二维脉宽调制机构的制作方法

本实用新型属于流体传动及控制相关技术领域，涉及一种二维压力反馈流量配流机构，尤其涉及一种二维脉宽调制机构。

背景技术：

柱塞泵在工作过程中，柱塞在缸体内做往复运动，造成密封工作容积的变化以实现吸油和排油。轴向柱塞泵的每一个柱塞腔均周期性地在吸油口与排油口之间来回切换，油口的切换过程需要通过泵的配流机构来实现。

按照配流方式，轴向柱塞泵主要分为阀配流和端面配流。阀配流主要是靠单向阀实现配流，两个单向阀分别安装在泵的进出油口，柱塞腔在吸排油阶段分别打开相应油口的单向阀，从而实现吸排油。阀配流方式不需要缸体转动，一般用于单柱塞泵。单向阀有一定的开启压力，响应存在一定的滞后性，使得泵的自吸能力差，容易造成气蚀，限制泵的转速。端面配流是目前柱塞泵主要的配流方式，该配流方式要求柱塞泵的缸体转动使柱塞腔与配流盘上的吸油窗口和排油窗口交替连通，进行吸排油。柱塞泵缸体有多个柱塞孔，缸体直径较大，高压力、高转速对缸体与配流盘这对关键摩擦副需要更高的设计要求；为了减小电机的启动时间，增加系统的响应速度，传统的方法是在液压泵的出口安装卸荷阀，这就增大了机械系统和控制系统设计、加工的复杂程度。

现有的二维(2D)泵均采用二维卸荷阀、二维稳压阀等阀组来实现压力和流量的调节，零部件较多，控制调节处较多，压力流量脉动较大。

技术实现要素：

为了克服柱塞泵的阀配流、端面配流造成其自吸性差、转速低、缸体直径大、摩擦副技术要求高、机械系统及控制系统较复杂等问题，同时也为了克服现有二维(2D)泵调节多个液压阀配流方式的不足，本实用新型提供一种结构新颖紧凑、体积小、重量轻、传动简单、无摩擦副、易实现高压高转速、利用阀芯双自由度结构实现配流的二维压力反馈流量配流机构，为二维脉宽调制机构。本实用新型既解决了柱塞泵配流的缺点与不足，也简便、优化了二维(2D)泵的配流机构，同时可省去液压泵出口的卸荷阀，在液压系统中液压泵可实现零压启动，适用于液压泵、马达等配流。

本实用新型采用的技术方案如下：

所述二维脉宽调制机构，其特征在于：包括传动轴、零位弹簧、滚轮轴、左滚轮组件、右滚轮组件、前同心环、阀芯、阀套、后同心环、阀芯螺堵。传动轴拨叉与滚轮组件配合通过滚轮轴拨动阀芯，使阀芯在阀套内做周向转动的同时轴向滑动，阀芯转动与轴向滑动相对独立，前同心环和后同心环分别固连在阀套两端，零位弹簧安装在阀芯与传动轴中间且处于压缩状态。

所述传动轴一端为圆柱端，连接传动机构；传动轴另一端为门框形，连接两个U形拨叉，拨叉面为轴向延伸的不完整圆柱面轨道，配合左滚轮组件、右滚轮组件，使阀芯做周向旋转的同时轴向滑动；传动轴轴向中间端面有一圆形凹槽，用于固定零位弹簧。

所述零位弹簧两平端面分别固定在传动轴圆形凹槽和阀芯左端阶梯轴处，零位弹簧初始和工作过程中均处于压缩状态，保证初始状态阀芯处于最右端，保持阀芯零位。

所述滚轮轴为一阶梯圆柱轴，中间有一台肩，中间圆柱直径大于两边圆柱直径；中间台肩轴插入阀芯左端圆柱孔并固连，两端轴分别插入左滚轮组件、右滚轮组件中心圆孔并固连。

所述右滚轮组件与左滚轮组件结构完全相同，包括轴承套、深沟球轴承，轴承套外部为球面，内部为圆孔，两端为平端面，轴承套内孔套在深沟球轴承外圆并固连，轴承套球面与传动轴U形拨叉圆柱面配合。

