双阀口型大流量三通压力补偿阀的制作方法

本发明属于液压阀设计领域，尤其涉及一种双阀口型大流量三通压力补偿阀。

背景技术：

定量泵负载敏感系统以其节能并且成本低的特点而广泛应用于装载机、汽车起重机和某些挖掘机等工程机械领域。负载敏感多路换向阀是该类负载敏感系统的核心元件，三通压力补偿阀作为多路阀的关键辅助元件，起到了控制系统压力和卸荷的功能，所以它的性能直接影响着多路阀整体性能。

目前，大流量定量泵负载敏感多路阀所配套的三通压力补偿阀为了适应大流量工况，往往通过增大三通阀的极限开口量或增大阀孔直径的方法来实现大流量溢流，但是该类传统三通压力补偿阀却存在较多问题，例如，当通过增大极限开口量，虽然可以达到扩大过流面积的目的，但是三通阀在小流量溢流和大流量溢流时调压弹簧压缩量相差较大，因此导致系统压力出现较大的调压偏差；当通过增大阀孔直径的方法来扩大过流面积时，三通阀的阻尼系数也相应增大，系统快速卸荷时将出现较大的卸荷压力冲击现象。

另外，传统三通压力补偿阀负载压力反馈ls油路一般采用固定阻尼孔。从系统压力建压特性角度考虑，建压过程中为了抑制压力超调和保证压力跟随快速性，阻尼孔不易过大也不宜过小，根据经验往往定为0.8～1.2mm的固定阻尼孔。但是，当负载出现较大压力冲击时，传统三通压力补偿阀ls油路中的固定阻尼孔无法有效抑制负载压力冲击，直接导致系统压力出现较大的冲击。因此固定阻尼孔大大限制了三通阀的使用性能，无法根据使用需求进行灵活、方便的调节阻尼大小。

技术实现要素：

为解决上述问题，本发明提供一种双阀口型大流量三通压力补偿阀，不仅提高了小流量工况下的系统调压精度，还可有效减小大流量工况下调压偏差大的现象，提高了大流量三通压力补偿阀对液压系统的压力控制性能。

本发明公开一种双阀口型大流量三通压力补偿阀，包括阀体、主阀芯、调节螺钉、可调阻尼器、弹簧、第一端盖和第二端盖，所述阀体包括卸荷油口t1、进油口p、卸荷油口t2和总回油口t，所述第一端盖通过螺栓压靠在所述阀体左侧，所述第二端盖通过螺栓压靠在所述阀体右侧，所述主阀芯具有两个节流台阶，所述主阀芯安装于所述阀体的主阀孔中，所述主阀孔具有三个矩形沉割槽，所述三个矩形沉割槽分别与所述阀体的卸荷油口t1、进油口p和卸荷油口t2连通，所述卸荷油口t1与所述卸荷油口t2通过所述阀体内部的流道与总回油口t连通；以及所述弹簧安装于弹簧液控腔中，所述弹簧的右端压靠于所述主阀芯的左端部，所述弹簧的左端压靠于所述调节螺钉上，所述调节螺钉通过螺纹安装与所述第一端盖；所述阀体上的负载压力反馈ls的油口通过负载压力反馈ls的流道与所述弹簧液控腔连通，所述可调阻尼器安装于负载压力反馈ls的连通流道内；所述阀体的右端为p1液控腔，所述阀体上的p1油口与所述p1液控腔通过p1流道连通。

优选地，所述弹簧液控腔是由所述第一端盖、所述阀体和所述主阀芯左端部围成的封闭腔，所述p1液控腔是由所述第二端盖、所述阀体和所述主阀芯右端部围成的封闭腔。

优选地，所述阀体上连通卸荷油口t1、卸荷油口t2、总回油口t的流道分为三段子流道，第一子流道垂直布置于阀体上且连通卸荷油口t2，该流道在所述阀体上端面的孔口被第一螺堵密封，以防止油液从此口泄漏；第二子流道垂直布置于所述阀体上且连通卸荷油口t1，该流道在所述阀体上端面的孔口为总回油口t；第三子流道水平布置于所述阀体上，并将第一子流道和第二子流道连通，该流道右端面的孔口被第二螺堵密封，以防止油液从此口泄漏。

