典型多路阀设计与分析培训资料

多路阀设计与分析

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一、概述 (2)

二、我厂常用的几种典型液压阀口过流面积分析及计算 (3)

三、典型三位六通多路阀原理及其应用.... .. (10)

四、六通多路阀附加的负流量控制系统 (13)

五、四通阀的负荷传感控制 (15)

六、负荷传感多路阀的系统效率分析 (20)

七、总结和展望 (21)

典型多路阀设计与分析

一、概述

多路阀广泛用于行走机械中，在整个液压行业行走机械所创造的产值在50％以上，所以对多路阀的研究很重要，多路阀换向阀不是常规的换向阀，而是根据不同液压系统的要求，常常集合主安全阀、单向阀、过载阀、补油阀、分流阀、制动阀等，下面我对每个阀的功能作一个简单的介绍。

为防止液压泵超载，在多路换向阀进油腔设置主安全阀，作为整个液压系统的总安全阀。

根据不同的阀体结构，在阀体进油腔或滑阀内装设单向阀，其作用是当滑阀换向时，避免压力油向油箱倒流，从而克服工作过程中的“点头”

现象。

当某一机构的液压缸不工作时，相应的滑阀处于中立位置，两个工作油口被封闭，此时由于意外的撞击等原因，造成液压缸的油压急剧升高，为防止该液压缸及油管破坏，此油口应装过载阀。

当工作机构动作惯性较大，或者快速下降时，所需流量超过泵供油量时，可在多路换向阀内设置必要的补油阀以避免造成吸空现象。

因此，多路换向阀具有结构紧凑、管路布置简单、压力损失小和安装简单等优点，在行走机械中获得广泛应用。

多路阀中每一个换向阀称为联，各联换向阀之间可以是并联、串联、串并联混合。

按阀体的结构形式可分为：整体式和分体式；按操纵型式可分为手动直接式和先导控制式。

从泵的卸荷方式上看，多路阀可分为中位回油卸荷（六通型）和卸荷阀卸荷（四通型），六通型多路阀具有流量微调和压力微调特性，以及可

进行负流量控制，但在中位时压力损失较大。四通型多路阀优点是滑阀在中位时由卸荷阀卸荷因此压力损失小及压力损失与换向联数无关，这种阀通过和定差溢流阀或定差减压阀结合能方便实现负载压力补偿和负载敏感控制。

随着工程机械的发展，系统的高效节能问题已日益突出，对多路阀的要求：（1）流量可调节，以便精确控制执行器的速度，（2）节能降耗，尽可能降低无用功，降低系统的发热。目前，通过采用负流量反馈和负载传感控制，将泵控和阀控结合起来以实现节能目的。

无论是常规阀、负载传感控制阀设计最重要的是阀杆节流口形式和节流面积，节流口形式的确定将直接影响到系统操作时的微动特性及节能效率。

所以，本文主要从多路阀的流量调节和节能降耗两个方面来论述，包括1、液压阀阀杆节流口形式；2、典型三位六通型多路阀的原理及附加的负流量控制系统3、四通型多路阀的负载控制系统、4、负荷传感多路阀的系统效率分析。

二、常用的几种液压阀口过流面积分析及计算

由于多路阀阀杆上的节流口是多路阀设计的核心，节流口形式及其特性在很大程度上决定着多路阀的微调特性，本节主要分析了我厂主阀阀杆节流阀口常用的三种形式及阀口的等效面积公式。

2.1、典型阀口过流面积解析

2.1.1、L形阀口的过流面积

如图2-1所示，阀口是由小圆柱横向铣切阀芯凸肩形成，阀口面积是圆柱相惯线和阀座边在阀芯圆柱面所围成的部分圆柱面积。在某一阀口开X下，建立如图2-1所示的直角坐标系，其相惯线方程为：度

