一种改进结构的节能型电液比例方向阀及其控制方法与流程

本发明涉及液压阀技术及其控制领域，尤其涉及一种改进结构的节能型电液比例方向阀。

背景技术：

液压阀尤其是通电液比例方向阀在电液伺服系统中有非常广泛的应用。电液比例方向阀组成的系统其能源利用率比较低，其主要原因是液压阀存在比较大的节流损失，这种节流损失通过热量的形式被消耗掉，导致液压阀控系统的工作效率不高，发热比较厉害，存在较大的能源浪费。

传统的液压比例方向阀的结构原理决定了它的2个负载节流口的开口大小始终是相同的，不能单独进行调节，这种工作模式决定了其在很多负载工况下(如超越负载)，会产生额外的能量损失。为了克服这种情况下造成的能量损失，一些学者提出利用两个甚至是多个比例阀分别去控制执行机构，利用多个阀控制一个执行机构，需要进行多个阀的协同控制，这一方面会增加系统的复杂度，另一方面也增加了系统的成本。

技术实现要素：

有鉴于此，本发明提供了一种改进结构的节能型液压比例方向阀，其两个负载节流口的开口调节关系不再关联，当调节其中一个负载节流口的开度时，另外一个负载节流口处于全部打开状态，只需要对其中一个负载节流口进行压力或流量控制即可。针对这种结构的液压阀，本发明还提出了专门的控制方法。

为了实现上述功能，本发明是这样实现的：

一种改进结构的节能型电液比例方向阀，该电液比例方向阀包括液压阀体、阀芯、比例电磁铁和位移传感器；液压阀体上具有第一负载节流口、第二负载节流口、第一供油口、第二供油口和回油口；阀芯上按顺序设有第一凸肩、第二凸肩、第三凸肩和第四凸肩；其特征在于，

设第一负载节流口与回油口的间距为l1，同样，第二负载节流口与回油口的间距也为l1；回油口的宽度为l2，第一负载节流口、第二负载节流口、第二凸肩和第三凸肩的宽度为l3；第二凸肩和第三凸肩之间的间距为l4；第一供油口与第一负载节流口的间距为l5，同样，第二供油口与第二负载节流口的间距也为l5；第一供油口和第二供油口的宽度为l6；第一凸肩与第二凸肩之间的间距为l7，同样，第三凸肩与第四凸肩之间的间距也为l7；第一凸肩和第四凸肩的宽度为l8；阀体左内壁距离第一负载节流口的距离为l9，同样阀体(1)右内壁距离第二负载节流口的距离也为l9；

l1≥l3；

l4≤2×l1+l2+l5；

l7≤l1+l5+l6；

l9≥l3+l4+l7+l8-2×l1-l2。

优选地，该节能型电液比例方向阀进一步包括复位弹簧，设置在所述阀芯两端面与液压阀体内壁之间。

本发明还提供了一种节能型电液比例方向阀的控制方法，所述节能型电液比例方向阀的第一负载节流口连接执行机构的a腔，第二负载节流口接执行结构的b腔，定义第一负载节流口向执行机构供油时产生的运动方向为正向；其特征在于，根据所设定的执行机构运动轨迹及其外部负载力fx，计算执行机构所需驱动力fh，分情况进行控制：

当执行机构正向运动，且执行机构所需驱动力fh与执行机构的负载力fx之间的合力与运动方向相同，则控制比例电磁铁，使第二凸肩从右侧遮挡第一负载节流口的部分开口，第一负载节流口与第一供油口之间形成连通关系，第二负载节流口完全没有遮挡；调节第一凸肩与第一负载节流口之间的重叠度，即可控制执行机构的运动轨迹；

当执行机构正向运动，且执行机构所需驱动力fh与执行机构的负载力fx之间的合力与运动方向相反，则控制比例电磁铁，使第三凸肩从右侧遮挡第二负载节流口的部分开口，第二负载节流口、第一负载节流口与回油口之间形成连通关系；调节第三凸肩与第二负载节流口之间的重叠度，即可控制执行机构的运动轨迹；