优选地，所述负载反馈压力ls流道由两条子流道连通构成，呈t字形交汇连通，第一负载反馈压力ls子流道水平布置，横跨所述第一端盖和所述阀体，所述第一负载反馈压力ls子流道的右端连通负载反馈压力ls油口，左端安装有所述可调阻尼器，第二负载反馈压力ls子流道垂直布置，其上端与弹簧液控腔连通，第四螺堵通过所述第一端盖的孔安装于所述第二负载反馈压力ls子流道的下端，防止油液从此口泄漏，所述第一负载反馈压力ls子流道左端与所述第二负载反馈压力ls子流道连通。

优选地，所述p1流道也由两条子流道构成，呈l形交汇连通，第一p1子流道水平布置，横跨所述阀体和所述第二端盖，所述第一p1子流道的左端连通p1油口，第二p1子流道垂直布置，所述第二p1子流道垂直布置且与所述p1液控腔连通，，所述第三螺堵通过所述第二端盖上端面的孔安装于第二p1子流道得上端，防止油液从此口泄漏，所述第一p1子流道与所述第二p1子流道连通。

优选地，所述主阀芯上的两个节流台阶分为主台阶和辅助台阶，所述主台阶右端部为锥角30°的锥面，所述辅助台阶不设锥面，所述主台阶右端部的锥面与所述卸荷油口t1所对应沉割槽的右侧棱边形成节流主阀口，所述辅助台阶右侧棱边与所述进油口p所对应沉割槽的右侧棱边形成辅助阀口，所述主阀芯处于初始位置时，所述主阀口和所述辅助阀口均为负开口，且所述主阀口遮盖量是所述辅助阀口遮盖量的二分之一。

优选地，所述可调阻尼器由螺纹阀芯与螺纹阀孔构成，螺纹阀芯通过螺纹连接方式安装于第一端盖上的螺纹阀孔中；所述螺纹阀孔与所述第一端盖上的第一负载压力反馈ls子流道同轴心，其直径是第一负载压力反馈ls子流道孔径的2倍，螺纹阀孔底部为60°锥形孔，螺纹阀芯尾部带有内六角槽，其头部为45°圆锥面，该45°圆锥面与60°锥形孔壁面构成节流阻尼阀口，起阻尼效果。

与现有三通压力补偿阀相比，本发明具有如下优点：

1、双阀口型大流量三通压力补偿阀在大流量工况下，其溢流量变大，阀芯位移增大，此时主阀口、辅助阀口也打开，实现双阀口溢流，避免了阀芯位移量过大造成的较大的调压偏差。

2、双阀口型大流量三通压力补偿阀在小流量工况下，其溢流量较小，此时主阀芯位移较小，只需主阀口打开，实现单阀口溢流，具有压力调节精度高的优点。

3、双阀口型大流量三通压力补偿阀的ls流道具有可调阻尼器，可根据使用工况和性能指标的优先级，对负载压力反馈ls流道阻尼进行灵活调节，大大提高了三通压力补偿阀的性能，同时，可调阻尼器的结构型式具有防污染的优点，广泛应用于工程机械负载敏感定量泵多路阀液压系统中。