1

()???=+-=+2222

22R

z R y r y x (1) 阀口微元面积为：

dx R z ac R dx R dA sin

.2.2==β (2) 由方程（1）导出z(x),并代入式（2），积分得 A=n dx R

x r x r R ac R r h 22222sin .2.---? (3)

图2-1 L 形阀口面积推导

式中：[]()h r x r h -=∈1,,0为阀口开度（见图2－1）。式（3）即为阀口面

积的积分表达式，被积函数是复杂的非线性函数。代入具体参数；阀芯凸

肩半径R=20mm,阀芯节流口处半径r=9mm,节流槽个数n=3。 采用8样条

Newton-Cotes 公式数值积分得出阀口开度所对应的阀口面积，如图2-2所

示。

用三阶多项式对曲线进行拟合，可以得出阀口面积近似表达式（4）：

A=-5.71+64.02x1+7.58x 21-0.358x 31

(4)

2-2 L 形阀口面积计算曲线

2.1.2、 U 形阀口的过流面积

U 形阀口结构简图如图2-3所示，节流槽前端有半圆槽，后部为等截

面流道，等截面面积设为A 10。建立图2-3所示的直角坐标，x 1表示阀口

开度。其圆柱面相惯线方程为：

()?

??=+=+-2222

22R z y r z r x (5) x 1

dx R

z ac R dx R dA .sin .2.22==β (6) 式中：阀芯凸肩半径R=8mm,阀芯节流口处半径r=1mm,槽深h=1mm,n 为

节流槽个数，此处n=2,由方程（5）导出y(x),并代入式（6），积分得：

A 2=2n ()dx R r x r ac R x .sin .1

022?-- (7)

()()??

????-??? ??+--=yz R z ar R h R y z n A sin 221221 (8) 式中：1A 为带圆弧段的截面积。

2A 为1x 变化的圆弧面积

图2-3 U 型阀口面积计算简图

由式（5）导出z=()2

2r x r -- y=()2

22r x r R -+-并代入式（7）、（8）

x 1?r 时：A 2=A 20+(x-r)x2nR arsin 8

r (9) 式中：A 20等于式（7）在x 1=1mm 时A 2值

A 10=2arsin 8

r x R 2+2x ()1412---R X R U 形阀口过流面积的计算曲线如图2-4所示：

图2-4 U 形阀口过流面积特性

2.1.3、V 形阀口的过流面积

如图2-5所示，在阀芯凸肩上用90度的成型铣刀加工V 形节流槽，

可以看作圆锥面（刀具运动轨迹）与圆柱面（阀芯凸肩）相惯而成。建立

如图2-5所示的直角坐标系推导过流面积，x 1表示阀口开度。

节流槽相惯线方程为：

()()()???-=-+-=+2222

22z r b y a x R y z （10） V 型槽的底线方程为：

()()222r b y a x =-+- ，z=0

2A 面积为相惯线在阀芯凸肩圆柱面所围成的面积。

其面积微元为：

dx R z ar dA .sin 22??? ?

?= dx R

z ar R n A x h ).sin 2(12?= （11） ??

? ??-=y z R R z ar n A ..sin 21*221 （12）

图2-5 V 形阀口面积计算简图

由式（10）可以导出 ()z f x =，这是一个复杂非线性函数，拟合出()

x f z '=代入式（11）、（12），式（12）中的y 由底线方程导出后，代入式（12）。

以上即为V 形节流槽过流面积的普通适用的计算公式。代入具体数值：

R=8mm, r=12.5mm,a=5.88mm, b=19.03mm .其过流面积曲线如图2-6。

2.2、等效阀口面积分析计算

等效阀口面积是把阀口作为一个薄壁孔口来看待，阀进出口压力全部施

加在这个薄壁孔上。由于阀口过流部有一定长度，有若干节流面，分析时

假设节流面（薄壁孔口）在流动方向上相串联。对上面的U 型、V 型阀口

进行分析。

设有两个节流面为1A 、2A ，设等效阀口面积为A ，流态为紊流，则有：

图2-6 V 形阀口过流面积特性,,

ρ/.2P A c q d ?=

ρ/.2111P A c q d ?= ; ρ/.2222P A c q d ?=

节流面串联则有：21P P P ?+?=? 可得：2222212121112A c A c A

c d d d +=,

2222212

12

121A c A c c A A c c A d d d d d += (13)

