dA22R.dx2R.acsin—.dx（6）
R
式中：
阀芯凸肩半径R=8mm阀芯节流口处半径r=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：
式中：
A1为带圆弧段的截面积
A2为为变化的圆弧面积
图2-3U型阀口面积计算简图
由式（5）导出z=r2xr
y=»fR2r2xr2并代入式（7）、（8）
X1r时：
A=A0+（x-r）x2nRarsin-（9）
8
式中：
A20等于式（7）在X1=1mm寸A值
A10=2arsin-xR2+2xR214XR1
8
U形阀口过流面积的计算曲线如图2-4所示:
图2-4U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，人表示阀口开度。
节流槽相惯线方程为：
R2
（10）
V型槽的底线方程为:
xa2yb2r2,z=0
A2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：
dA2
2arsin—.dx
R
A2
x1z
n山R（2arsin—）.dx
（11）
A
1.z2
n2*arsin.R乙y
2R
（12）
图2-5V形阀口面积计算简图
由式（10）可以导出xfz,这是一个复杂非线性函数，拟合出zfx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。
、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A1、A2，设等效阀口面积为A,流态为紊流，则有：
图2-6V形阀口过流面积特性
qCdA.2.P/
取为：
cd10.72。
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A2向A1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形阀口的特点，A1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A略小，这说明压差集中在A1两端，面积A2随阀口开度增加迅速，
始终大于A1,基本不起节流作用
、三种节流口性能比较
类别
丄艺
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-20B为例，对其阀杆的运动过程及阀口型式进行分析。
3.1、FYZ-20B多路阀工作原理：
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14MPa，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：
1、当阀心处于中位时，pC节流口全开图星1fYZ-2BB多路阀工作原理图
乎无压地从P口经C口流回油箱，设泵输出的流量为Qm，
则PIN0;QPA0;QBT0;QP1CQm
式中：
QpA为通过P到A节流口的流量
Qbt为通过b到3T2节流口2的流阀杆结构图
pIN为多路阀进口压力
2、当阀芯离开中位，向右移动时，p到C节流口渐渐关闭，使进口压力
Pin渐渐升高，由于较大的正遮盖的作用，PA、BT仍关闭，此时设主
阀上安全阀的调定压力为Pd，此时:
0PinPd；Qpa=0；QpicQm；QBT0
3、随着阀芯行程的继续增加，节流阀口PA、BT逐渐开启，节流
口PiC的节流口全周阀口部分关闭，但由于精细控制沟槽的作用，进口压
力Pin不会阶跃至Pd，故主阀上的溢流阀仍关闭，此时：
0Pinpd
QpA
QpiCQm
QpA
Ci.Apa-（PinPl）
V
Qpic
C1APIC、pIN
式中，
ApA为pA节流口的通流面积；
AP1c为节流口PC的通流面积；
Ci为流量系数;
4、随着阀芯行程的增加，进口压力Pin上升至溢流阀调定压力Pd，定量泵和溢流阀组成一个恒压源，此时
PinPd
求Q3为P通过溢流阀的流量
5、当精细控制沟槽被全部遮盖后
QmQpAQ3
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,密圭寸段4.5mm微调段7.5mm,流量大开口段3mm
、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7.5mm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12mn!
勺流量变化，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
Cq流量系数，阀节流口为圆弧时，
Cq=
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pMPa，因此节
流口的面积按
（2）得
3
400X100.85*A*1062X1.3X105
60.880
得：
A=456mm2
而对于FYZ-20B当阀口全开时的过流面积由69.5和43的
孔组成，总的过流面积相当于D453mm孔的面积，符合规定的流阻要求。
3.3、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：
mr）i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。
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
、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
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
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。
、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4-1，负流量控制可以表示如下：
式中：
et—控制误差MPa，Pocom—设定压力，MPa
Pot—节流口压力，MPa
qt—泵排量控制值，ml/r；
Kp、Kr、Kz、Kd—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P°,Q。
，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P°,Q0确定，就可以根据节流口的压力一流
量初步计算出所需要的节流口直径d：
/8Q02..106/、
d10004——022（4-1）
、3600.Cd..P0
式中：
Q。
通过节流口的工作流量，l/min；Cd—流量系数，通常取；d—节流
孔直径，mm—液压密度，kg/m3，P0—节流孔前工作压力MPa。
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，其参数初步选取如下：
3
=780kg/mCd=P0=3MpaQ0=3OI/min、
由此可以初步计算出节流孔的直径为d=11.78mm,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2mm小孔。
2.节流口功率损耗：
WPoQ01.5KW
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P。
，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。
、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P，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：
PPdPa
Pp多路阀P口压力Pa；
PA多路阀A口压力PA；
Qpa多路阀P口到A口的流量,m7S；
fPA多路阀P口到A口的阀口通流面积m2;
Cd阀口流量系数；
液压油密度k%2；
液压泵在伺服阀控制下，使多路阀P口与负载工作口之间的压差P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Qpa便与阀口
通流面积fpA成正比，P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，P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〜,定差溢流阀压差为1〜2MPa.。
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
用5-2负荷传感控制的换向阀系统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，可设定较小的、稳定的节
流压差（通常为i~3MPa,减小了换向阀的节流损失。
、FYZ-40的工作原理
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5-4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，该阀采用了片式图结5-构4，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，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。
5.3、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图响5-到1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）：
定量泵输出最大流量：
190L/min
压力补偿阀压差:
根据实际操作需要，图5-5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寸，工作口开始有油液输出，7mm寸达到最大，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。
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
3mmS7mm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
图5-6
（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
180
（rh）」2（rh）2
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，此时节流口开口量为4mm根据节流公式则有
式中Qp泵输出流量，这里为190L/min
Cq流量系数，阀节流口为圆弧时，
Cq=~，这里取
A节流口的开口面积
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