全文摘要
一种具有减振功能的溢流型液压平衡阀，包括阀体，阀体内滑动穿设有主阀芯，主阀芯的中心处滑动穿设有单向阀芯，阀体上安装有间隙调节杆，间隙调节杆和单向阀芯之间设置有大小可调的间隙，阀体远离进油腔的一端滑动套设有控制阀芯。本实用新型在特定工况条件下，通过分别调节两根弹簧的预紧力，可使得控制阀芯在控制油腔的油液压力作用下产生的位移大于主阀芯在进油腔的油液压力作用下产生的位移，促使改进后平衡阀的开口量小于改进前平衡阀的开口量，缓解了“点头”现象。在间隙调节杆和单向阀芯间隙为零之前，单向阀芯与主阀芯没有相对运动，平衡阀阀口不会开启，保证系统不受随机瞬时干扰而使负载丧失静止状态，并减少系统振动现象的发生。
主设计要求
1.一种具有减振功能的溢流型液压平衡阀，包括阀体，阀体内开设有进油腔、出油腔和控制油腔，阀体内滑动穿设有主阀芯，主阀芯的中心处滑动穿设有单向阀芯，主阀芯和单向阀芯贯穿进油腔、出油腔以及控制油腔，控制油腔与进油腔和出油腔互不连通，其特征在于：所述的单向阀芯远离进油腔的一端上套设有单向阀芯弹簧，单向阀芯弹簧的其中一端顶压在主阀芯端面上，单向阀芯弹簧的另一端通过一个挡环卡装在单向阀芯上，挡环通过安装在单向阀芯上的弹簧挡圈卡设在单向阀芯上，通过单向阀芯弹簧的弹性作用力推动单向阀芯位于进油腔中的一端紧贴在主阀芯上，以密封主阀芯的从进油腔至出油腔的油路通道；所述的阀体靠近单向阀芯弹簧的一端上拧设有第一弹簧座，第一弹簧座内拧设有第二弹簧座，第二弹簧座内拧设有间隙调节杆，第一弹簧座、第二弹簧座和间隙调节杆的中心线重合，间隙调节杆的其中一端贯穿第二弹簧座并伸入阀体内，间隙调节杆的端面与单向阀芯的位于单向阀芯弹簧一侧的端面间隙1~2mm，在进油腔油液压力的作用下单向阀芯和主阀芯同时向间隙调节杆方向滑动并顶压在间隙调节杆上，进油腔的油液压力继续升高使得主阀芯继续向间隙调节杆方向滑动，在油液压力作用下促使单向阀芯与主阀芯分离，油液从进油腔通过主阀芯中油路通道流入出油腔；所述的阀体远离进油腔的一端滑动套设有控制阀芯，控制阀芯的一端穿入控制油腔中，主阀芯在控制油腔处设置有凸台，凸台的一端顶压在控制阀芯的端面上，可推动控制阀芯随着主阀芯一起向间隙调节杆方向滑动，凸台的最大外径小于控制阀芯的最大外径；控制阀芯的另一端上顶压有第一调压弹簧，第一调压弹簧的另一端顶压在第一弹簧座上，通过第一调压弹簧的弹性作用力将控制阀芯顶压在主阀芯的凸台上，主阀芯贯穿控制油腔的一端上顶压有第二调压弹簧，第二调压弹簧的另一端顶压在第二弹簧座上，通过第二调压弹簧的弹性作用力将主阀芯的凸台的另一端顶压在阀体上。
设计方案
1.一种具有减振功能的溢流型液压平衡阀，包括阀体，阀体内开设有进油腔、出油腔和控制油腔，阀体内滑动穿设有主阀芯，主阀芯的中心处滑动穿设有单向阀芯，主阀芯和单向阀芯贯穿进油腔、出油腔以及控制油腔，控制油腔与进油腔和出油腔互不连通，其特征在于：所述的单向阀芯远离进油腔的一端上套设有单向阀芯弹簧，单向阀芯弹簧的其中一端顶压在主阀芯端面上，单向阀芯弹簧的另一端通过一个挡环卡装在单向阀芯上，挡环通过安装在单向阀芯上的弹簧挡圈卡设在单向阀芯上，通过单向阀芯弹簧的弹性作用力推动单向阀芯位于进油腔中的一端紧贴在主阀芯上，以密封主阀芯的从进油腔至出油腔的油路通道；
所述的阀体靠近单向阀芯弹簧的一端上拧设有第一弹簧座，第一弹簧座内拧设有第二弹簧座，第二弹簧座内拧设有间隙调节杆，第一弹簧座、第二弹簧座和间隙调节杆的中心线重合，间隙调节杆的其中一端贯穿第二弹簧座并伸入阀体内，间隙调节杆的端面与单向阀芯的位于单向阀芯弹簧一侧的端面间隙1~2mm，在进油腔油液压力的作用下单向阀芯和主阀芯同时向间隙调节杆方向滑动并顶压在间隙调节杆上，进油腔的油液压力继续升高使得主阀芯继续向间隙调节杆方向滑动，在油液压力作用下促使单向阀芯与主阀芯分离，油液从进油腔通过主阀芯中油路通道流入出油腔；
