平衡阀的设计

平衡阀的 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 摘要 液压平衡阀是一种重要的液压元件，在现代 工程 路基工程安全技术交底工程项目施工成本控制工程量增项单年度零星工程技术标正投影法基本原理 机械中特别是起重机械中应用广泛。平衡阀具有限速与安全的作用，能使液压机械动作平稳。它泄漏量小，克服了以往很多平衡回路的缺点，既能使工作部件平稳运行，又有很好的闭锁性能，能适应功率较大、负载变化大而又要求下降平稳和能长时间锁紧的机构中。此外，平衡阀还可用于防止水平液压缸在运行过程中受突发的反向载荷作用而引起运动速度失控，使执行器的运动速度不受负载大小和方向突然变化的影响，始终按预先设定的速度平稳运行。它是当前液压技术的重要发展方向之一。本文的中心任务是平衡阀的设计、性能分析和 参数 转速和进给参数表a氧化沟运行参数高温蒸汽处理医疗废物pid参数自整定算法口腔医院集中消毒供应 的讨论。 本文全面综述了平衡阀的优点及其主要研究内容，并总结了国内外平衡阀的研究与应用现状。 本文参考FD型平衡阀的设计原理，设计了一个对称式的平衡阀。本文采用理论计算与建模分析相结合的方式对阀内关键零部件如主阀芯、控制阀芯、阀体等进行了详细设计分析，其中对主阀的各个细小尺寸的确定都是经过详细的计算过程后才确定的。另外对节流口的设计也进行了分析计算和讨论。 本文通过列方程讨论了平衡阀的静态性能后，通过建立平衡阀的动力学模型，给出了平衡阀应用在液压系统中的结构框图和传递函数，对影响平衡阀的稳定性和稳定柔度的参数进行了定性的分析。把平衡阀简化成二阶振荡系统后，计算出了其固有频率和阻尼比。 最后讨论了平衡阀的常见故障及其发现、区分和修理的方法，并对整个论文进行了总结和展望。相信随着新材料和新工艺的发展，平衡阀将有着广阔的应用前景。 关键词: 平衡阀 节流口 静态性能 动力学模型 振荡系统 Abstract Hydraulic counter-balance valve is an important sort of hydraulic components. It is widely used in modern engineering machine, especially in the crane. The counter-balance valve owns the functions of limiting velocity and guaranteeing safety. It has good ability in less leakage, overcoming shortcomings in many balance circuits in the past. That is, it can let the working components performance smoothly, and has a good capability of lock. It can be used in the more powerful, load changing big mechanism, which also require a smooth descent and a long time lock. Besides, counter-balance valve can also be used to preventing horizontal hydraulic cylinder out of control, making actuator not affected by a sudden changing of load. So actuator can always operate smoothly based on the preset velocity. It is a very important research area in modern hydraulic component with vast prospective application. The main target of this dissertation is to design counter-balance valve, analyze its performance and discuss the effects of parameters. The benefits and main research contents of counter-balance valve are introduced carefully and the newest domestic and overseas general researching and applying situation of counter-balance valve are discussed. This dissertation introduces a symmetric counter-balance valve, which refer to the design principle of counter-balance valve of FD type. This dissertation combines theoretical calculation and mathematical modeling analysis to design and analyze key components in detail such as main valve spool, control spool, valve body. Each small size of main valve spool is determined by careful calculation. Furthermore, this dissertation also analyzes, calculates and discusses the design of the orifice. After discussing the static performance of counter-balance valve by using mathematical equations, this dissertation make a dynamic model of counter-balance valve. By analyzing the dynamic model, we can get structure block diagram and transfer functions of counter-balance valve, and conduct a qualitative analysis of the parameters, which affect the stability of counter-balance valve. By simplifying the counter-balance valve to two-order oscillation system, we can carry out its natural frequency and damping ratio. In the end, this dissertation discusses the common failures of counter-balance valve, and how to discover, distinguish and repair them. Then, conclusion and prospect of this dissertation is pointed out. This dissertation believes counter-balance valve will have a prospective future with the development of new material, new technology and new process. Keywords: counter-balance valve orifice static performance dynamic model oscillation system 目录 摘要 ........................................................................................................................................... 