锐边薄壁孔口取：62.02==d d c c ；而节流面A 1具有一定长度，流量系

数取为：72.01=d c 。

对U 、V 形阀口进行了过流面积和等效面积的计算，计算结果如图2-4

和图2-6所示。由图2-4可以看出，U 形阀口等效阀口面积位于两个狭小

截面的折线下方，随着阀口开度增加，阀口位置由2A 向1A 转移，阀口压

差也随之转移，这就是阀口迁移现象。由图2-6供应看出V 形阀口的特点，

1A 在阀口全开度范围中始终是最小截面，计算等效阀口面积与其非常接

近，比1A 略小，这说明压差集中在1A 两端，面积2A 随阀口开度增加迅速，

始终大于1A ,基本不起节流作用。

2.3、三种节流口性能比较

通过以上分析可看出，U 型节流口比较合适，U 型节流口加工方便，

流量变化平稳，微控段的流量微调性基本呈线性，我厂的大部分主阀都采

用此阀口。

三、典型三位六通多路阀特性及其应用

多路阀的性能主要是由压力损失，流量微调特性和压力微调特性等来进

行评价。下面以我厂生产的FYZ-20B 为例，对其阀杆的运动过程及阀口型式

进行分析。

3．1、FYZ-20B 多路阀工作原理： FYZ-20B 多路阀用于上海巨力彭浦厂的 TY160 型推土机工作装置上，

该阀是三路整体多路阀，其功能原理图

见图3-1，该阀用于控制推土机的铲刀的

提升，铲刀的侧倾和松土油缸的动作，

该阀的设计采用典型的三位六通结构，

在阀体进油口上装了主安全阀保证整个

液压系统的压力不超过14a MP ，在阀体

每联的进油腔和阀杆内设制了单向阀防

止滑杆换向过程中压力油向油箱倒流，

而且在最后一路装配过载阀补油阀防止

负载过载或负载的速度超过供油速度，

造成吸空的现象。当各路阀杆处于中立位置时，压力油从P 口到T 口油口全开压力油以最低压力卸荷，当阀杆换向

时，压力油从P 口全部流向负载，实现对工作装置的控制。

3.2、 FYZ-20B 阀杆的移动分析：

1、 当阀芯处于中位时，C P →1节流口全开，A P →、T B →关闭，油液几

乎无压地从P 口经C 口流回油箱，设泵输出的流量为m Q ，

图 3-1 FYZ-20B 多路阀工作原理图 图3-2 FYZ-20B 阀杆结构图

则 0=IN P ; 0=→A P Q ; 0=→T B Q ; m C P Q Q =→1

式中：A P Q →为通过P 到A 节流口的流量

T B Q →为通过B 到T 节流口的流量

IN P 为多路阀进口压力

2、当阀芯离开中位，向右移动时，1P 到C 节流口渐渐关闭，使进口压力

IN P 渐渐升高，由于较大的正遮盖的作用，A P →、T B →仍关闭，此时设主

阀上安全阀的调定压力为D P ，此时：

D IN P P ??0 ; A P Q →=0 ; m C P Q Q =→1 ; 0=→T B Q

3、随着阀芯行程的继续增加，节流阀口A P →、T B →逐渐开启，节流

口C P →1的节流口全周阀口部分关闭，但由于精细控制沟槽的作用，进口压

力IN P 不会阶跃至D P ，故主阀上的溢流阀仍关闭，此时：

D IN P P ??0

m C P A P Q Q Q =+→→1

)(2.1L IN A P A P P P A C Q -=→→ρ IN C P C P P A C Q ρ2111→→=

式中，A P A →为A P →节流口的通流面积;

