本发明属于液压控制元件技术领域，特别涉及一种滑阀式对称缸双向液压平衡系统。
背景技术：
液压技术是现代工业技术中应用非常广泛的一种传动及控制技术，具有功率密度高，系统响应快等诸多优点。而在实际应用中，系统经常出现所谓的“负负载”，也就是由负载的作用力来推动液压油缸(或马达)的运动。例如，油缸向上将重物升起过程中，油缸在油压作用下克服负载重力向上运动，负载作用方向与油缸运动方向相反这是正常负载，一般系统均能平稳运行。但当油缸在负载重力作用下从高处下降时，油缸的运动方向和负载重力的方向相同，此时就会产生负负载。此时，为让液压系统平稳运行，一般都需要采用平衡阀，在系统中产生一定的背压，或通过其他节流调速形式，使得油缸能够平稳下行。当需要精确地控制负负载情况下的液压系统的位置或速度时，对平衡阀的性能要求就很高，很多情况下很难保证系统控制的准确性和平稳性。而且一旦系统中增加了背压后，即使在没有负负载出现时，仍然会有节流，由此产生的节流损失也较大。
技术实现要素：
本发明提出了一种滑阀式对称缸双向液压平衡系统，旨在解决液压控制系统中可能出现的负负载情况对液压系统的影响，并成对使用，对两个方向可能出现的负负载都有效，具有双向锁紧的功能，实现液压系统在各种负载情况下均能平稳运行和可靠的锁紧，且具有较高的能量利用效率
为了实现上述技术特点，本发明提供一种滑阀式对称缸双向液压平衡系统，包括滑阀式液压平衡阀和油缸；所述滑阀式液压平衡阀由阀体，阀芯和油道组成；所述滑阀式液压平衡阀成对使用，分为左滑阀平衡阀和右滑阀平衡阀；所述左滑阀平衡阀顶部出油口连通所述油缸的左腔；所述右滑阀平衡阀顶部出油口连通所述油缸的右腔；所述左滑阀平衡阀、右滑阀平衡阀的底部油口接系统压力油口；所述左滑阀平衡阀的上部油道连通所述右滑阀平衡阀的下部油道；所述左滑阀平衡阀的下部油道连通所述右滑阀平衡阀的上部油道；所述左滑阀平衡阀、右滑阀平衡阀的中间油道连通系统油箱。
作为一种可实施方式，所述滑阀式液压平衡阀的所述阀体底部开有底部油口，顶部开有顶部油口，径向开有上中下三条油道；所述阀芯设计成由上下两段活塞连接而成，上段活塞沿周向开有多个连通油道；两段活塞中间为中间腔；所述阀体在与中部和下部两条油道内壁相交处对应开有上、下两个环形沉割槽。
作为一种可实施方式，所述滑阀式液压平衡阀的所述阀芯的两段活塞的下沿之间的距离，和所述阀体内两个环形沉割槽的下沿之间的距离相同。
作为一种可实施方式，所述滑阀式液压平衡阀的所述阀芯两端或者一端安装有末端弹簧。当阀芯底部液压油压力足够克服上部油压和弹簧力时，阀芯将向上移动；当无外部供油时，两个平衡阀阀芯被弹簧压在阀孔底部，系统处于锁紧状态。无外部供油时，两个平衡阀阀芯均被推到阀孔的顶部，系统处于浮动状态。
作为一种可实施方式，系统通过电机调节进入系统的油量。可准确控制油缸的位置和速度，无论哪个方向有负负载出现，都能保证系统的液压平衡功能，使系统稳定运行。
本发明相比于现有技术的有益效果在于：
1、所设计的滑阀平衡阀结构简单，成本低，安装方式也很方便，对油液清洁度和温度变化要求也不高。
2、基于这种平衡阀设计的液压平衡系统，应用非常灵活，成对使用时，可以保证双出杆油缸无论哪个方向出现负负载情况，均能稳定运行。
3、平衡阀工作稳定可靠，平衡功能的实现依靠机械加工尺寸来保证阀口开度，从而保证进出油缸的流量完全相同，因而几乎不受外界其他干扰因素的影响。
4、与传统的基于溢流式的平衡阀相比，滑阀阀芯式平衡阀在无负负载情况出现时，过流的压力损失非常小，几乎没有压力损失，只有在出现负负载情况时才产生较大压降，因而具有非常高的能量利用效率。
附图说明
图1为本发明实施例一提供的滑阀式对称缸双向液压平衡系统中的滑阀式液压平衡阀的结构示意图；
图2为基于图1所示的这种滑阀式液压平衡阀的滑阀式对称缸双向液压平衡系统的机构示意图。
具体实施方式
以下结合附图，对本发明上述的和另外的技术特征和优点进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明的部分实施例，而不是全部实施例。
以下结合附图，对本发明上述和另外的技术特征和优点进行清楚，完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明的部分实施例，而不是全部的实施例。
如图1所示，为滑阀式液压平衡阀的结构示意图，主要由顶部出油口1，末端弹簧2，阀体3，活塞内部油道4，上沉割槽5，阀芯6，下沉割槽7，底部出油口8，下部活塞9，下部油道10，中间腔11，中间油道12，上部活塞13，上部油道14构成；其中阀芯6由上部活塞13和下部活塞9构成，两段活塞中间为中间腔11；阀芯6与阀体3内部的阀孔配合，可在阀孔内滑动，但阻止液压油沿配合间隙的流动；阀芯6上端装有末端弹簧2；中间油道12在对应阀孔位置开有上沉割槽5，并与上沉割槽5连通；下部油道10在对应阀孔位置开有下沉割槽7，并与下沉割槽7连通；两个环形沉割槽，上沉割槽5和下沉割槽7的下边沿之间的距离与阀芯6上两段活塞(上部活塞13和下部活塞9)的下边沿之间的距离完全相同。