当执行机构反向运动，且执行机构所需驱动力fh与执行机构的负载力fx之间的合力与运动方向相同，则控制比例电磁铁，使第三凸肩从左侧遮挡第二负载节流口的部分开口，第二负载节流口与第二供油口之间形成连通关系，第一负载节流口完全没有遮挡；调节第三凸肩第二负载节流口之间的重叠度，即可控制执行机构的运动轨迹；

当执行机构反向运动，当执行机构所需驱动力fh与执行机构的负载力fx之间的合力与运动方向相反，则控制比例电磁铁，使第二凸肩从左侧遮挡第一负载节流口的部分开口，第一负载节流口、第二负载节流口与回油口之间形成连通关系；调节第二凸肩与第一负载节流口之间的重叠度，即可控制执行机构的运动轨迹。

有益效果：

(1)利用本发明提出的电液比例方向阀，在一些工作状态下，根本不需要向其提供高压能源，而只需要向其提供低压能源防止执行机构一腔吸空即可，与现有的液压阀控系统相比，可以极大地节省液压能源。

(2)本发明提出的电液比例方向阀，当对其中一个负载节流口进行高压供油节流控制时，另外一个负载节流口处于完全打开的状态，此时该节流口不存在节流损失，也起到了节省液压能源的作用。

(3)本发明提出的电液比例方向阀，在执行机构的同一个运动方向上，阀芯的位置是连续调节的，不存在位置的突变和阶跃，有利于液压阀和执行机构的控制。

(4)本发明所提出的控制方法，在两种不需要提供额外驱动力的工况下，其控制策略等效于背压节流的控制方式，而传统的入口和出口同时节流的控制方法，存在出口背压调节与入口流量调节的矛盾，导致执行机构的运动轨迹不光滑，运动加速度存在突变。本发明提出的控制方法由于入口不存在节流，则消除了传统控制方法的矛盾，极大的降低了执行机构运动轨迹的控制难度。

附图说明

图1为常规比例方向阀的阀芯结构示意图。

图2为改进结构的节能型电液比例方向阀组成图。

图3为改进结构的节能型电液比例方向阀尺寸关系图。

图4为l1、l4与l2、l3、l5之间的结构尺寸关系示意图。

图5为l7与l1、l5、l6之间的结构尺寸关系示意图。

图6为l9与l1、l2、l3、l4、l7、l8之间的结构尺寸关系示意图。

图7为工况1下的液压阀芯位置。

图8为工况2下的液压阀芯位置。

图9为工况3下的液压阀芯位置。

图10为工况4下的液压阀芯位置。

其中，1液压阀体，2阀芯，3第一负载节流口，4第二负载节流口，5复位弹簧，6比例电磁铁，7位移传感器滑动杆，8位移传感器壳体，9第一供油口，10回油口，11第二供油口，12第一凸肩，13第二凸肩，14第三凸肩，15第四凸肩，16液压缸，17b腔，18a腔，19活塞杆，20活塞，21负载。

具体实施方式

下面结合附图并举实施例，对本发明进行详细描述。

本发明提出的改进结构的电液比例方向阀的结构如附图2所示，是根据如附图1所示的常规比例方向阀的阀芯结构而实现的。改进结构的电液比例方向阀由液压阀体1、阀芯2、复位弹簧5、比例电磁铁6、位移传感器滑动杆7、位移传感器壳体8组成。

比例电磁铁6用于驱动阀芯运动。如图所示，比例电磁铁6的外壳固定在液压阀体1外的一端，阀芯2的一端伸出液压阀体1，插入到了比例电磁铁6的空腔内。向比例电磁铁6通入一定大小的电流，就可以产生一定的电磁力，带动阀芯2在液压阀体1内往复运动。

位移传感器用于感测阀芯位置。位移传感器壳体8固定在比例电磁铁6的外壳一端，其位移传感器滑动杆7与阀芯2相连。当阀芯2在液压阀体1内滑动时，会带动位移传感器滑动杆7一起运动，从而就能检测出阀芯2在液压阀体1内的位置。

阀芯2两端通过复位弹簧5抵触液压阀体1内壁。

在液压阀体1上设计有第一负载节流口3、第二负载节流口4、第一供油口9、第二供油口11、回油口10。如图所示，第一负载节流口3在左，第二负载节流口在右。第一供油口9在左、第二供油口11在右。其中第一负载节流口3和第二负载节流口4用于和执行机构(如液压缸或液压马达)相连，来控制执行机构的运动；外部的液压油通过第一供油口9和第二供油口11向液压阀提供液压能源；液压阀的回油通过回油口10流回到液压能源的油箱内。