C P A →1为节流口C P →1的通流面积;

1C 为流量系数;

4、随着阀芯行程的增加，进口压力IN P 上升至溢流阀调定压力D P ，定量

泵和溢流阀组成一个恒压源，此时

D IN P P =

31Q Q Q Q C P A P m ++=→→

求3Q 为P 通过溢流阀的流量

5、当精细控制沟槽被全部遮盖后

D IN P P =

3Q Q Q A P m +=→

根据经验多路阀的行程划分为3：5：2即30％的密封段，50％的

微调段，20％流量大开口。而我厂的FYZ-20B 多路阀总行程为15mm,

密封段4.5mm,微调段7.5mm,流量大开口段3mm 。

3.3、FYZ-20B 的换向阀杆的节流口形式的确立及相关计算

由于FYZ-20B 是典型的三位六通多路阀，该阀在阀口打开的一小段具有微

调特性，因此对换向阀杆的节流口形式的确立将直接影响到系统操纵时的微调

性能和节流效率。

系统主要参数：

系统工作压力（主安全阀压力）：14MPa

定量泵输出最大流量： 400L/min

根据实际操作需要，图3-3为FYZ-20B 的阀杆换向行程与进入工作口流量的

变化曲线，当阀杆行程为4.5mm 时，工作口开始有油液输出，再运动7.5 mm

时阀口开度达到最大，在这段行程范围内，工作装置实现速度微调，且在这段

行程的初始段流量随行程变化量相对

平缓。

根据图3-3，FYZ-20B 阀杆采用图

3-4的节流口形式，节流口是在横轴上

交错六个孔用于满足图3-3中从

4.5mm 至12mm 的流量变化，在圆孔开口段开口面积A 随着开口量h 的变化

趋势与图3-3中的流量变化趋势相符，当行程达到最大时，流量已达到最大，

不能再进行调速，故尽量增大节流面积，以减小流阻损失。 当阀杆行程为12mm 时经过节流口的流量达到油泵输出流量，此时节流口开

口量为7.5mm ，根据节流公式则有

P A C Q q P ?≈ρ2

（2）

式中 p Q 泵输出流量，这里为400L/min

q C 流量系数，阀节流口为圆弧时，

q C =0.61

A 节流口的开口面积

ρ 油液的密度，取880kg/m 3

ΔP 节流口的压差 (MPa)

当阀口全开时，根据《多路阀产品质量分等》得=?p 1.3MPa ，因此

节流口的面积按（2）得

563103.1880

210**85.06010400X X A X --= 得：A=4562mm

而对于FYZ-20B ，当阀口全开时的过流面积由5.96φ-和34φ-的

孔组成，总的过流面积相当于mm D 453=孔的面积，符合规定的流阻

要求。

3.3、 六通型多路阀的流量微调与压力微调特性

六通型多路阀的基本特性有流量-压力损失特性，阀芯行程-压力特性，阀芯行

程-操作力特性、流量微调特性和压力微调特性。其中最为重要的为流量微调

特性，图3-4所示，它表示了阀芯位移（横坐标，单位：mm）与进入执行器流量之间的关系，它

实际上是一种初级的比例控制特性，但有较大的零位死区，而且比例控制范围还受系统压力的很大影响，从图3-4a中可看出随着压力的升高，比例控制范围缩小。

正由于比例控制范围本身就小，又受系统压力影响，其可控作用，实际上只相当于阀口打开的开始一小段，可以粗略地小行程地调节流量。因此，在工程上，将此称为微调特性。

b)