所述前同心环为圆环形，两端面为平面，前同心环外圆与阀套固连，内孔套在阀芯左端轴上。

所述后同心环为圆环形，两端面为平面，内孔有一阶梯孔为阀芯的第二圆形通孔提供避让空间，后同心环外圆与阀套固连，内孔套在阀芯右端轴上。

所述阀套内孔为中心通孔，和阀芯配合，两端分别有前阶梯孔和后阶梯孔，分别与前同心环、后同心环固连；阀套的外圆设有四个环形槽自左到右分别是控制油槽、出油槽、进油槽和回油槽，控制油槽上均匀设有若干相同的径向的控制油孔，出油槽上均匀设有若干相同的径向的出油孔，进油槽上均匀设有若干相同的径向的菱形配流窗口，菱形配流窗口的顶点在同一平面内且该平面垂直于阀芯轴线，回油槽上均匀设有若干相同的径向的回油孔。

所述阀芯最左端有一阶梯轴，用于安装零位弹簧，阶梯轴右侧设有滚轮轴圆形通孔，与滚轮轴固连，用于给阀芯传递扭矩使阀芯转动；阀芯有三个台肩自左到右依次有第一台肩、第二台肩和第三台肩，第一台肩与第二台肩之间的阀芯轴径向设有第一圆形通孔，靠近第三台肩右端面的阀芯轴径向设有第二圆形通孔，阀芯中心轴向设有中心流道，中心流道口用阀芯螺堵堵住，第一圆形通孔和第二圆形通孔通过阀芯中心流道沟通；阀芯第二台肩上开有两列交错的三角形配流窗口分别为左三角形配流窗口、右三角形配流窗口，其顶点在同一平面内且该平面垂直于阀芯轴线。

优选地，所述轴承套外圆球面与传动轴U形拨叉为间隙配合，受力时单边接触，能实现正反转，传动轴通过左滚轮组件、右滚轮组件和滚轮轴带动阀芯转动，阀芯在液压力作用下轴向滑动，带动轴承套在传动轴U形拨叉上轴向滚动。

优选地，所述前同心环和后同心环外圆分别固连在阀套两端面的前阶梯孔和后阶梯孔内，前同心环内孔套在阀芯左端轴上，为间隙密封，后同心环内孔套在阀芯右端轴上，为间隙密封。

优选地，所述阀芯可旋转地设置在阀套内，前同心环与阀芯第一台肩将阀套内腔密封形成控制容腔，控制容腔通过控制油孔与控制油槽沟通，控制油槽通控制压力油；阀芯第一台肩与第二台肩将阀套内腔密封形成高压容腔，高压容腔通过出油孔与出油槽沟通，同时通过菱形配流窗口与进油槽沟通，进油槽通液压泵高压油，出油槽通系统油路；阀芯第二台肩与第三台肩将阀套内腔密封形成低压容腔，低压容腔通过回油孔与回油槽沟通，回油槽通低压油箱；阀芯第三台肩与后同心环将阀套内腔密封形成反馈容腔，反馈容腔通过阀芯第一圆形通孔、中心流道、第二圆形通孔与高压容腔沟通，两腔压力相同；阀套控制油槽、出油槽、进油槽和回油槽在阀套外部互不沟通。阀芯第二台肩上开有两列交错的三角形配流窗口，分别为左三角形配流窗口、右三角形配流窗口，阀套菱形配流窗口位于阀芯第二台肩的运动轨迹上，阀芯在阀套内匀速转动的同时在液压力作用下轴向滑动，使阀芯左三角形配流窗口、右三角形配流窗口分别与阀套菱形配流窗口配流时间占比发生变化，从而改变出油流量实现流量配流。

具体工作过程如下：

阀芯在传动轴带动下匀速转动，阀芯第二台肩上设有的两列交错的三角形配流窗口与阀套槽菱形配流窗口有周向相对转动；控制容腔内液体压力作用在阀芯第一台肩左端面环形面积上对阀芯产生轴向向右推力，反馈容腔内液体压力作用在阀芯第三台肩右端面环形面积上对阀芯产生轴向向左的推力，调零弹簧受压缩对阀芯产生轴向向右的推力，若对阀芯轴向向右推力与弹簧力的合力大于轴向向左推力，阀芯轴向向右滑动，若对阀芯轴向向右推力与弹簧力的合力小于轴向向左推力，阀芯轴向向左滑动。当阀芯两端力平衡时，阀芯停留在阀套某一工作位置，随着阀芯转动，阀芯左三角形配流窗口、右三角形配流窗口与阀套菱形配流窗口交替沟通呈周期性变化，因阀芯左右三角形配流窗口与阀套菱形配流窗口数量很多，阀口面积梯度很大，使得阀口开度的大小对通过阀口的流量影响很小，通过阀口的流量可以认为是一个与阀口开度无关而只与阀口开起时间有关的量，即任一周期内阀芯左侧三角形配流窗口、右侧三角形配流窗口分别交替扫过阀套菱形配流窗口所需时间分别占总时间的比，为进油流量的分配比，出油流量和回油流量按此比例进行流量分配。