如图2所示，为基于图1滑阀式液压平衡阀的滑阀式对称缸双向液压平衡系统示意图，主要包括左滑阀平衡阀15，右滑阀平衡阀16，和执行油缸17；左滑阀平衡阀15的顶部出油口1，连通油缸17的左腔；右滑阀平衡阀16的顶部出油口1，连通油缸17的右腔；左滑阀平衡阀15的上部油道14连通右滑阀平衡阀16的下部油道10；左滑阀平衡阀15的下部油道10连通右滑阀平衡阀16的上部油道14；左滑阀平衡阀15和右滑阀平衡阀16的中间油道12连通油箱；左滑阀平衡阀15和右滑阀平衡阀16的底部油口连通系统压力油。
当左滑阀平衡阀15底部油口通压力油时，压力油在左滑阀平衡阀15的阀芯6底部产生的推力克服阀芯6顶部液压力和弹簧力，推动阀芯6向上抬起；当阀芯6抬起到一定高度时，被左滑阀平衡阀15的阀芯6遮盖的上、下两个沉割槽将会被逐渐打开；此时，经左滑阀平衡阀15底部油口的压力油将通过左滑阀平衡阀15的下沉割槽和下部油道10，进入到右滑阀平衡阀16的顶部油口；同时，由于左滑阀平衡阀15的上沉割槽会与下沉割槽同步开启，因此，左滑阀平衡阀15的顶部油口，会通过上部活塞中的内部油道，经上沉割槽与左滑阀平衡阀15的中间油道12连通，回到油箱。同时，进入右滑阀平衡阀16顶部油口的压力油将右滑阀平衡阀16的阀芯6压向阀孔的最底部，从而将右滑阀平衡阀16的底部油道和中间油道12均关闭；压力油经右滑阀平衡阀16的顶部油口进入油缸17的右腔，推动油缸17向左侧运动。并且同时，由于左滑阀平衡阀15的上部油道14已被右滑阀平衡阀16的阀芯6关闭，执行油缸17左腔的液压油只能经左滑阀平衡阀15的上部活塞的内部油道，再经左滑阀平衡阀15的中间腔，再经左滑阀平衡阀15的上沉割槽和中间油道12回油箱。
显然，在推动油缸17左运动的过程中，忽略内泄露的情况下，进入油缸17右腔的压力油就是经过左滑阀平衡阀15的下沉割槽处的环形节流口的过流流量，而从油缸17左腔流回油箱的液压油，则是经过同一个滑阀平衡阀的上沉割槽处的环形节流口的过流量。由于这两个环形节流口的开度总是一致，在压差相同时，过流量也是严格相等的。因此，即通过机械方式保证两个节流口的开度严格相同，从而保证了油缸17两腔的进出油量相同，实现油缸17在负载作用下平稳运行。
类似地，当右滑阀平衡阀16底部接通压力油，推动油缸17向右侧运动时，其工作过程与上述过程完全类似；只是此时右滑阀平衡阀16的阀芯6被推向顶部，而左滑阀平衡阀15的阀芯6被压在底部；并且此时，进入油缸17两腔的流量则由右平衡阀中的两个完全匹配的环形节流口控制，这两个节流口的开度也同样是由机械方式来保证同步的。
当系统没有负负载情况出现时，平衡阀中环形节流口的开度由所需要的流量决定，油缸17的压力腔压力与供油压力相差很小，油缸17回油腔压力也接近油箱压力，因此整个系统的压力损失很小。
当出现负负载情况，例如，油缸17处于最右端，需要向左运动，而负载作用在油缸17上力也为从右向左，即为负负载情况。此时，左滑阀平衡阀15底部的压力油仍然是通过左滑阀平衡阀15的下沉割槽处的环形节流口，左滑阀平衡阀15的下部油道10，再经右滑阀平衡阀16的上部油道14，右滑阀平衡阀16顶部油口进入油缸17右腔；油缸17左腔的液压油也仍然是通过左滑阀平衡阀15的上沉割槽处的环形节流口回油箱。不同的是，此时油缸17右腔的压力较低，稍高于油箱压力，而油缸17左腔的压力较高，稍高于负载作用产生的压力，稍低于系统供油压力；且此时，两个环形节流口的开度仍然相同，过流的压差均较大，但两个节流口的压差仍然相同，因此过流流量也仍然相同。由此即可以保证油缸17在负负载情况下的平稳运行。
并且此时，油缸17的位置和速度仍然由供油流量来准确控制，只是此时由于节流口的压差较大，会产生一定的能量损失。对具有负负载情况的液压平衡系统，这种节流导致的能量损失一般是无法避免的。
同理，当负负载出现在另一个运动方向时，平衡系统的工作机理完全相同。
继续参见图1，本发明的滑阀平衡阀的阀芯6两端均可装末端弹簧2。当滑阀阀芯6顶部装有末端弹簧2时，在没有外部供油时，两个滑阀平衡阀的阀芯6均处于阀孔的底部，此时，油缸17两侧回油箱的油道均被关闭，因而系统处于锁死状态；但由于滑阀有一定程度的内泄露，因而锁紧时间不会太长。而如果在滑阀平衡阀阀芯6底部安装了末端弹簧2，则无外部供油时，阀芯6处于靠近阀孔顶部位置，则油缸17两腔均连通油箱，油缸17处于浮动状态。
以上所述的具体实施例，对本发明的目的、技术方案和有益效果进行了进一步的详细说明，应当理解，以上所述仅为本发明的具体实施例而已，并不用于限定本发明的保护范围。特别指出，对于本领域技术人员来说，凡在本发明的精神和原则之内，所做的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。