图3-4 六通型多路阀的微调特性

四、六通多路阀附加的负流量控制系统

4.1、 负流量控制基本原理

负流量控制只适应于变量泵，在普通的多路阀中增加流量检测装置。传

统的液压挖掘机负流量控制一般都可以简化为如图4-1所示形式，六通多路阀

可简化为A 、B 、O 三个联动的可变节流口，经过仔细分析，发现负流量控制

在本质上是一种恒流量控制，通过在多路阀旁路回油通路上设置流量检测元件

（如图4-1中所示的节流口），控制旁路回油流量为一个较小的恒定值，从而

减少旁路节流损失和空流损失。

负流量控制系统也具有一定的调速性，此时阀心位于微调区，多路阀的A

口、O 口都处在打开的状态，使泵输出的流量经过P 口后分成两部分，一部分

通过A 口进入液压缸，另一部通过O 口和流量检测节流口回油箱，在这一过

程中，控制通过O 口的流量为定值，只需要调整阀心A 口和O 口的通流面积

比，使增加的泵输出流量都通过A 口流入液压缸，从而实现液压缸的速度调

节。该系统的调速特性和普通阀相似，但节能效果比普通阀好。

4.2、 负流量控制策略和计算

根据负流量控制要求，需要在多路阀旁路回油通路上设置流量检测装置，

如图4-1所示，比较简单的一种方法是直接设置一个节流孔，从节流孔前引出

压力信号，根据前面提出的恒流量控制观点，只要控制节流孔前的压力恒定，

就能保证通过节流孔的流量恒定，因此，

负流量控制就转化成了恒压控制，相应的

泵控制器也可按恒压控制器来设计，结合

图4-1，负流量控制可以表示如下：

()()()()()()??

???++=-=?dt t de K dt t e K K q t P P t e D D I t pe t com 00

式中：()t e —控制误差a MP ，com P 0—设定压力，a MP

()t P 0—节流口压力，a MP

()t q —泵排量控制值，ml/r ；

P K 、r K 、Z K 、d K —分别为比例、积分、微分系数。

对负流量控制进行设计时，首先需要确定流量检测节流口上的工作压力

和流量值()0,0Q P ，以此设计节流口。节流口上难免要产生一定的功率损失，但

希望这一损失较小，只要工作点()00,Q P 确定，就可以根据节流口的压力—流

量初步计算出所需要的节流口直径d ：

40

226

20...360010..81000P C Q d d πρ-= （4-1） 式中：0Q 通过节流口的工作流量，l/min ；d C —流量系数，通常取0.61；d —

节流孔直径，mm ；ρ—液压密度，kg/m 3，0P —节流孔前工作压力a MP 。

例如：我厂生产的WYZ-68多路阀就是利用了流量负反馈的原理，可根

据式（4-1）可计算出所需节流口的直径，其参数初步选取如下：

ρ=780kg/m 3 d C =0.61 0P =3Mpa 0Q =30l/min 、

由此可以初步计算出节流孔的直径为d=11.78 mm ，可用4个直径为1.9mm 小

孔。

考虑到直柄麻花钻头的直径系列以及加工工艺性，因此将节流孔的直径

园整为：

4个直径为 2 mm 小孔。

2.节流口功率损耗：0P W = KW Q 5.10=

从以上计算可见，节流口上所产生的功率损失很

小，在实际控制中还有加大节流口工作压力的余地，

对于双泵系统，计算出的值还应乘以2。如果对验算

后工作的压力、流量和功率损耗不满意或在实际控

制中不适合，在此基础上重新选择节流口直径或不改变先前的节流口计算结果

而重新选择工作压力0P ，直到满意为止。

五、四通阀的负荷传感控制

尽管负流量控制大大提高了工程机械节能性，但这些系统都或多或少地

存在一些问题，其根本原因在于采用了具有旁路节流作用的六通多路阀，只有

取消旁路回油通道，用四通型多路阀代替六通型多路阀，才能彻底消除存在的

问题，使工程机械性能得到进一步提高，负荷传感控制就是其中的一种解决方

案。

5.1、采用变量泵提供泵源的负荷传感控制原理

图5-1为负荷传感在工程机械中的应用原理，若多路阀P 口和负载工作口

（A 口或B 口）之间压差记为 P ?，假设A 口通压力油，B 口通油箱，在阀

口上压力和流量遵循如下方程：

P Cdf Q PA

PA ?=ρ2 式中:A D P P P -=?