当阀芯处于零位时，阀芯在阀套内处于最右端，阀套进油槽与出油槽最大沟通，进油槽与回油槽不沟通，保证系统在建立压力前，泵的高压油全部流入系统，以便系统快速建立压力，直到系统压力流量稳定，阀芯处于平衡状态。当阀芯在阀套内处于最左端时，阀套进油槽与出油槽不沟通，进油槽与回油槽最大沟通，泵的高压油全部流入油箱，液压泵处于卸荷状态；此时，若液压泵停止工作，系统处于保压状态，当液压泵再次带压启动时，阀套出油槽直接与回油槽沟通，即液压泵的出油口直接与油箱沟通，在系统保压情况下可实现液压泵几乎零负载启动。

当控制容腔压力不变、系统压力不变、系统需求流量发生变化时，系统压力发生相应微小变化，从而引起高压容腔和反馈容腔压力产生相应变化，阀芯在轴向合力作用下轴向滑动，而阀芯轴向滑动引起阀芯左三角形配流窗口、右三角形配流窗口分别交替扫过阀套菱形配流窗口所需时间分别占总时间的比发生相应变化，出油流量和回油流量发生相应变化，进入系统的流量发生相应变化，反馈容腔的压力发生相应变化，直至阀芯达到新的平衡状态；当需要改变系统压力时，改变控制容腔压力，阀芯在轴向合力作用下轴向滑动，阀芯左三角形配流窗口、右三角形配流窗口分别交替扫过阀套菱形配流窗口所需时间分别占总时间的比发生相应变化，出油流量和回油流量发生相应变化，进入系统的流量发生相应变化，反馈容腔压力发生相应变化，直至阀芯轴向合力再次平衡时，系统压力升高，阀芯达到新的平衡状态。

阀芯的轴向滑动改变了配流时间占比，从而改变了进入液压系统的油液流量。因此，利用此结构对系统流量进行调节的方式可以看作是由阀芯位置控制的脉宽调制。由于阀芯转动速度很快，且阀芯圆周上设有很多三角形配流窗口，阀套圆周上设有相应菱形配流窗口，使得脉宽调制的频率很高，压力脉动和流量脉动在系统中几乎体现不出来。

所述阀芯双自由度结构是指阀芯周向转动的同时能轴向滑动，且阀芯周向转动和轴向滑动相互独立；阀芯转动是外扭矩通过传动轴传递给阀芯扭矩引起的，阀芯轴向滑动是阀芯两端受力不同引起的。

所述轴向指的是阀芯中心轴所在或平行于阀芯中心轴的方向；所述径向指的是垂直于阀芯中心轴所在的方向；所述周向指的是阀芯绕中心轴旋转所在的方向。

所述阀芯左三角形配流窗口、右三角形配流窗口分别交替扫过阀套菱形配流窗口所需时间指的是任一周期内阀芯左三角形配流窗口、右三角形配流窗口分别与阀套菱形配流窗口从打开到关闭的重合时间。