1 ABSTRACT .................................................................................................................................. 2 第一章 选题的背景................................................................................................................... 1 1.1 概述 ................................................................................................................................ 1 2.1 课题来源、目的和意义 .................................................................................................. 1 3.1 国内外基本研究情况 ...................................................................................................... 2 4.1 应解决的主要问题 .......................................................................................................... 2 5.1 应达到的技术要求 .......................................................................................................... 3 6.1 本设计的指导思想 .......................................................................................................... 3 第二章 传统平衡阀................................................................................................................... 4 1.1 应用案例 ......................................................................................................................... 4 2.1 传统平衡阀存在的缺陷 .................................................................................................. 4 第三章 本文设计的平衡阀 ....................................................................................................... 5 1.1 结构简介 ......................................................................................................................... 5 2.1 工作原理 ......................................................................................................................... 5 3.1 设计的平衡阀的性能特点及主要功能 ........................................................................... 6 1.1.1 主要性能特点: ...................................................................................................... 6 2.1.1 主要功能 ................................................................................................................. 6 第四章 设计过程 ...................................................................................................................... 7 1.1 主要结构尺寸的初步确定 .............................................................................................. 7 D1.1.1 阀的进出油口直径............................................................................................ 7 0 2.1 主阀的设计 ..................................................................................................................... 7 1.1.1 基本要求 ................................................................................................................. 7 d2.1.1 主阀阀座孔直径 ................................................................................................ 8 0 D3.1.1 主阀阀芯大直径和小端小直径 .................................................................... 8 D1 ',,,4.1.1 主阀芯半锥角、主阀座孔半锥角和扩散角 ........................................... 8 221 DDL5.1.1 主阀防振尾直径、长度以及过渡直径 .................................................. 9 344 6.1.1 主阀弹簧的设计 ...................................................................................................... 9 7.1.1 主阀上侧孔的设计 ................................................................................................ 11 8.1.1 结构设计 ............................................................................................................... 