-P P 多路阀P 口压力a P ;

-A P 多路阀A 口压力PA ;

-PA Q 多路阀P 口到A 口的流量,s m

3; -PA f

多路阀P 口到A 口的阀口通流面积2m ; -d C 阀口流量系数;

-ρ 液压油密度2m kg

;

液压泵在伺服阀控制下，使多路阀P 口与负载工作口之间的压差P ?保持

为定值（即所谓的压力适应），这样，流过多路阀的压力油流量PA Q 便与阀口

通流面积PA f 成正比，P ?称为负荷传感压力，大大提高了系统调速性和节能

性。在负荷传感控制中，P ?的取值 ，一般为系统最高压力的5%~10%左右。

通常卸荷阀节流口压差为0.3～0.5MPa,定差溢流阀压差为1～2MPa.。

虽然采用带有负荷传感的换向阀与带有负荷传感的变量泵进行搭配控

制，这将使整个液压 系统在任何工作状态下，都可实现很高的效率，但牵涉

到整个系统成本的因素，因此目前在国内的推土机液压系统仍大多采用定量泵

提供泵源的

负荷传感控

制形式。下面

介绍一种采

用定量泵提

供泵源的负

荷传感控制

原理。

如图5-2

所示，为负荷

传感控制 的

单路阀机能

原理图，图上

可以看出该换向阀为“O ”型机能 ，即阀杆处于中立位置时，泵来油不经由

阀杆流回油箱卸荷。这也是大多负荷传感控制的换向阀的一个特点。

图中1为压力补偿阀，该阀其实是个定差减压阀，用于维持泵油和负载压

力为一恒定值ΔP ，当阀杆处于中立位置时，压力补偿阀的LS 口处油液通过

梭形阀流回油箱，这时泵油可通过卸荷阀2回油箱。操纵换向阀 4时，工作

油口的压力油通过梭形阀3传递至压力补偿阀的LS 口，当泵油升高时，直至

高于工作油压ΔP值后，该阀重新开启，多余的油液经此溢流回油箱，泵压不再升高，并在此建立一个平衡。当负载加大时，即工作油压升高时，压力补偿阀的LS口压力随之升高，补偿阀向关闭方向移动，经此溢流的多余油液瞬间减少，促使泵油压力增大，直至高于工作压力ΔP，压力补偿阀又建立新的平衡。反之，当负载减小时，LS口的压力降低，补偿阀向开口加大的方向移动，泵油卸荷量加大，泵压随之降低，直至新的平衡建立。由上述可看出，由于压力补偿阀2的作用下，泵油与工作油压能够始终维持在一个恒定值，这时流经阀杆4进入工作口的油液流量将只取决于操纵阀杆4换向时的开口面积，即执行元件的工作速度只取决于换向阀的换向位置，而不受负载、发动机转速的变化而改变，这样就可以获得执行元件稳定的工作速度，进一步实现比例调速，

且当换向阀处于微小开口时液

动力较为稳定且不大，系统微调

性能好，同时可以保证在小开口

状态下，可设定较小的、稳定的

节流压差（通常为1~3MPa），减

小了换向阀的节流损失。

5.2、FYZ-40的工作原理

我厂设计开发的新产品

FYZ-40是用于宣化工程机械厂

SD7推土机工作装置的控制多

路阀组，由于该型推土机液压系

统采用定量泵作为液压动力源，

同时由于主机的空间结构限制，

液压系统的油箱较小，没有散热

系统，基于这方面的因素，要求