本实用新型的有益效果体现在：

1、借鉴传统滑阀结构，采用阀芯双自由结构的新型配流方式，结构简单，性能可靠，阀芯轴向有压力反馈，可以同时调节系统压力及输出流量。

2、阀芯旋转使得脉宽调制的频率很高，极大改善了系统中压力、流量脉动。

3、取代了之前二维(2D)泵阀组控制配流，减少调节机构，简化设计。

4、较传统柱塞泵的端面配流，取消了摩擦副结构，降低磨损，提高效率。

5、能实现液压泵在高压系统中几乎零负载启动。

附图说明

图1为二维脉宽调制机构的结构示意图。

图2为阀套的结构示意图。

图2a为图2的C-C截面图。

图3为阀芯的结构示意图。

图3a为图3的D-D截面图。

图4为传动轴的结构示意图。

图5为右滚轮组件的结构示意图。

图6为滚轮轴的结构示意图。

图7a为阀套配流窗口原理示意图。

图7b为阀芯配流窗口原理示意图。

图7c为阀芯中位时流量分配原理示意图。

图7d为阀芯下移时流量分配原理示意图。

具体实施方式

下面参照图1至图7d进一步说明本实用新型的技术方案。

所述二维脉宽调制机构，其特征在于：由传动轴1、零位弹簧2、滚轮轴3、左滚轮组件4、右滚轮组件5、前同心环6、阀套7、阀芯8、后同心环9、阀芯螺堵10组成。传动轴1拨叉与左滚轮组件4、右滚轮组件5配合通过滚轮轴3拨动阀芯8，使阀芯8在阀套7内做周向转动的同时轴向滑动，阀芯8转动与轴向滑动相对独立，前同心环6和后同心环9分别固连在阀套7两端，零位弹簧2安装在阀芯8与传动轴1中间且处于压缩状态。

所述传动轴1一端为圆柱端，连接传动机构，使传动轴1转动；传动轴1另一端为门框形，连接两个U形拨叉，拨叉面为轴向延伸的不完整圆柱面轨道，配合左滚轮组件4与右滚轮组件5，使阀芯8做周向转动的同时轴向滑动；传动轴1轴向中间端面有一圆形凹槽，用于固定零位弹簧2。

所述零位弹簧2的两平端面分别固定在传动轴1凹槽和阀芯8左端阶梯轴处，零位弹簧2初始和工作过程中均处于压缩状态，保证初始状态阀芯8处于最右端，保持阀芯8零位。

所述滚轮轴3为一阶梯圆柱轴，中间有一台肩，中间圆柱直径大于两边圆柱直径；中间台肩轴插入阀芯8左端圆柱孔并固连，两端轴分别插入左滚轮组件4、右滚轮组件5的中心圆孔并固连。

所述右滚轮组件5与左滚轮组件4结构完全相同，包括轴承套51、深沟球轴承52，轴承套51外部为球面，内部为圆孔，两端为平端面，轴承套51内孔套在深沟球轴承52外圆并固连，轴承套51球面与传动轴1的U形拨叉圆柱面配合。

所述前同心环6为圆环形，两端面为平面，前同心环6外圆与阀套7固连，内孔套在阀芯8左端轴上。

所述后同心环9为圆环形，两端面为平面，内孔有一阶梯孔为阀芯8的第二圆形通孔B2提供避让空间，后同心环9外圆与阀套7固连，内孔套在阀芯8右端轴上。

所述阀套7内孔为中心通孔，和阀芯8配合，两端分别有前阶梯孔和后阶梯孔，分别与前同心环6、后同心环9固连；外圆设有四个环形槽自左到右分别是控制油槽K、出油槽A、进油槽P和回油槽T，控制油槽K上均匀设有若干相同的径向的控制油孔k，出油槽A上均匀设有若干相同的径向的出油孔a，进油槽P上均匀设有若干相同的径向的菱形配流窗口p，菱形配流窗口p的顶点在同一平面内且该平面垂直于阀芯轴线，回油槽T上均匀设有若干相同的径向的回油孔t1。

所述阀芯8最左端有一阶梯轴，用于安装零位弹簧2，阶梯轴右侧有滚轮轴圆形通孔，与滚轮轴3固连，用于给阀芯8传递扭矩使阀芯8转动；阀芯8有三个台肩自左到右依次有第一台肩81、第二台肩82和第三台肩83，第一台肩81与第二台肩82之间的阀芯轴径向设有第一圆形通孔B1，靠近第三台肩83右端面的阀芯轴径向设有第二圆形通孔B2，阀芯8中心轴向设有中心流道B，中心流道口用阀芯螺堵10堵住，第一圆形通孔B1和第二圆形通孔B2通过阀芯8中心流道B沟通；阀芯8第二台肩82上开有两列交错的三角形配流窗口，分别为左三角形配流窗口p1、右三角形配流窗口p2，其顶点在同一平面内且该平面垂直于阀芯轴线。

所述轴承套51外圆球面与传动轴1的U形拨叉为间隙配合，受力时单边接触，能实现正反转，传动轴1通过左滚轮组件4、右滚轮组件5和滚轮轴3带动阀芯8转动，阀芯8在液压力作用下轴向滑动，带动轴承套51在传动轴1的U形拨叉上轴向滚动。

所述前同心环6和后同心环9外圆分别固连在阀套7两端面的前阶梯孔和后阶梯孔内，前同心环6内孔套在阀芯8左端轴上，为间隙密封，后同心环9内孔套在阀芯8右端轴上，为间隙密封。