在阀芯2上从左到右分别设计有第一凸肩12、第二凸肩13、第三凸肩14和第四凸肩15。当阀芯2在液压阀体1内移动时，第二凸肩13、第三凸肩14与第一负载节流口3、第二负载节流口4以及第一供油口9、第二供油口11、回油口10之间会形成一定的遮挡关系。不同的阀芯位置会形成不同的遮挡关系，从而形成不同的连通关系。

本发明提出的液压阀与现有液压阀的不同之处在于，本发明所提出的液压阀的阀芯2上的四个凸肩12、13、14、15与第一负载节流口3、第二负载节流口4之间的结构尺寸关系不同，在对本发明提出的液压阀的第一负载节流口3或第二负载节流口4进行控制时，另外一个负载节流口处于全部打开的状态。

为了后续描述方便直观，附图2被简化为附图3的形式，且在附图3中忽略了复位弹簧5、比例电磁铁6、位移传感器滑动杆7、位移传感器壳体8。本发明提出的节能型液压比例方向阀关键结构尺寸标记如下：

回油口10与第一负载节流口3和第二负载节流口4之间的距离均标记为l1，回油口10的宽度标记为l2，负载节流口3、4及凸肩13、14的宽度标记为l3，凸肩13、14之间的间距标记为l4，第一供油口9与第一负载节流口3之间的间距标记为l5，同样第二供油口11与第二负载节流口4之间的间距也为l5，第一供油口9和第二供油口11的宽度均标记为l6，凸肩12与凸肩13的间距为l7，同样第三凸肩14与第四凸肩15之间的间距标记为l7，凸肩12和第四凸肩15的宽度均标记为l8；阀体1左内壁距离负载节流口3的距离标记为l9，同样，阀体1右内壁距离负载节流口4的距离也标记为l9。

为保证当第一凸肩13或第三凸肩14对负载节流口的开口度进行控制时，该凸肩不会遮挡回油口10，l1的最小尺寸应为不小于l3。如附图4所示，第一凸肩13从第一负载节流口3的左侧开始向右运动，逐渐遮挡第一负载节流口3，直至第一凸肩13位于第一负载节流口3的右侧，l1与l3之间的关系为l1＝l3，此时第一凸肩13刚好没有遮挡住回油口10。

为保证当对其中一个负载节流口的开口度进行控制时，另一个负载节流口仅与回油口10连通，而不与同侧的供油口连通，则l4应不大于l1-l3+l2+l1+l3+l5＝2×l1+l2+l5。如附图4所示，第一凸肩13从第一负载节流口3的左侧开始向右运动，直至第一凸肩13位于第一负载节流口3的右侧，l4与l1、l2及l5的相互位置关系为l4＝2×l1+l2+l5，此时第三凸肩14刚好遮挡住第二供油口11。

为保证其中一个凸肩对负载节流口的开口度进行控制时，同侧阀芯2末端的凸肩不会遮挡供油口，l7应不大于l1-l3+l3+l5+l6＝l1+l5+l6。如附图5所示，第一凸肩13从第一负载节流口3的左侧开始向右运动，直至第一凸肩13位于第一负载节流口3的右侧，l7与l1、l5、l6的相互位置关系为l7＝l1+l5+l6，此时第一凸肩12刚好没有遮挡住第一供油口9。

为保证对负载节流口的开口度进行控制时，阀芯2有足够的运动空间，l9应不小于l3+l4+l7+l8-2×l1-l2。如附图6所示，第一凸肩13从第一负载节流口3的左侧开始向右运动，直至第一凸肩13位于第一负载节流口3的右侧，l9正好等于l3+l4+l7+l8-2×l1-l2，此时第四凸肩15刚好运动到液压阀体1的右侧。

上述尺寸关系能够保证，当第一凸肩13对第一负载节流口3的开口度进行控制时，第二负载节流口4处于完全打开状态，同样当第三凸肩14对第二负载节流口4的开口度进行控制时，第一负载节流口3处于完全打开状态，并且完全打开状态的负载节流口仅与回油口10连通，凸肩12、15不会对供油口形成遮挡。