4、双阀口型大流量三通压力补偿阀结构设计简单，生产成本较低，便于集成化设计。

附图说明

图1双阀口型大流量三通压力补偿阀结构原理图；

图2双阀口型大流量三通压力补偿阀的双阀口局部放大示意图；以及

图3双阀口型大流量三通压力补偿阀的可调阻尼器局部放大示意图。

主要附图标记：

阀体1；主阀芯2；调节螺钉3；可调阻尼器4；弹簧5；第一端盖61；第二端盖62；第一螺堵71；第二螺堵72；第三螺堵73；第四螺堵74。

具体实施方式

为详尽本发明之技术内容、结构特征、所达成目的及功效，以下将结合说明书附图进行详细说明。

一种双阀口型大流量三通压力补偿阀，如图1所示，包括阀体1、主阀芯2、调节螺钉3、可调阻尼器4、弹簧5、第一端盖61、第二端盖62、第一螺堵71、第二螺堵72、第三螺堵73和第四螺堵74，阀体1具有卸荷油口t1、进油口p、卸荷油口t2和总回油口t，共四个油口，第一端盖61通过螺栓紧紧压靠在阀体1左侧，第二端盖62通过螺栓紧紧压靠在阀体1右侧，主阀芯2具有两个节流台阶，主阀芯2安装于阀体1上的主阀孔中，主阀孔具有三个矩形沉割槽，所述三个矩形沉割槽分别与阀体1的卸荷油口t1、进油口p、卸荷油口t2连通，卸荷油口t1与卸荷油口t2通过阀体1内部的流道与总回油口t连通；弹簧5安装于弹簧液控腔中，弹簧5的右端压靠于主阀芯2的左端部，弹簧5的左端压靠于调节螺钉3上，调节螺钉3通过螺纹安装于第一端盖61上；阀体1上的负载压力反馈ls油口通过负载压力反馈ls流道与弹簧液控腔连通，可调阻尼器4安装于该连通流道内；阀芯2的右端为p1液控腔，阀体1上的p1油口与p1液控腔通过流道p1连通。

弹簧液控腔是由第一端盖61、阀体1和主阀芯2所围成的封闭腔，p1液控腔是由第二端盖62、阀体1和主阀芯2所围成的封闭腔。

阀体1上连通卸荷油口t1、卸荷油口t2、总回油口t的流道分为三段子流道，第一子流道垂直布置于阀体1上且连通卸荷油口t2，该流道在阀体1上端面的孔口被第一螺堵71密封，以防止油液从此口泄漏；第二子流道垂直布置于阀体1上且连通卸荷油口t1，该流道在阀体1上端面的孔口为总回油口t；第三子流道水平布置于阀体1上，并将第一、第二子流道连通，该流道在阀体1右端面的孔口被第二螺堵72密封，以防止油液从此口泄漏。

负载反馈压力ls流道由两条子流道连通构成，第一负载反馈压力ls子流道水平布置，横跨第一端盖61和阀体1，第一负载反馈压力ls子流道右端连通负载反馈压力ls油口，第二负载反馈压力ls子流道垂直布置且与弹簧液控腔连通，第一负载反馈压力ls子流道左端与第二负载反馈压力ls子流道连通，二者呈t字形交汇连通，第四螺堵74安装于第二负载反馈压力ls子流道在第一端盖61下端面的孔口中，防止油液从此口泄漏。

p1流道也由两条子流道构成，第一p1子流道水平布置，横跨阀体1和第二端盖62，第一p1子流道左端连通p1油口，第二p1子流道垂直布置且与p1液控腔连通，第一p1子流道右端与第二p1子流道下端部连通，二者呈l形交汇连通，第三螺堵73安装于第二p1子流道在第二端盖62上端面的孔口中，防止油液从此口泄漏。

主阀芯2上的两个节流台阶分为主台阶和辅助台阶，如图2所示，主台阶右端部为锥角30°的锥面，辅助台阶不设锥面，主台阶右端部的锥面与卸荷油口t1所对应沉割槽的右侧棱边形成节流主阀口，辅助台阶右侧棱边与进油口p所对应沉割槽的右侧棱边形成辅助阀口，主阀芯2处于初始位置时，主阀口和辅助阀口均为负开口，且主阀口遮盖量是辅助阀口遮盖量的二分之一。

所述可调阻尼器4由螺纹阀芯与螺纹阀孔构成，如图3所示，螺纹阀芯通过螺纹连接方式安装于第一端盖61上的螺纹阀孔中；所述螺纹阀孔与所述第一端盖61上的第一负载反馈压力ls子流道同轴心，其直径是第一负载反馈压力ls子流道孔径的2倍，螺纹阀孔底部为60°锥形孔，该锥形孔与第一负载反馈压力ls子流道左端连通；螺纹阀芯尾部带有内六角槽，其头部为45°圆锥面，该45°圆锥面与60°锥形孔壁面构成节流阻尼阀口，起阻尼效果。

以下结合实施例对本发明一种双阀口型大流量三通压力补偿阀做进一步的描述：

以在定量泵负载敏感多路阀系统中应用为例，在使用前，首先，将双阀口型大流量三通压力补偿阀的阀体1上的油口p与多路阀系统中的系统压力油路连通，通过阀体1上的通孔进行连接，p1油口也和系统压力油路连通，将负载反馈压力ls油口和多路阀中用于筛选最高负载压力的梭阀输出油口连通，将总回油口t和系统回油路连通。