所述阀芯8可旋转地设置在阀套7内，前同心环6与阀芯第一台肩81将阀套7内腔密封形成控制容腔K1，控制容腔K1通过控制油孔k与控制油槽K沟通，控制油槽K通控制压力油；阀芯8第一台肩81与第二台肩82将阀套7内腔密封形成高压容腔A1，高压容腔A1通过出油孔a与出油槽A沟通，同时通过菱形配流窗口p与进油槽P沟通，进油槽P通液压泵高压油，出油槽A通系统油路；阀芯8第二台肩82与第三台肩83将阀套7内腔密封形成低压容腔T1，低压容腔T1通过回油孔t1与回油槽T沟通，回油槽T通低压油箱；阀芯8第三台肩83与后同心环9将阀套7内腔密封形成反馈容腔A2，反馈容腔A2通过阀芯8第一圆形通孔B1、中心流道B、第二圆形通孔B2与高压容腔A1沟通，两腔压力相同；阀套控制油槽K、出油槽A、进油槽P和回油槽T在阀套外部互不沟通。阀芯8第二台肩82上开有两列交错的三角形配流窗口，分别为左三角形配流窗口p1、右三角形配流窗口p2，阀套7菱形配流窗口p位于阀芯8第二台肩82的运动轨迹上，阀芯8在阀套7内匀速转动的同时在液压力作用下轴向滑动，使阀芯8左三角形配流窗口p1、右三角形配流窗口p2分别与阀套7菱形配流窗口p配流时间占比发生变化，从而改变出油流量实现流量配流。

本实施例的工作原理：

阀芯8在传动轴1带动下匀速转动，阀芯8第二台肩82上设有的交错排列的左三角形配流窗口p1、右三角形配流窗口p2与阀套7菱形配流窗口p有周向相对转动；控制容腔K1内液体压力作用在阀芯8第一台肩81左端面环形面积S1上对阀芯8产生轴向向右推力，反馈容腔A2内液体压力作用在阀芯8第三台肩83右端面环形面积S2上对阀芯8产生轴向向左的推力，调零弹簧2受压缩对阀芯8产生轴向向右的推力，若对阀芯8轴向向右推力与弹簧力的合力大于轴向向左推力，即阀芯8左端合力大于右端合力，阀芯8轴向向右滑动，若对阀芯8轴向向右推力与弹簧力的合力小于轴向向左推力，即阀芯8左端合力小于右端合力，阀芯8轴向向左滑动，若对阀芯8轴向向右推力与弹簧力的合力等于轴向向左推力，即阀芯8左端合力等于右端合力，阀芯8保持轴向位置不动，为平衡状态。

为了说明所述二维脉宽调制机构的配流原理，将阀芯8左三角形配流窗口p1、右三角形配流窗口p2、阀套7菱形配流窗口p圆周展开，简化为原理图，如图7a、图7b、图7c、图7d。原理示意图中阀芯左右直线运动代表结构示意图中阀芯周向转动，原理示意图中阀芯上下垂直移动代表结构示意图中阀芯轴向滑动。图7a、图7b中，P0为进油口，等同进油槽P，A0为出油口，等同出油槽A，T0是回油口，等同回油槽T。

阀芯8可以在阀套7内自由转动和轴向滑动，随着阀芯8转动，阀芯8左三角形配流窗口p1、右三角形配流窗口p2与阀套7菱形配流窗口p交替沟通呈周期性变化，因阀芯8左右三角形配流窗口p1、p2与阀套7菱形配流窗口p数量很多，阀口面积梯度很大，使得阀口开度的大小对通过阀口的流量影响很小，通过阀口的流量可以认为是一个与阀口开度无关而只与阀口开起时间有关的量，即任一周期内阀芯8左三角形配流窗口p1、右三角形配流窗口p2分别交替扫过阀套7菱形配流窗口p所需时间分别占总时间的比，为进油流量的分配比，出油流量和回油流量按此比例进行流量分配；