本发明提出的节能型液压阀中，尺寸l2、l3、l6、l8及其它结构尺寸可以参考现有液压阀的结构尺寸根据具体应用进行确定，没有特殊要求。

本发明提出的改进结构的节能型电液比例方向阀，结构上和传统液压阀的区别在于阀芯的凸肩与负载节流口的位置关系有变化。基于这种变化，液压阀的控制方式和传统控制方式不同。传统液压阀控制只考虑执行机构的运动方向，进而控制阀芯的位置，而本发明需要考虑执行机构的运动方向以及执行机构所需要的驱动力方向。本实施例以直线型液压缸为例进行描述。节能型电液比例方向阀的第一负载节流口3连接液压缸的a腔，第二负载节流口4接液压缸的b腔。

考虑执行机构的力平衡方程：

fh＝ma+fx(1)

其中，m为执行机构的等效负载质量，a为期望的执行机构运动加速度，fx为施加于执行机构的负载力。fh为期望产生的驱动力，在该驱动力fh的作用下，可以使驱动机构产生期望的运动加速度a。

则控制时，先根据所设定的执行机构运动轨迹及其外部负载力fx，计算执行机构所需驱动力fh；然后根据运动方向、执行机构所需要的驱动力方向，可以将本发明控制分为4种工况：(在本实施例中，定义活塞杆向上伸出为正)

当活塞杆19向上伸出运动时，a腔18和b腔17之间的压差在活塞20上产生驱动力fh，若驱动力fh大于负载力fx，合力方向与运动方向相同，活塞杆加速伸出运动，属于工况1；若驱动力fh小于负载力fx,合力方向与运动方向相反，活塞杆减速伸出运动，属于工况2。当活塞杆19缩回运动时，a腔18和b腔17之间的压差在活塞20上产生驱动力fh，若驱动力fh大于负载力fx，合力方向与运动方向相同，活塞杆加速缩回运动，属于工况3；若驱动力fh小于负载力fx,合力方向与运动方向相反，活塞杆减速缩回运动，属于工况4。

本发明的四种工况中，每一种工况下，需将液压阀芯2控制到相应的工作区域，再根据位置反馈，在这个工作区域内进行节流口大小的调节。每种工况下的具体控制方法如下：

(1)工况1

液压缸16的活塞杆19加速伸出运动时，需要的驱动力与活塞杆19的运动方向相同，以克服其受到的阻力。

在该状态下，控制比例电磁铁6，使阀芯2移动，直至第一凸肩13与第一负载节流口3之间形成如附图7所示位置关系。此时第一凸肩13从右侧遮挡第一负载节流口3的部分开口，即第一负载节流口3与第一供油口9之间形成连通关系。在此状态下，通过第一供油口9向液压阀提供高压油，高压油进入液压阀后，经过第一负载节流口3进入液压缸16的a腔18。高压油通过第一负载节流口3后会产生压降，压降的大小取决于第一负载节流口3的开口度。

而b腔17内的液压油则通过第二负载节流口4进入液压阀内，再由回油口10流回到油箱。此时第二负载节流口4完全没有遮挡，因此不会产生节流作用，不会造成压力损失。

通过调节第一凸肩13与第一负载节流口3之间的重叠度，即调节第一负载节流口3的开口度，即可控制流入a腔18内的液压油的压力，从而可以控制a腔18和b腔17之间的压差，进而控制施加到活塞20上的驱动力，最终控制活塞杆19伸出运动的轨迹。

(2)工况2

液压缸活塞杆减速伸出运动时，此时需要的驱动力应与活塞杆的运动方向相反，以克服该外力的作用。

在该状态下，控制比例电磁铁6，使阀芯2移动，直至第三凸肩14与第二负载节流口4之间形成如附图8所示位置关系。此时第三凸肩14从右侧遮挡第二负载节流口4的部分开口，即第二负载节流口4、第一负载节流口3与回油口10之间形成连通关系。在此状态下，b腔17内的液压油经过第二负载节流口4流入液压阀内。