接着，根据使用工况，手动调节双阀口型大流量三通压力补偿阀的ls油路阻尼，即调节可变阻尼器4的阻尼大小。当需要增大可变阻尼器4的阻尼时，通过转动螺纹阀芯使其向孔内运动，减小螺纹阀芯锥面与锥形孔壁面的间隙，此时可变阻尼器4的节流阻尼增大；当需要减小可变阻尼器4的阻尼时，通过转动螺纹阀芯使其向孔外运动，增大螺纹阀芯锥面与锥形孔壁面的间隙，此时可变阻尼器4节流阻尼变小。弹簧5的预紧力可通过调节螺钉3进行调节。

然后，根据多路阀系统的负载压力变化，通过调节阀口开度改变系统溢流量的方式，对系统压力进行调节。系统中最高负载压力经过梭阀筛选后反馈至阀体1上的负载反馈压力ls油口，然后最高负载压力油液通过负载反馈压力ls油路上的可变阻尼器4后进入弹簧液控腔，在此过程中，负载压力经过可变阻尼器4时，可变阻尼器4可以有效抑制负载反馈压力的冲击。系统端压力从p1油口经过p1流道后进入p1液控腔。

主阀芯2在负载压力、系统压力、弹簧力等综合作用下保持受力平衡，阀口开度保持不变，维持溢流量的恒定，如果负载压力发生变化，则主阀芯受力平衡将被打破，主阀芯运动至新的受力平衡位置，主阀芯2的移动导致阀口开度发生变化，阀口开度变化直接决定了系统溢流量。由于阀芯2左右端的液控腔中压力油液有效作用面积相等，根据阀芯受力平衡可知，系统端压力比负载最高压力始终高一个定值，该定值便为弹簧5的预紧力除以主阀芯2端面有效作用面积。

随着负载压力变化，系统端压力始终高于负载压力一个定值。当负载压力升高时，弹簧液控腔压力也相应升高，此时主阀芯2受力平衡被打破，主阀芯2将向右运动，导致阀口开度减小，因此系统油液的溢流量也开始减小，系统端压力便开始憋压，主阀芯2右端的p1液控腔压力也相应的开始升高，随着系统端压力升高，主阀芯2受力将达到新的平衡后保持不动，此时，阀口开度将不再减小，系统油液溢流量也不再减小，系统端压力不再升高，且此时的系统端压力比最高负载压力高一个定值，该定值为弹簧5的弹簧力除以主阀芯2端部的有效作用面积。

当负载压力减小时，弹簧液控腔压力也相应减小，主阀芯2受力平衡被打破，主阀芯2将向左运动，导致阀口开度开始增大，因此系统油液的溢流量开始增大，系统端压力便开始减小，主阀芯2右端的p1液控腔压力也相应的开始减小，随着系统端压力降低，主阀芯2受力将达到新的平衡后保持不动，此时，阀口开度将不再增大，系统油液溢流量也不再增加，系统端压力不再减低，且系统端压力比此时的最高负载压力高一个定值，该定值为弹簧5的弹簧力除以主阀芯2端部的有效作用面积。

如果负载压力过小或者系统处于卸荷状态时，系统端油液需要大量溢流，主阀芯2向左运动的位移较大，此时，主阀芯2的主阀口和辅助阀口均打开，大大增大了通流面积，实现大流量溢流的要求。

由于双阀口型大流量三通压力补偿阀具有两个阀口，与相同规格的普通单阀口型三通压力补偿阀相比，在相同的阀口开度下，双阀口型三通压力补偿阀的阀口通流面积较大，因此在实现相同的溢流量时，双阀口型三通压力补偿阀的阀口开度较小，主阀芯2位移也相对较小，因此弹簧5的弹簧力相比与初始预紧力变化不大。在系统调压过程中，系统端压力与负载最高压力的差值变化量越小，系统的调压偏差就越小。

通过上述实施例的分析可知，该差值等于弹簧5的弹簧力除以主阀芯2端部的有效作用面积，因此弹簧5的弹簧力相比与初始预紧力变化越小，系统的调压偏差就越小。因此，主阀芯2的位移较小时，只有主阀口打开，实现单阀口溢流，系统压力调节精度高；当要求溢流量较大时，主阀芯2位移增大，此时辅助阀口也打开，实现双阀口溢流，避免了阀芯位移量过大造成弹簧力变化大的缺陷，从而减小了调压偏差。

以上所述的实施例仅仅是对本发明的优选实施方式进行描述，并非对本发明的范围进行限定，在不脱离本发明设计精神的前提下，本领域普通技术人员对本发明的技术方案做出的各种变形和改进，均应落入本发明权利要求书确定的保护范围内。