11 3.1 控制阀芯的设计............................................................................................................ 12 1.1.1 基本要求 ............................................................................................................... 12 2.1.1 结构设计目的........................................................................................................ 14 4.1 主阀芯节流口的设计计算 ............................................................................................ 14 I 1.1.1 参照现有结构，初定最小导控压力和有效导控面积 ........................... 15 PSKmin1 2.1.1 计算最大和最小节流口通流面积f， .................................................... 15 fmaxmin X3.1.1 确定滑阀最大位移和面积梯度W的变化规律 ........................................... 16 max S4.1.1 差动面积的确定 .............................................................................................. 17 C 5.1.1 综合弹簧刚度........................................................................................................ 17 6.1.1 控制阀芯前腔有效作用面积A............................................................................ 17 1 5.1 各阻尼孔的设计............................................................................................................ 17 第五章 平衡阀的静态性能估计 ............................................................................................. 19 1.1 预算主阀正常工作最小压力P ................................................................................. 19 min q2.1 预算平衡阀的最小稳定流量 ................................................................................. 19 min 第六章 平衡阀的动态特性 ..................................................................................................... 20 1.1 动力学模型 ................................................................................................................... 20 1.1.1 平衡阀进油腔液流连续方程 ................................................................................. 20 2.1.1 阀—管道的流量连续方程 ..................................................................................... 21 3.1.1 阀芯受力平衡方程 ................................................................................................ 22 2.1 结构方块图及传递函数 ................................................................................................ 22 3.1 平衡阀的动态特性分析 ................................................................................................ 23 1.1.1 稳定性 ................................................................................................................... 23 2.1.1 稳定柔度 ............................................................................................................... 23 3.1.1 如把平衡阀简化成二阶振荡系统，其固有频率和阻尼比 ................................... 24 第七章 平衡阀的常见故障与修理 .......................................................................................... 25 1.1 单向阀密封不严的检查与修理 ..................................................................................... 25 2.1 平衡阀中控制油路有阻塞现象 ..................................................................................... 25 3.1 平衡阀中控制油路完全堵塞 ......................................................................................... 26 第八章 工程应用 .................................................................................................................... 26 第九章 全文总结与展望 ......................................................................................................... 26 1.1 全文总结 ....................................................................................................................... 26 2.1 存在的不足 ................................................................................................................... 