所述的阀体远离进油腔的一端滑动套设有控制阀芯，控制阀芯的一端穿入控制油腔中，主阀芯在控制油腔处设置有凸台，凸台的一端顶压在控制阀芯的端面上，可推动控制阀芯随着主阀芯一起向间隙调节杆方向滑动，凸台的最大外径小于控制阀芯的最大外径；控制阀芯的另一端上顶压有第一调压弹簧，第一调压弹簧的另一端顶压在第一弹簧座上，通过第一调压弹簧的弹性作用力将控制阀芯顶压在主阀芯的凸台上，主阀芯贯穿控制油腔的一端上顶压有第二调压弹簧，第二调压弹簧的另一端顶压在第二弹簧座上，通过第二调压弹簧的弹性作用力将主阀芯的凸台的另一端顶压在阀体上。
2.根据权利要求1所述的一种具有减振功能的溢流型液压平衡阀，其特征在于：所述的主阀芯和单向阀芯滑动配合位置安装有第一密封圈，主阀芯和控制阀芯滑动配合位置安装有第二密封圈，第一弹簧座和阀体配合位置安装有第三密封圈，第二弹簧座和第一弹簧座配合位置处安装有第四密封圈，间隙调节杆和第二弹簧座配合处安装有第五密封圈。
3.根据权利要求1所述的一种具有减振功能的溢流型液压平衡阀，其特征在于：所述的第一弹簧座位于阀体外部的一端外壁上拧设有第一锁紧螺母，第二弹簧座位于第一弹簧座外部的一端外壁上拧设有第二锁紧螺母，间隙调节杆位于第二弹簧座外部的一端外壁上拧设有第三锁紧螺母。
4.根据权利要求1所述的一种具有减振功能的溢流型液压平衡阀，其特征在于：所述的单向阀芯在回油腔一侧上设置有一个锥形面，通过该锥形面卡在主阀芯的端面上实现阻止进油腔与回油腔连通，在该锥形面上开设有一圈环形凹槽，单向阀芯的中心开设有与出油腔连通的出油通道，单向阀芯上还开设有用于连通出油通道和环形凹槽的中间孔道。
设计说明书
技术领域
本实用新型涉及液压传动领域，尤其是涉及一种具有减振功能的溢流型液压平衡阀。
背景技术
在液压行业中，平衡阀用于保持负值负载运动时的平衡状态，此平衡状态包含静止和匀速运动两钟状态。溢流型平衡阀除具备前述两种功能外，还具有平衡负载在由运动到静止突变过程中因惯性力而导致压强过载的功能，防止由于过载压强过大而造成系统元件的损坏。以下以重力为负值负载为例对其背景技术叙述如下：
一、液压缸活塞下降时外控压力过大对平衡系统振动的影响
如图1，设溢流阀9的调定压力为PY<\/sub>，负载5的重力为G。液压缸上腔6的油液在液压缸内的有效作用面积为AB<\/sub>；液压缸下腔8的油液在液压缸内的有效作用面积为AA<\/sub>。传统的平衡阀3有一根调压弹簧，其调定的预紧力为F；有一根阶梯式阀芯，其上有两个压力油作用面积A1<\/sub>和A3<\/sub>，且A1<\/sub><A3<\/sub>。液压缸上腔6的油液压强为P3<\/sub>，分别作用在面积A3<\/sub>及AB<\/sub>上，由于液压缸上腔6的油液与平衡阀3的控制油腔相通，故P3<\/sub>也可被称为平衡阀的外控压力；液压缸下腔8的油液压强为P1<\/sub>(可称为平衡阀的内控压力)，分别作用在面积A1<\/sub>及AA<\/sub>上，由于液压缸下腔8的油液与平衡阀3的进油腔相通，故P1<\/sub>也可被称为平衡阀的内控压力；平衡阀出口压力为P2<\/sub>，它与回油相通，可近似认为P2<\/sub>＝0。
当P1<\/sub>×A1<\/sub>+P3<\/sub>×A3<\/sub><F时，油液压力不会使平衡阀阀芯继续压缩弹簧而移动，阀口关闭，平衡阀3的进出油口断开，活塞7及负载5保持静止。
当P1<\/sub>×A1<\/sub>+P3<\/sub>×A3<\/sub>>F时，油液压力使平衡阀阀芯继续压缩弹簧而移动，阀口打开，平衡阀3的进出油腔相通，活塞7及负载5下行。
以下根据不同的工况予以阐述：
