中实线所示；而阀芯下部缝隙较大，缝隙两端相对缝隙铰小，所以b比a凹的小。

这样，阀芯上就受到一个不平衡的侧向力，且指向偏心一侧，直到二者接触为止。

图b所示为阀芯带有顺锥（锥部大端在低压腔），这是阀芯如有偏心，也会产生侧向力，但此力恰好是使阀芯恢复到中心位置，从而避免了液压卡紧。

图c所示为阀芯(或阀体因弯曲等原因而倾斜时的情况，由图可见，该情况的侧向力较大。

四、作用在滑阀上的液压卡紧力如果阀芯与阀孔都是完全精确的圆柱形，而且径向间隙中不存在任何杂质、径向间隙处处相等，就不会存在因泄漏而产生的径向不平衡力，称之为侧向力。

由于这个侧向力的存在，从而引起阀芯移动时的轴向摩擦阻力，称之为卡紧力。

如果阀芯的驱动力不足以克服这个阻力，就会发生所谓的卡紧现象。

阀芯上的侧向力如图所示。

图中和分别为高、低压腔的压力。

图a表示阀芯因加工误差而带有倒锥（锥部大端在高压腔），同时阀芯与阀孔轴心线平行但不重合而向上有一个偏心距。

如果阀芯不带锥度，在缝隙中压力呈三角形分布（图中点划线所示）。

现因阀芯有倒锥，高压腔的缝隙小，压力下降较快，过压力分布呈凹形，如图a中实线所示；而阀芯下部缝隙较大，缝隙两端相对缝隙铰小，所以b比a凹的小。

这样，阀芯上就受到一个不平衡的侧向力，且指向偏心一侧，直到二者接触为止。

图b所示为阀芯带有顺锥（锥部大端在低压腔），这是阀芯如有偏心，也会产生侧向力，但此力恰好是使阀芯恢复到中心位置，从而避免了液压卡紧。

图c所示为阀芯(或阀体因弯曲等原因而倾斜时的情况，由图可见，该情况的侧向力较大。

参见图a，根据流体力学对偏心渐扩环形间隙流动的分析，侧向力的计算公式为（5－16）式中，、、分别为滑阀的直径、长度及大小端半径差；为=0时滑阀大端径向间隙。