26 3.1 前景展望 ....................................................................................................................... 27 致谢 ..................................................................................................................................... 27 参考文献 ............................................................................................................................. 28 II 第一章 选题的背景 1.1 概述 平衡阀(Counterbalance Valve)，又称负载控制阀(Load Control Valve)，也有称运动控制阀(Motion Control Valve)，其实它的德文名称负载保持阀(Lasthaltensventil)，或下降刹车阀(Senkbremsventil)更贴近其关键功能，但考 [1]虑到国内的习惯，本文中还是称平衡阀。 众所周知，液压对正向负载力无穷大，但对负向负载就相形见绌了。开式回路中 原则 组织架构调整原则组织架构设计原则组织架构设置原则财政预算编制原则问卷调查设计原则 上只能采取节流的方法，被动的控制。若负载力幅度多变而要求速度不变，在一定范围内可以采用二通流量阀或更复杂一些，例如带反馈的比例节流阀等。但若负载力不仅幅度多变且有时会降到接近零甚至时负时正，则单靠普通地被动节流的方法就不行了。而这种情况在工程液压中很常见，这就是为什么平衡阀在工程液压中会广泛地被应用。如在液压升降工作台中，平衡阀被用于软启动、软停止、平稳运动，以保证可靠地停在每个希望的位置，即使管道破裂也不会下沉。在履带式行走机械中使用两个平衡阀，用于避免在行进中出现不希望的前冲或后退。在绞车中，一个平衡阀与一个液控方向阀结合，以保证在希望工作时，可靠地停留在任意位置。 目前工程机械使用的液压平衡阀，从结构上分有锥阀式、滑阀式和组合式三种，从油的流向看分顺流式和倒流式两种。锥阀式虽易堵塞但密封性好，几乎无泄漏，具有“锁”的作用等;滑阀式不易堵塞，低速微动性好，但无“锁”的作用，重物易自动下降等;组合式是前两者的组合，既有“锁”的作用，又能进行微调，只是结构复杂些等。 1.2 课题来源、目的和意义 随着国民经济以及基础建设的飞速发展，工程机械在公路、铁道、港口码头、矿山建设以及工业与民用建筑中获得了极为广泛的应用。各行各业对工程机械的需求量越来越大，同时对吨位和质量的要求也越来越高。例如工程用起重机，国内最大吨位的一般在50吨左右，要想上到50吨甚至100吨以上，困难重重，其中一个关键部件，特别是双缸变幅机构中用的液压部件一液压平衡阀是最大难点之一。因为带负载下降的许多液压机械设备，它必需要有一个能控制其带负载下降时的平衡与安全装置，例如在工程起重机上就把这个控制液压部件称液压平衡 [2]阀。而且当所带载荷越大时，其意义就越大，越重要。 平衡阀是工程机械液压系统重要元件之一，是使用较多的一种控制阀，它对改善工程机械某些机构的使用性能起着不可忽视的作用。同时，对工程机械整机性能(工作平稳性、可靠性和系统效率)也有重要影响。通常，在液压起重机的起升机构，变幅机构以及伸缩机构，带负载下降时，若无平衡阀，机构就会在负载的作用下产生超速下降，这是很危险的现象。为了防止危险。实现下降的微动和平稳，就需要下降的回路中安装一个限制下降速度的平衡阀。 1 实践证明，平衡阀具有超速自动调节功能，它泄漏量小，克服了以往很多平衡回路的缺点，既能使工作部件平稳运行，又有很好的闭锁性能，能适应功率较 [3]。此外，平衡阀还大、负载变化大而又要求下降平稳和能长时间锁紧的机构中 可用于防止水平液压缸在运行过程中受突发的反向载荷作用是引起运动速度失控，使执行器的运动速度不受负载大小和方向突然变化的影响，始终按预先设定的速度平稳运行。 平衡阀具有反应迅速、动作可靠、安装方便等优点，在国内外已广泛用于冶金机械、造纸工业机械、公路桥起升机构等液压设备上，国内一些闸门启闭机也采用了平衡阀。 1.3 国内外基本研究情况 我国现有的平衡阀不仅在大吨位起重机上不能保证性能要求，更不能满足大吨位机械双缸变幅的应用。实践经验表明液压平衡阀对工程机械工作的稳定性、可靠性和系统效率具有重要的影响。然而目前国内的现有平衡阀又多属仿制产品，但国产平衡阀普遍存在着低频抖动、控制压力偏高、工作平稳性、安全性较差、双缸不能同步、结构较复杂等问题。常见的液压平衡阀有单级式和先导式两种。单级式平衡阀中的单向阀(用于起升)和主阀(用于下降)的相互位置为并列式，其特点是稳定性好，支撑可靠，但在快速换向或带负载变幅下降时，仍有低频振动(俗称点头号)现象，此外这一类平衡阀控制压力偏高，结构较复杂。典型产品 XDF有北京起重机厂生产的型平衡阀和哈尔滨工程机械厂生产的HGB229型平4 衡阀及徐州工程机械厂生产的“徐重阀”等。而先导式平衡阀则为套装式，其特点是单向阀和主阀实行嵌套，结构紧凑，并且采用了主从结构，使主阀始终跟随先导阀芯，其上的液动力不会对控制活塞上的输入信号产生干扰，同时也使其控制压力得到了有效的降低，从而提高了平衡阀的灵敏度和经济性。典型产品有日本东京计器生产的BLG型平衡阀，德国生产的FD型平衡阀以及国内长沙工程机 [4]械液压厂生产的PHY—G20L B型平衡阀等。” 国内平衡阀独立研究应用较少，大多是六十、七十年代仿国外产品。如汽车起重机上已经应用了近二十年的 型平衡阀是仿美国的产品。国内有关院校和研究单位对平衡阀进行过理论和实验研究，但一直未能研制出适应国内工程机械液压系统的性能优良的平衡阀。目前国内最新生产的平衡阀为PHY—G20L—B型平 [5]衡阀。 1.4 应解决的主要问题 平衡阀可以说是集三阀于一身，应具有以下3种功能: 一是单向阀的功能。它允许液流不受限制地进入液压执行器(缸或马达)，以举升负载。然后锁住回路，保持负载位置不变。 二是液控节流阀的功能。通过控制端口来控制节流阀的开启量，从而控制速度，使负载按要求速度平稳地下降。一般都把控制端口与执行器的加载下降端口相连，利用这一端口压力的变化来控制节流阀的开启量，从而避免下降过速。从本质上来说，就是通过控制节流，把负负载变为正负载，从而能主动控制。 2 三是溢流阀的功能。在无控制压力，但负载端口的压力，由于例如热膨胀，或外力，超过设定压力时，溢流阀开启，以避免液压执行器由于过压损坏。这时其设定压力一般应该超过主溢流阀开启压力的130%，以保证在正常情况下，以最大工作压力举升的负载也不致下降。 1.5 应达到的技术要求 工作压力16MPa，最大流量100L/min，平衡阀具有超速自动调节功能，综合单向顺序阀和液控单向阀两者的优点，克服它们各自的缺点，既能使工作部件平稳运行，又有很好的闭锁性能。平衡阀的主要性能特点有: 1) 运行平稳，无冲击。该阀反向开启时有阻尼，必要时还可在控制口油路 上加单向节流阀，以改善其闭合特性。 2) 闭锁性能好，能较长时间锁紧执行器。应采用锥阀结构，密封性能好， 无泄漏。 3) 使竖缸保持一定的背压，防止所吊重物(如阀门)使活塞超速下降造成 事故，并使活塞能在任意位置上锁紧。在这种情况下，平衡阀还有防止 油缸下腔管路(特别是软管)破裂发生事故的作用。有软管时该阀应布 置在油缸和软管之间，常安装于油缸上组成缸上阀组。 4) 使水平油缸在负载大小和方向突然变动时，仍能按预定的速度平稳运行。 1.6 本设计的指导思想 平衡阀的以下性能对实际应用的影响是比较大的，在设计时应注意。 (一) 最高设定压力 指溢流功能最高可设定的，在控制压力为零时的开启压力。 (二) 最高负载压力 指液控节流功能可以保持负载以正常工作速度下降的压力。考虑到30%的余量，最高负载压力就可以比最高设定压力低些。 (三) 控制比 控制比，即控制压力的作用面积与负载压力的作用面积之比，一般从1.5到10不等。控制比低，稳定性好，但能耗高。因为控制压力通过液压缸或马达，有增加了另一腔，也即平衡阀进口的压力。 