而同时需要向a腔18提供液压油以防止其吸空，如果该液压缸是对称液压缸(即如附图8所示，两腔内都有活塞杆且直径相同)，则由b腔17流出的液压油正好等于a腔18所需要的液压油，此时不需要为其提供额外的液压油；如果液压缸是非对称的(即只有其中一腔有活塞杆，另一腔没有)，当b腔17有活塞杆时，由于活塞20在a腔18内的有效面积大于b腔17内的，因此b腔17内流出的液压油并不足以满足a腔18所需要的液压油，因此需要通过自吸的方式从液压油箱内吸油，为a腔18提供一部分液压油，反之当a腔18内有活塞杆时，b腔17内流出的液压油多于a腔18所需要的液压油，多余部分的液压油流回到油箱内，即此时也不需要为其提供额外的液压油。

通过调节第三凸肩14与第二负载节流口4之间的重叠度，即调节第二负载节流口4的开口度，即可调节b腔17内液压油的压力，从而可以控制a腔18和b腔17之间的压差，进而控制施加到活塞20上的驱动力，最终控制活塞杆19伸出运动的轨迹。可以看出，此时根本不需要为液压阀提供高压液压油，达到了节省能源的目的。

(3)工况3

液压缸16的活塞杆19加速缩回运动时，需要的驱动力与活塞杆19的运动方向相同，以克服其受到的阻力。

在该状态下，控制比例电磁铁6，使阀芯2移动，直至第三凸肩14与第二负载节流口4之间形成如附图9所示位置关系。此时第三凸肩14从左侧遮挡第二负载节流口4的部分开口，即第二负载节流口4与第二供油口11之间形成连通关系。在此状态下，通过第二供油口11向液压阀提供高压油，高压油进入液压阀后，经过第二负载节流口4进入液压缸16的b腔17。高压油通过第二负载节流口4后会产生压降，压降的大小取决于第二负载节流口4的开口度。

而a腔18内的液压油则通过第一负载节流口3进入液压阀内，再由回油口10流回到油箱。此时第一负载节流口3完全没有遮挡，因此不会产生节流作用，不会造成压力损失。

通过调节第三凸肩14与第二负载节流口4之间的重叠度，即调节第二负载节流口4的开口度，即可控制流入b腔17内的液压油的压力，从而可以控制a腔18和b腔17之间的压差，进而控制施加到活塞20上的驱动力，最终控制活塞杆19缩回运动的轨迹。

(4)工况4

液压缸活塞杆减速缩回运动时，此时需要的驱动力fh应与活塞杆的运动方向相反，以克服该外力的作用。

在该状态下，控制比例电磁铁6，使阀芯2移动，直至第一凸肩13与第一负载节流口3之间形成如附图10所示位置关系。此时第一凸肩13从左侧遮挡第一负载节流口3的部分开口，即第一负载节流口3、第二负载节流口4与回油口10之间形成连通关系。在此状态下，a腔18内的液压油经过第一负载节流口3流入液压阀内。

而同时需要向b腔17提供液压油以防止其吸空，如果该液压缸是对称液压缸(即如附图10所示，两腔内都有活塞杆且直径相同)，则由a腔18流出的液压油正好等于b腔17所需要的液压油，此时不需要为其提供额外的液压油；如果液压缸是非对称的(即只有其中一腔有活塞杆，另一腔没有)，当b腔17有活塞杆时，由于活塞20在a腔18内的有效面积大于b腔17内的，因此a腔18内流出的液压油超过b腔17所需要的液压油，因此多余部分的液压油流回到油箱内，反之当a腔18内有活塞杆时，a腔18内流出的液压油少于b腔17所需要的液压油，需要通过自吸的方式从液压油箱内吸油，为b腔18提供一部分液压油。

通过调节第一凸肩13与第一负载节流口3之间的重叠度，即调节第一负载节流口3的开口度，即可调节a腔18内液压油的压力，从而可以控制a腔18和b腔17之间的压差，进而控制施加到活塞20上的驱动力，最终控制活塞杆19缩回运动的轨迹。可以看出，此时根本不需要为液压阀提供高压液压油，达到了节省能源的目的。

液压阀控制液压马达的情况与液压阀控制液压缸的情况类似，也可以分为上述4种工作状态。只是将液压缸活塞杆的伸出与缩回直线运动变为液压马达转动轴的顺时针与逆时针转动。

综上所述，以上仅为本发明的较佳实施例而已，并非用于限定本发明的保护范围。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。