如图7c、图7d，设纵坐标为进油口P0的流量Q，横坐标时间t，任一周期时间Δt内，阀芯8左三角形配流窗口p1扫过阀套7菱形配流窗口p所需时间Δt1，阀芯8右三角形配流窗口p2扫过阀套7菱形配流窗口p所需时间Δt2，出油口A0的流量为Q·Δt1/Δt，回油口T0的流量为Q·Δt2/Δt。比较图7c、图7d可以看出，阀芯的轴向滑动改变了Δt1和Δt2的占比，从而改变进入液压系统的油液流量，因此，利用此结构对系统流量进行调节的方式可以看做由阀芯位置控制的脉宽调制。由于阀芯8转动速度很快，且阀芯8圆周上设有很多左右三角形配流窗口p1、p2，阀套7圆周上设有相应菱形配流窗口p，使得脉宽调制的频率很高，压力脉动和流量脉动在系统中几乎体现不出来。

当阀芯8处于零位时，阀芯8在阀套7内处于最右端，进油口P0与出油口A0最大沟通，进油口P0与回油口T0不沟通，保证系统在建立压力前，液压泵的高压油全部流入系统，以便于系统快速建立压力，直到系统压力流量稳定时，阀芯处于平衡状态。当阀芯8在阀套7内处于最左端时，进油口P0与出油口A0不沟通，进油口P0与回油口T0最大沟通，液压泵的高压油全部流入油箱，液压泵处于卸荷状态；此时，若液压泵停止工作，系统处于保压状态，当液压泵再次带压启动时，进油口P0直接与回油口T0沟通，即液压泵的出油口直接与油箱沟通，在系统保压状态下可实现液压泵几乎零负载启动。

若控制压力不变、系统压力不变、系统需求流量发生变化时，系统压力也随之发生微小变化。当系统需求流量增加，系统压力降低，则高压油腔A1与反馈容腔A2压力降低，控制容腔K1压力不变，阀芯8的平衡状态被打破，阀芯8左端合力大于右端合力，阀芯8轴向向右滑动，此时进油口P0与出油口A0开度增大，进油口P0与回油口T0开度减小，阀芯8左三角形配流窗口p1扫过阀套7菱形配流窗口p时间变长，阀芯8右三角形配流窗口p2扫过阀套7菱形配流窗口p时间变短，出油口A0流量变大为系统供能，直至系统压力升高恢复至原有压力，高压容腔A1与反馈容腔A2压力升高恢复至原有压力，阀芯8左端合力等于右端合力，阀芯8再次达到平衡状态。相反的，当系统需求流量减小，系统压力升高，则高压油腔A1与反馈容腔A2压力升高，控制容腔K1压力不变，阀芯8的平衡状态被打破，阀芯8左端合力小于右端合力，阀芯8轴向向左滑动，此时进油口P0与出油口A0开度减小，进油口P0与回油口T0开度增大，阀芯8左三角形配流窗口p1扫过阀套7菱形配流窗口p时间变短，阀芯8右三角形配流窗口p2扫过阀套7菱形配流窗口p时间变长，回油口T0流量变大使更多油液流回油箱，出油口A0流量变小，流入系统流量变小直至系统压力降低恢复至原有压力，高压容腔A1与反馈容腔A2压力降低恢复至原有压力，阀芯8左端合力等于右端合力，阀芯8再次达到平衡状态。

若需要改变系统压力，只需改变控制油口压力值，打破阀芯原有的平衡状态并建立新的平衡状态即可。当控制容腔K1压力升高时，阀芯8左端合力大于右端合力，阀芯8轴向向右滑动，此时进油口P0与出油口A0开度变大，进油口P0与回油口T0开度变小(直至完全关闭)，出油口A0压力随着进入系统油液流量增大而升高，直到阀芯8两端合力再次相等的时候，阀芯达到新的平衡状态。当控制容腔K1压力降低时，阀芯8左端合力小于右端合力，阀芯8轴向向左滑动，此时进油口P0与出油口A0开度变小(直至完全关闭)，进油口P0与回油口T0开度变大，出油口A0压力随着进入系统油液流量减小而降低，直到阀芯8两端合力再次相等的时候，阀芯达到新的平衡状态。

合理设定阀芯8第一台肩81左端面环形面积S1、阀芯8第三台肩83右端面环形面积S2及零位弹簧刚度的大小关系，可以建立所述二维脉宽调制机构出口压力与控制油口压力的比例关系，从而实现通过改变控制油口压力的值对出口压力值进行调定，从而达到对系统压力流量的调节。

本说明书实施例所述的内容仅仅是对发明构思的实现形式的列举，本实用新型的保护范围不应当被视为仅限于实施例所陈述的具体形式，本实用新型的保护范围也及于本领域技术人员根据本发明构思所能够想到的等同技术手段。