3 第二章 传统平衡阀 2.1 应用案例 传统的平衡阀是配合换向阀使用的，如图2-1所示，要使重物下降，必须让换向阀处于左位，当平衡阀C口的压力达到开启压力时，B口德液压油流向A口，于是重物开始下降。传统的平衡阀在使用过程中存在两个弊端:一是采用圆柱面间隙密封，因有泄漏不能保证重物长时间停留在某一位置上;二是无阻尼和节流口流量特性不佳，会造成震动。并且在重物下降的过程中由于重力力矩的增大以及活塞举力力矩的减小，造成B口压力越来越大，重物有加速下降的趋势，这对设备是非常有害的，而且还容易造成这种危险。 图2-1 传统平衡阀的使用例子 2.2 传统平衡阀存在的缺陷 使用传统的平衡阀时，像起重机伸缩液压缸活塞杆回缩时，无杆腔回油不畅通，背压高，液阻大，造成的能量损耗严重，导致回缩速度慢，效率低，而且平衡阀的阀体、平衡活塞、阀套存在三级同心结构，加工难度大，加工质量难以保证，导致成品率低。为了缩短辅助时间提高作业效率，并且降低生产成本，人们又设计开发了能克服回缩时回油不畅通的缺点，易加工、灵敏度高、性能稳定可靠、效率高的改进的平衡阀。 4 第三章 本文设计的平衡阀 3.1 结构简介 图3-1 设计的平衡阀结构图 该平衡阀的结构如图3-1所示，由主阀和控制阀两部分组成。主阀包含主阀芯9、阀套11，弹簧10。阀体9上有外接油口A、B、X,主阀内部有a、b、c、d等共4个油腔，阀套11套在主阀芯9上，通过弹簧10紧贴在主阀芯9的锥面上，阀芯9位于阀体13内。进油接头上有外接油口X。 3.2 工作原理 该阀正确接法是:油口B接压力源，油口A接负载，X油口接控制油。当油液从B口流向A口时，b腔油压克服a腔油压、弹簧4的弹性力及主阀芯9的摩擦阻力，主阀芯9即被推开，压力油从B口进入A口，实现正向流动。如果A、B油口间的压差小于负载压力(例如系统失压或换向阀至油口B的连接软管爆裂时)，则主阀芯9在油口B中的负载压力和弹簧组件10中的弹簧力作用下直接关闭，截止时无内泄漏，这样可使运行中的负载安全定位，不至于突然坠落，起到单向截止功能。 当需要油液从A口流向B口时，在控制油口X无压力或压力未达到反向开启平衡阀所需的最小控制压力时，主阀芯9一直关闭。当达到所需值时，控制油压通过顶尖3推动弹簧4左移并通过顶针8，使主阀芯也左移，由于阀套11被阀盖2挡住了，不能左移，使b腔通过挡圈和阀套与A口相通。同时，在主阀芯中左移中切断了c腔与A口的经阻尼孔15的通路，由于此时B口为低压腔(通常接油箱)，主阀芯未被推开前，c腔通过阻尼孔15与A口相同，因而C腔卸荷，控制活塞左移，能轻易地顶开主阀芯9，使A口与B口沟通，实现反向流动。反 5 向开启时的控制压力主要取决于c腔(即A口)的油压力和弹簧4,10的弹簧力和阀芯的摩擦阻力。随着主阀芯9的左移开启，调节流量的开口面积逐渐增大(开口面积是由阀套中的径向孔和主阀芯9开启时形成的)，开口面积、X口控制压力和开口压差之间形成动态平衡关系，决定了通过B到A的流量基本不变。在某一开口面积下，当遇到因某种原因使负载运动速度突然加快的时候，则通过阀口的流量立即增大，使B口压力升高，引起阀口前后压差迅速增大，也即背压迅速增大，以阻止活塞加速运动。主阀芯9右移，遮住阀套上的部分小孔，抑制流量的增加趋势，保持流量的基本恒定。主阀芯9继续右移，A口压力瞬间上升，又使主阀芯9左移，因此主阀芯9是随动的，从而实现平衡调速功能，以保证执行器恒速运动。由于节流口面积、控制油压及从B口到A口的压差三者互相制约，并且决定了从B口至A口的流量即执行器排出的流量，而这个流量又与流入执行器的流量直接相关，因此可防止执行器速度失控。通过弹簧4和顶针，实 [6]。 现开启缓冲 3.3 设计的平衡阀的性能特点及主要功能 3.3.1 主要性能特点: 1) 运行平稳，无冲击。该阀反向开启时有阻尼，必要时还可在X口油路上 加单向节流阀，以改善其闭合特性。 2) 闭锁性能好，能较长时间紧缩执行器。这是由于该阀的主阀芯和控制阀 芯均采用锥阀结构，密封性能好，无泄漏。 3.3.2 主要功能 1) 使竖缸保持一定的背压，防止负载使活塞超速下降造成事故，并使活塞 能在任意位置上锁紧。在这种情况下，平衡阀还有防止油缸下腔管路(特 别是软管)破裂发生事故的作用。有软管时该阀应布置在油缸和软管之 间，常安装于油缸上组成缸上阀组。 2) 使水平油缸在负载大小和方向突然变动时，仍能按预定的速度平稳运行。 6 第四章 设计过程 本论文主要对平衡阀进行了整体设计、主阀设计，控制阀的设计、平衡阀各节流口的设计及各阻尼孔的设计，设计主要从理论分析、结构设计等方面做要求。 4.1 主要结构尺寸的初步确定 D4.1.1 阀的进出油口直径 0 由公式 4qs (4-1) D,0,[v]s 式中: q,100L/minq—平衡阀的公称流量，; ss [v][v],6m/s—进出油口出油液的许用流速，一般取。 ss 由上式可得: D,19mm 0 4.2 主阀的设计 4.2.1 基本要求 主阀主要是一个单向阀。其基本要求如下: 1) 密封性能要好，变幅机构不自然下降。停留时间长短，主要取决于平衡 阀的内泄，即密封性的好坏。由于设计的平衡阀的工作压力为16Mpa， 所以要保证在此压力下无内泄漏，采用锥面密封。 2) 保证通过最小流量时，节流口具有良好的通流性能。机构的微调性能部 分取决于通过平衡阀不堵塞时的最小流量。节流口流过较小流量时，开 口面积较小，易堵塞，会造成微调性能较差。由于锥阀式结构通过最小 流量难以满足要求，故采用综合式和分离式节流口的平衡阀，即在阀盖 上开矩形和半圆的槽。这种结构的通流性能较好，因为这种结构可以保 证在小开口面积时，水力半径较大，不易堵塞，因此能显著地提高液压 平衡阀的微调性能。 3) 由于平衡阀的主阀部分弹簧刚度对整个系统的稳定性影响不大，可以对 弹簧的刚度适当地降低，这样可以提高平衡阀系统的静态性能，但必须 在保证平衡阀阀芯闭合性和综合弹簧刚度一定的前提下来进行设计。 7 d4.2.2 主阀阀座孔直径 0 dd适当增大有利于提高阀的灵敏度，但过大会使阀不易稳定。一般先根00 d据经验公式确定主阀阀心过流部分的直径D，然后决定，一般取 02 D,(0.5~0.82)D,0.7D,13.2mm 200 d,D,(0.1~0.2),13mm 02 [7]式中的系数在高压、大流量时取大值，反之去取小值。 4.2.3 主阀阀芯大直径和小端小直径D D1 适当增大主阀阀芯大直径，可以提高阀的灵敏度，降低压力超调量;可以D 提高开启压力，保证阀的压力稳定。不过，值过大，将使阀的结构尺寸和阀芯D 质量加大、主阀上腔容积增加导致动态过渡时间延长，一般取 D,(1.6~2.3)D,1.6D,21mm 22 式中的系数在公称流量小时取大值，反之取小值。 A主阀左腔受压面积稍大于下腔受压面积。一般取左右腔面积比A1 A1,1.04，因此有 A 22D,D1 (4-2) ,1.0422D,D2 得到 D,12mm 1 ',,,4.2.4 主阀芯半锥角、主阀座孔半锥角和扩散角 221 一般取 ,,,,46~47 1 ,,,43 2 ‘’,,,,2230~35 2 ,,增大主阀座孔半锥角，有利于减小压力波动和噪声。但实践证明，角22 8 ,'(,,,),330角的影响。当时，噪声很大。如果角和角的增大还要受,,,21211同时取大，一方面将使主阀阀芯锥面长度变小，降低阀口的密封性;另一方面将使阀口过流断面面积梯度增大，使阀在高压时的压力稳定性变差。另外，选择,1和还必须保证阀芯与阀座为线接触。 ,2 D4.2.5 主阀防振尾直径D、长度L以及过渡直径 344 增大D有利于消除噪声，提高阀的稳定性，但D不能太大，否则会影响溢44 流截面积。防振尾的尺寸与L一般参照现有的阀决定。 4 D防振尾与主阀芯锥部过渡直径的大小直接影响主阀口下面环形回油道的3 ,[,]截面积，一般要求该处的液流流速不得超过许用流速。 00 4q2s (4-3) D,d,,5.3mm30,,[]0 [,]式中许用流速一般取10~20m/s。 0 Dd由于主阀阀芯中部要钻卸油孔，因此在应用上式计算所得的值如果太34 dD小时，就需要增大和，重新进行计算。 02 4.2.6 主阀弹簧的设计 主阀弹簧的作用有两个面。一方面在主阀芯打开时作为复位力，另一方面在主阀阀芯关闭后作为密封力的一部分(密封力还包括主阀左右油腔作用面积不等而引起的液压力)，保证阀的密封性能。为此，主阀的弹簧刚度很小，因此又称为弱弹簧。 K减小主阀弹簧的刚度，有利于提高溢流阀的启闭特性，提高阀的压力稳P K定性。但是，值过小会使平衡阀动态过渡时间延长，降低阀的动态性能。所P K以，合理地选择主阀弹簧刚度很重要。 P F根据已有的性能良好的平衡阀的资料统计，主阀弹簧的预压紧力可按以10下范围选取:对工作压力21~31.5MPa，额定流量小于250L/min时，主阀弹簧的 9 F,19.6~45Nq,250~500L/min;额定流量时，主阀弹簧的预紧预压紧力为10s F,58.8~78.4Nq,1000L/min力;额定流量时，主阀弹簧的预紧力10s F,196~294Ny。主阀弹簧的预压缩量推荐按下式计算 100 y,(2~5)h (4-4) 0 式中的系数，在大流量时取大值，反之取小值。 Fy在主阀弹簧的预压紧力和预压缩量选定之后，主阀的弹簧刚度K为 100P F10, K (4-5) Py0 K值确定后，主阀弹簧的钢丝直径、弹簧中径、弹簧有效圈数等可根据结P 构要求，按弹簧 计算公式 六西格玛计算公式下载结构力学静力计算公式下载重复性计算公式下载六西格玛计算公式下载年假计算公式 确定。 主阀弹簧的设计如下表所示: 表一 主阀弹簧设计参数表 计算序号 符号 单位 计算公式及参数 项目 弹性C,D/d一般为4~16，初选4.5 1 C 2指数 曲度''K,(4C,1)/(4C，4)，0.615/C,1.351 2 K 系数 钢丝3 d mm 取标准值 d=1.6 直径 D,CD,14 取系列值 D 4 中径 mm 2d22 DD,D,d,12.4 5 内径 mm 112 K,(F,F)/(L,L),33 K 6 刚度 KN/m P1210maxminP 极限FF,3.15F,437.5 7 N jj12负荷 极限 f,F/K,13.125f 8 变形mm jjjP 量 有效n,Gd/8DK,4.2 取 n,49 n 413P圈数 总圈nn,n，2,6 10 11数 ,,f/n，0.02d,1.5 ,11 间隙 mm j2 10 P,,，d,6.212 节距 P mm 自由H H,P，2d,17.93 取 H,18 13 mm 00n0高度 压并HH,d(n,0.5),22.5 14 mm bb1高度 细长b,H/D,6.1 15 b mm 02比 螺旋, ,,arctg(p/3.14D),6.85 16 。 2角 展开L,3.14Dn/cos,,571.45 17 L mm 21长度 最大 负荷f,F/K,14.8 f 18 mm 212p2的变 形量 最小 负荷f,F/K,3.96 f 19 mm 110P1的变 形量 压并''D,(D，0.1)[H,(n,n)d]/n,11.01 D 20 mm 1220121半径 4.2.7 主阀上侧孔的设计 为了使主阀卸载速度快，主阀芯上的侧孔应设计为一通孔，取d=2mm。 4.2.8 结构设计 为了主阀的密封性能好，把它设计成锥面密封。在设计过程中主阀和阀体的 配合取为H7/h6。 结构示意图如图4-1所示。 11 图4-1 主阀芯的设计结构示意图 4.3 控制阀芯的设计 4.3.1 基本要求 控制阀芯作为液压平衡阀的核心部分，其性能的好坏直接影响平衡阀的工作性能。 控制阀芯的设计要求: 1) 运动达到的平衡要迅速，冲击和振动小，通过设阻尼孔来实现。 2) 控制阀芯与阀体的配合要求高以及与主阀阀芯的端面结合要紧密。 控制阀芯的最大行程L,20mm，预压缩量L,2mm，控制阀弹簧的刚度对21 整个系统的稳定性有影响，加工后的弹簧应进行喷丸处理以提高弹簧的许用切应力，一般来说，经喷丸处理后的弹簧，许用切应力可以提高20%。 4.3.2 控制阀弹簧的设计 控制阀弹簧的作用与主阀基本相同。 KK减小控制阀弹簧的刚度，有利于提高阀的压力稳定性。但是，值过小PP会使平衡阀动态过渡时间延长，降低阀的动态性能。所以，合理地选择控制阀弹 K簧刚度很重要。 P F根据已有的性能良好的平衡阀的资料统计，控制阀弹簧的预压紧力可按10以下范围选取:对工作压力21~31.5MPa，额定流量小于250L/min时，控制阀弹 F,19.6~45Nq,250~500L/min簧的预压紧力为;额定流量时，控制阀弹簧10s F,58.8~78.4Nq,1000L/min的预紧力;额定流量时，控制阀弹簧的预紧力10s F,196~294Ny。控制阀弹簧的预压缩量推荐按下式计算 100 y,(2~5)h (4-6) 0 式中的系数，在大流量时取大值，反之取小值。 FyK在控制阀弹簧的预压紧力和预压缩量选定之后，控制阀的弹簧刚度100P为 F10,K (4-7) Py0 12 值确定后，控制阀弹簧的钢丝直径、弹簧中径、弹簧有效圈数等可根据KP 结构要求，按弹簧计算公式确定。 控制阀弹簧的设计如下表所示: 表一 主阀弹簧设计参数表 计算序号 符号 单位 计算公式及参数 项目 弹性C,D/d一般为4~16，初选4.5 1 C 2指数 曲度''K,(4C,1)/(4C，4)，0.615/C,1.351 2 K 系数 钢丝3 d mm 取标准值 d=3 直径 D,C 取系列值D,9 D 4 中径 mm 2d22 D D,D,d,6 5 内径 mm 112 K,(F,F)/(L,L),33 K 6 刚度 KN/m P1210maxminP 极限FF,3.15F,437.5 7 N jj12负荷 极限 f,F/K,13.125f 8 变形mm jjjP量 有效n,Gd/8DK,6.58 取 n,79 n 413P圈数 总圈nn,n，2,9 10 11数 ,,f/n，0.02d,1 ,11 间隙 mm j2 P,,，d,412 节距 P mm 自由H H,P，2d,32.8H,33 取 13 mm 00n0高度 压并HH,d(n,0.5),22.5 14 mm bb1高度 细长b,H/D,6.1 15 b mm 02比 螺旋, ,,arctg(p/3.14D),6.85 16 。 2角 展开L,3.14Dn/cos,,571.45 17 L mm 21长度 最大 f,F/K,14.8 f 18 负荷mm 212p2 的变 13 形量 最小 负荷f,F/K,3.96 fmm 19 110P1的变 形量 压并''D,(D，0.1)[H,(n,n)d]/n,11.01 D 20 mm 1220121半径 4.3.3 结构设计目的 1) 控制阀芯上开阻尼孔是为了解决平衡阀的低频振动现象。动态分析表明， 此阻尼孔的直径开得大一些，对提高平衡阀的稳定性很有利，由此就去 阻尼孔直径d=2mm。 2) 控制阀芯上开中孔是为了使它与主阀芯上的中孔相连通，使单向阀后腔 的液压油进入控制阀芯与阀体所构成的封闭腔中，使此腔的液压力与单 向阀后腔的液压力相抵消一部分，并且使控制阀芯与缓冲阀芯在液压力 的作用下互相紧密接触，避免在平衡阀调解室互相产生冲击。控制阀芯 的结构如图4-2所示。 图4-2 控制阀芯设计结构示意图 4.4 主阀芯节流口的设计计算 平衡阀具有单向阀和溢流阀的性能，用来随动建立与负载相平衡的背压。它通常用在工程液压起重机控制重物升降，变幅、伸缩、保压等液压油路中，对整机性能(工作的平稳性、可靠性和系统效率)有重要影响，是关键的元件之一。而在平衡阀中，节流口设计的好坏直接影响平衡阀的工作性能。 使用平衡阀的机构(例如变幅机构)不自然沉降，其停留时间的长短，主要取决于平衡阀的内漏。要保证高压下无内漏，应采用锥面密封，而不能采用圆柱 14 面密封。液压平衡阀的主阀采用了可靠地锥面密封。 设计主阀芯节流口时要保证通过最小流量时，节流口具有良好的通流性能。机构的微调性能部分取决于通过平衡阀不堵塞时的最小流量。节流口流过较小流量时，开口面积较小，易堵塞，从而造成微调性能差。单独的锥阀式结构通过最小流量时效果不好。采用节流口的平衡阀的通流性能较好，而在锥阀的圆柱面开矩形或三角槽，则保证了在小开口面积时，水力半径较大，不易堵塞，能显著提高液压平衡阀的微调性能。 4.4.1 参照现有结构，初定最小导控压力P和有效导控面积S Kmin1 导控压力小，功率小，但过小会造成阀的工作不稳定。在综合各种因素之后，液压平衡阀的最小导控压力P取为2.5-5.5MPa。有效导控面积S的选取，要Kmin1 7(5,16)，10考虑弹簧预紧力，预紧力太小会造成回位困难和工作不稳定。传统的起重机用平衡阀的弹簧预紧力约为300-450N。在这里，液压平衡阀的预紧力也去300-450N。 ff4.4.2 计算最大和最小节流口通流面积， maxmin 理论分析表明，液压平衡阀主要由低速重载、快速重载、快速情载、低速轻 f载四种典型工况来决定其静态特性。其中低速重载工况对应，快速轻载工况min f对应最大过流面积，其余两种主要工况属于过渡工况。 mzx f最小过流面积由下式确定: min Q2minf,mm (4-8) min,24.7，10CPgmax 式中: QQ,5L/min—通过节流口的最小稳定流量，; minmin —流量系数，; CC,0.7 PP,16MPa—负载压力，最高工作压力; gmaxgmax 将以上数据代入公式，得到: 2f,5mm min f最大过流面积由下式确定: max 15 Q2maxf,mm (4-9) max,24.7，10CPgmin 式中: Q,100L/minQ—通过节流口的最大稳定流量，; maxmax —流量系数，取; CC,0.7 P,0.4MPaP—空载压力，取。 gmingmin 将以上数据代入上式，得到: 2f,80mm max X4.4.3 确定滑阀最大位移和面积梯度W的变化规律 max f最大和最小节流口通流面积，f确定之后，两面积之间应如何过渡maxmin 呢,通常，在2/3行程之内面积变化要缓慢，以改善微调性能;而在2/3行程之外的面积变化要快，以利于大流量通过。图4-3表示主阀芯节流口面积f随位移X的变化规律。显然，锥阀式很难做到这一点。 图4-3 主阀芯节流口面积f随位移X的变化规律示意图 主阀芯最大位移: X,f/,d,80/(3.14，20),1.27mmX,2mm，取 maxmaxmax f确定主阀芯最大位移后，按上述原则分配面积梯度W。在处开方槽或三min f角槽数量要少，增大水力半径，避免槽口堵塞，保证预定的微调性能。在处max开槽要深，这样既加快面积变化，又可以减小阀芯半径。 16 S4.4.4 差动面积的确定 C S差动面积主要为平衡液动力而设。但液动力随工况而变化，因此差动面C SS积不能保证在这种工况下均能平衡。差动面积可以近似由下式确定: CC S,2Cfcos,/3 (4-10) CH 其中Cf表示为额定工况下的节流口的过流面积。 H S差动面积除平衡液动力外，还有安全保护的作用。应保证承受重载静止C KX,3.15SP时主阀芯不自行开启，弹簧预紧力应满足。 0Cgmax4.4.5 综合弹簧刚度 P,P综合弹簧刚度越小曲线越陡，说明液压平衡阀在流量一定时，可调Kg 节性能越好，从而静态性能越好。但在提高静态性能的同时，应考虑综合弹簧刚度给动态特性带来的影响。 A4.4.6 控制阀芯前腔有效作用面积 1 A控制阀芯前腔有效作用面积越大，曲线越陡，可控性能和系统稳定性能1 A越好。所以，在结构可能的情况下应增大控制阀芯前腔有效作用面积。 14.5 各阻尼孔的设计 在液压平衡阀中，增开了很多阻尼孔。阻尼孔的设置有利于减小液压冲击，减少低频抖动。 阻尼孔的流量公式为: 222gd3333q,，，b(p,p)cm/s (4-11) 122c,,14 3式中: —阻尼孔的流量，cm/s; q 2—重力加速度，m/s; g 17 3kg/cm—油液粘度，; , cm—阻尼孔的直径，; d cm—阻尼孔的长度，; l 22b,,d4cm—阻尼孔截面积，; b 由上式可以看出，阻尼孔的流量主要决定于阻尼孔的直径，阻尼孔的长度对流量的影响很小，基本可以忽略不计。 根据参考大量的资料以及结合实践经验，初定各阻尼孔的直径为1mm，其长度则由结构设计所决定。 由于阻尼孔直径的计算涉及到许多参数，而各个参数中，很多是没法定下来的。再者，即使设定各个参数，计算出来的直径也是难以达到最佳效果的。故要找到最佳的阻尼孔直径，必须进行实验。经过大量的调查，阻尼孔的直径一般是在0.8—3.1mm之间。 控制油从油路流到导控阀芯前端时，由于油液的惯性力作用，造成阀芯端面突然受力，致使阀芯突然运动造成冲击。在进油路上设置阻尼孔，就能降低油液的流速，使油液对阀芯的冲击减小，有利于提高阀芯运动的平衡性。 当起重机带负载下降时，为避免回油过快造成冲击，在主阀芯节流口处设置阻尼孔，以预先减小回油压力。此外，在缓冲阀芯上也开有阻尼孔，目的是为了预先降低主阀芯左腔的压力。 18 第五章 平衡阀的静态性能估计 5.1 预算主阀正常工作最小压力P min y在主阀的弹簧预压缩量已知的情况下，要计算主阀正常工作最小压力0 P，通常以通过主阀流量来进行计算。这时平衡阀的静态方程为 q,0min Ky,pA,pA (5-1) P0mink1 2,, (5-2) q,Cxpsin1d2k, 3,1/32/30 (5-3) q,()(p,p)k1min2,,196l0 p联立上式，校区中间变量，可得主阀刚开启时，流经主阀阻尼孔的流量 k 3p(AA)Ky,，,min1p01/32/30 (5-4) q()[],12,,A196l10 PA/A,1把上式代回，可求得，为简化起见，视 1min KyP0pp (5-5) ,，minkA q5.2 预算平衡阀的最小稳定流量 min qy平衡阀的最小稳定流量决定于平衡阀的最小稳定开口。一般情况minmin y,0.05mm，小于此值时阀的工作稳定性变差。如果将额定工作压力代入式min 2,,q，即可求得平衡阀的最小稳定流量。显然，平衡阀的额q,CDypsinmind1, pq定工作压力越高，最小稳定流量越大。 smin 19 第六章 平衡阀的动态特性 6.1 动力学模型 6.1.1 平衡阀进油腔液流连续方程 [8]分析中假定平衡阀弹簧腔内的压力为零。 流经平衡阀阀口的流量为: 222, (6-1) Q,CA,p,CWxp,Cdxped0dd,,,式中: A —平衡阀阀口的通流截面积; 0 C —平衡阀阀口的流量系数; d —平衡阀阀口的面积梯度，对矩形阀口; WW,,d —平衡阀阀芯的直径; d —油液的密度; , —系统的压力; p Q —平衡阀阀口的流量。 e 对上式进行小增量线性化并进行拉氏变换后得: Q(s),Kx(s)，Kp(s) (6-2) eqvpv 式中: 22K, —阀口流量增益，; ,,KCWpCdxpqvqvdd10,, ,CdxCWx1010ddKK —流量压力系数，; ,,pvpv2,p2,p1010 p —平衡阀在稳态工作点的压力; 10 x —平衡阀在稳态工作点的阀口开度。 10 Q通过阻尼孔的流量为: C 20 p,pdxc,, (6-3) QACRdtH 式中: —平衡阀阀芯底部有效作用面积; A x —平衡阀阀口开度; —阻尼孔液阻; RH p —平衡阀阀芯底部油腔的压力。 c 对上式取增量并进行拉氏变换后得: 1Q(s),[p(s),p(s)],Asx(s) (6-4) CcRH 6.1.2 阀—管道的流量连续方程 阀—管道的流量连续方程为 Vdp (6-5) Q,Q,kp,Q,,QBL1CeKdt 式中: k —平衡阀的泄露系数; 1 —下游元件和管道内的油液体积; V —油液体积模量。 K 将上式取增量并进行拉氏变换后得: V,Q(s),kp(s),Q(s),sp(s),Q(s) (6-6) L1Cek 把式(6-2)，(6-3)代入式(6-6)中得: 1V,Q(s),kp(s),[p(s),p(s)],sp(s),Kx(s),Kp(s) (6-7) 1cqvpvRkH p(s)将式(6-4)代入式(6-7)，消去得: c AV,Q(s),K(1，s)x(s),K(1，s)p(s) (6-8) qvceKKKqvce式中 K,K，k。 cecv1 21 6.1.3 阀芯受力平衡方程 当不计阀芯自重时，阀芯的受力平衡方程为: 2dxdxpA,M，B，K(x，x) (6-9) cs02dtdt 式中: —包括阀芯、弹簧和液柱等在内的等效质量; M K —包括稳态液动力和弹簧在内的等效弹簧刚度; s x —弹簧的预压缩量; 0 x —阀口开度; —包括瞬态液动力在内的等效阻尼系数。 B 对式(6-9)进行拉氏变换得: 2Ap(s),(Ms，Bs，K)x(s) (6-10) cs p(s)将式(6-4)代入式(6-10)，消去得: c 22Ap(s),[Ms，(B，AR)s，K]x(s) (6-11) cs 2B,B，AR另，式(6-11)可写成如下形式: e ,MBs22em2Ap(s),K(s，s，1)x(s),K(，，1)x(s) (6-12) ss2,,KKssmm式中: Ks,, —阀芯无阻尼的自然频率; mM ,Bme,,—阻尼比。 ,m2Ks 6.2 结构方块图及传递函数 由式(6-8)和式(6-12)，画成动态结构框图如图6-1所示: 22 图6-1 平衡阀的动态结构框图 由动态结构框图，或由式(6-8)和式(6-12)可得带管道的平衡阀的传递函数为: 2,s2m，s，12,,p(s)mm,, 2AK,,V2VKV2KAQ(s)qv32mcemcess，(，)s，(，，)s，(，K)ce2,,,,KKKKKmmmmss (6-13) 式(6-13)中等号右边的“-”号表示输入量Q增大，则输出压力p要减小。式(6-13)事故平衡阀装在液压系统中，以流量为输入量，以系统压力为输出量的传递函数。即使是最简单的平衡阀，其传递函数还是个比较复杂的三阶系统。如果不考虑油液压缩性(即令),系统就可以降为二阶。但这种假设和实际K,, 情况差别太大，难以成立。 6.3 平衡阀的动态特性分析 6.3.1 稳定性 由上述分析可见，平衡阀的特性方程的各项系数均为正值，因此一般说来，它是能够稳定工作的。 6.3.2 稳定柔度 当平衡阀作调压作用时，总是希望输出压力受输入流量的影响要小，亦即稳态柔度要小。稳态柔度的倒数称为稳态刚度。由闭环传递函数可求出稳态柔度为: 23 ,p1Ks,, (6-14) AK,QAK，K,Kqvqvces，KceKs K由式(6-14)可见，若要增加稳态刚度减小柔度，则应尽量增大流量增益，q K减小等效弹簧刚度及适当增加阀芯的承压面积。 As 6.3.3 如把平衡阀简化成二阶振荡系统，其固有频率和阻尼比 若令，平衡阀的传递函数可简化为二阶振荡系统，其特征方程为: K,, 2AK,K2KAqv2cemce (6-15) s，(，)s，，Kce2,,KKmmss ,,则其固有频率和阻尼比分别为: nn 2,,mm,, (6-16) ,nKKcece 2A1,mK (6-17) ,(，),,nmceK2Ksce 从上两式可见，作为表征平衡阀动态特性的两个基本参数，即阀的固有频率,,和阻尼比，不但与阀本身的某些结构参数(如阀芯的承压面积，阀芯和Ann KR弹簧的等效质量，阻尼孔的液阻以及等效弹簧刚度等)有关，而且还MsH K,K，kp与阀的工作参数有关，例如，阀在稳态工作时的压力(因为，cepv110 KKpxx而与有关)，弹簧预压缩量(中包含这一项)会影响到阀的固有pvpv1000 ,,,,频率和阻尼比。和的大小将直接影响平衡阀的动态稳定性。 nnnn 24 第七章 平衡阀的常见故障与修理 平衡阀常见的故障有:平衡阀中单向阀的密封锥面磨损，密封不严;平衡阀 [9]中控制油路有阻塞现象;平衡阀中控制油路完全堵塞。 7.1 单向阀密封不严的检查与修理 当伸缩机构起升有一定负载或变幅机构呈一定的仰角停止不动时，如果平衡阀中单向阀密封不严，则伸缩机构会出现均速的自由下降，测量伸缩缸活塞杆上的一个固定点与伸缩缸上断面的距离变化，即能得出回缩速度。 这种情况若不严重时，出现在伸缩机构中还可以，但如果出现在变幅机构上则很危险。因为出现在伸缩机构上，伸缩臂回缩不影响起重机整机的稳定性，仅是负载有点下沉;但当其出现在变幅机构上时，变幅缸的回缩将导致整个臂架仰角变小，幅度增大，增加了整机的不稳定性，容易造成起重机的倾翻事故。 此时，应对其进行解体、清洗和检测。如磨损比较轻微时，可用一软木塞轻轻打入单向阀芯，用以带动阀芯或阀体的锥形密封面压紧进行对研即可;若磨损比较严重时，则须用车制的专门研具对阀体上的锥形孔进行研磨。 用专门研具进行研磨时，可用专用铁刀对锥形孔进行绞削，然后再用芯轴对研，最有将阀芯和阀体孔对研即可，对阀芯上原来的密封带，必要时可用磨床磨削。 液压缸出现回缩故障的原因，除了上述因平衡阀单向阀密封不严之外，还可能是由于液压缸活塞密封损坏。即若活塞密封失效则两腔相通，也会导致平衡阀失去反向的密封作用。 因活塞密封失效后，无杆腔的压力油将流到有杆腔中，当有杆腔压力增加到平衡阀的开启压力时，变幅缸将出现回缩现象，使有杆腔压力降低，平衡阀关闭;在经过一段时间后，执行器和负载的重力作用又会使无杆腔的压力升高，并再次传至有杆腔，使平衡阀又一次开启，如此反复，使变幅缸和伸缩缸的回缩呈现出脉动状态，结果是逐渐回缩，这种回缩就不是平衡阀的原因了，需要现场作详细、连续地观察，才能分辨出来。如果拆下分配阀上通往平衡阀的软管，虽然液压缸回缩，但管中不向外淌油，则属于液压缸活塞密封损坏;如果是平衡阀单向阀密封不严所致，则管中就会不断地向外淌油。这是判断平衡阀中单向阀密封是否可靠时要加以注意的。 7.2 平衡阀中控制油路有阻塞现象 此现象是在操作变幅缸降低仰角或伸缩缸缩回时出现，操作者会对上述机构运动感到时断时续，而且这种运动没有规律，呈脉动状态。修复的方法是，对控制油路进行畅通、清洗，在重新安装。 25 7.3 平衡阀中控制油路完全堵塞 此现象也是在操作变幅缸降低仰角或伸缩缸缩回时出现，此时机构没有反应，不动作。反映在液压系统则是控制油路不起作用，平衡阀不回油，所以负载不降，活塞也不缩回。修复的办法，疏通、清洗油路，在重新安装。 第八章 工程应用 从比例平衡阀的工作原理可以看出，此种平衡阀在提升时与普通的平衡阀是相同的，即压力油从A口自由流动到B口。但是保持状态时能实现无泄漏，并且下降时可以实现下降速度的比例控制，如果加装了补偿液阻，还能实现补偿控制，这对下将过程中负载变大的机构非常有用。同时还可以看出，主阀口的开启是不依赖负载压力的，并且负载压力作用于主阀口关闭的方向，故弹簧出现故障时，也能锁死。但是它也有一个弊端，就是在下降的过程中，必须提供比例的先导压力控制油。此种平衡阀适用于港口、船舶起重设备、隧道掘进设备以及移动设备等。 第九章 全文总结与展望 9.1 全文总结 本论文首先综述了平衡阀的基本情况，研究平衡阀应用在比例控制系统中的作用和意义，然后介绍了平衡阀在国内外的发展概况和研究内容，分析了平衡阀的优点，具体介绍了平衡阀在国内外的研究和应用现状，确定了平衡阀的设计要求。本文在平衡阀的设计、平衡阀的静态性能和动态性能方面投入了大量的精力，取得了有益的收获，为以后的研究工作积累了技术和工程经验。本文的主要工作内容和结论如下: (1)本文对平衡阀进行了详细的设计分析，特别是主阀的设计研究。对制作的平衡阀进行了静态特性和动态特性的分析研究，根据传递函数分析出此平衡阀的稳定性良好，并对影响稳定柔度和稳定性的因素进行了定性的分析。 (2)本文对平衡阀在实际工程应用中常见的问题与故障进行了分析。主要有平衡阀中单向阀的密封锥面磨损，密封不严;平衡阀中控制油路有阻塞现象;平衡阀中控制油路完全堵塞三种故障情况，并分别就这三种情况如何发现、区别和修理进行了讨论。 9.2 存在的不足 在平衡阀的实际应用中还存在以下问题，需要进一步改进。当液压系统要求为双作用时，应用此平衡阀，就需要两只平衡阀，这样增加了配管数量，使泄漏 26 点增多、体积增大，这样使压力损失变大，容易造成油管破损。 9.3 前景展望 设计一种新型的双作用缓冲平衡阀，不但一只可以代替两只平衡阀，还可直接装配在马达的端盖上。马达和阀之间没有配管，减少了泄漏点和油管破损造成的危险，压力损失减小。此种新型双作用缓冲平衡阀应该具有体积小、响应快、抗污染、搞可靠性和直接安装在马达的端盖上的特点，因此可以广泛应用于工程机械的卷扬马达、回转马达、行走马达和需要双向缓冲平衡的液压系统中。 致谢 本论文是在导师朱碧海副教授的悉心指导和亲切关怀下完成的。朱老师以他深厚的理论基础、全面的专业知识、敏锐的思维方式和丰富的实践经验给予我深刻的启迪，为我的论文工作指明了方向。在研究中，朱老师始终给予了我悉心的指导，大到我的研究路线的确定，研究的进展和论文的撰写，小到论文撰写中碰到的每一个细小的问题，都凝结着导师的汗水。同时，导师严谨的治学态度、诲人不倦的品德以及无私忘我的工作精神，一直深深地影响和激励着我。也将对我今后的工作学习产生巨大的影响。除此之外，导师还在生活上给予了我无微不至的关怀。在此，谨向尊敬的导师朱碧海副教授表示我最真挚的谢意～ 最后，感谢我的亲人和朋友对我学业和生活的支持与鼓励，没有他们在我背后默默地奉献，我将不可能顺利走过令我终生难忘的本科生生涯～ 再一次衷心地感谢大家～ 27 参考文献 [1]. 张海平.螺纹插装阀介绍之二.流体传动与控制，2006(3):37. 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