工况①(活塞7在液压缸中间任意位置保持静止)：当换向阀2中位工作时(此时P3<\/sub>＝0)，由于负载5需要处于静止(保持)状态，液压缸下腔8的油液需要被平衡阀3封闭，其压力为P1<\/sub>＝G\/AA<\/sub><F\/A1<\/sub>。如果负载5由上至下运动过程中突然停止(例如换向阀2由左位突然换到中位)，由于惯性，液压缸下腔8的油液压力远大于G\/AA<\/sub>，会造成压力过载导致系统损坏，故工程上取F\/A1<\/sub>＝1.25×G\/AA<\/sub>，即当液压缸下腔8的油液压力超过1.25×G\/AA<\/sub>时，油液打开平衡阀3溢流，维持液压缸下腔8的油液压强，防止过载。这就是溢流型平衡阀的溢流功能。因此存在：
F\/A1<\/sub>＝1.25×G\/AA<\/sub>(1)
工况②(活塞7从液压缸中间任意位置下降)：换向阀2左位工作时，液压泵1的流量进入液压缸上腔6并产生上腔压强P3<\/sub>，P3<\/sub>作用于平衡阀3的阀芯面积A3<\/sub>上，同时，液压缸下腔8中产生的下腔压强P1<\/sub>作用于平衡阀3的阀芯面积A1<\/sub>上，共同推动阀芯移动。在二者的作用下，平衡阀3进出油口从断开到连通的瞬时，
对于液压缸，满足：
P1<\/sub>×AA<\/sub>＝P3<\/sub>×AB<\/sub>+G (2)
对于平衡阀，满足：
P1<\/sub>×A1<\/sub>+P3<\/sub>×A3<\/sub>＝F (3)
由式(2)和式(3)可得：
当油液压力使得平衡阀阀芯的移动量为S(即平衡阀阀口开度为S)时，平衡阀3进出油腔连通，液压缸活塞7下降。由于移动量S相对于调压弹簧的预压缩量很小，故此时平衡阀的外控压力可近似为P3<\/sub>，内控压力近似为P1<\/sub>，并设平衡阀3的弹簧的刚度为K，液压缸活塞7下行时满足：
P3<\/sub>×A3<\/sub>+P1<\/sub>×A1<\/sub>＝K·S+F (5)
工况③(活塞7从液压缸任意位置上升并接触至液压缸上缸盖4)：当换向阀2右位工作时，液压泵1的油液通过单向阀6进入液压缸下腔8并产生压力P1<\/sub>，液压缸上腔6中的油液通过换向阀2回油。当液压缸活塞7上升，满足：
P1<\/sub>×AA<\/sub>＝G (6)
此时，由于液压泵1排出油液进入液压缸下腔8，若考虑到换向阀2、单向阀6局部阻力损失以及管路的沿程阻力损失，因此液压泵1的出口油液压力要高于液压缸下腔8的油液压力P1<\/sub>，并且该压力的最大值由溢流阀9来限定。工程上设定溢流阀9的调定压力PY<\/sub>＝1.2P1<\/sub>，由式(6)得：
PY<\/sub>＝1.2×G\/AA<\/sub>(7)
当液压缸活塞7上升至顶端并与液压缸上缸盖4接触时，如果此时由于换向阀2没有及时换向，液压泵1继续给液压缸下腔8供油，会使得液压缸下腔8的油液压力P1<\/sub>升高，直至等于溢流阀9的调定压力PY<\/sub>。此时，液压缸活塞7将会对液压缸上缸盖4产生向上推力N，满足
N＝PY<\/sub>×AA<\/sub>-G (8)
工况④(活塞7在接触到液压缸上缸盖4处保持静止)：当换向阀2再次回到中位工作时，液压缸下腔8的油液被平衡阀3封闭，此时其压强仍为PY<\/sub>。由式(1)和式(7)得：PY<\/sub>＝1.2×G\/AA<\/sub><F\/A1<\/sub>＝1.25×G\/AA<\/sub>，因而平衡阀3的阀口关闭，其进出油腔不连通，负载处于保持(静止)状态。工程上为保证液压系统的效率，取PY<\/sub>略小于F\/A1<\/sub>，为简化推导，可近似认为PY<\/sub>≈F\/A1<\/sub>(9)
工况⑤(活塞7从液压缸上缸盖4处下降)：当换向阀2再次回到左位工作时，液压缸下腔8的油液仍然被平衡阀3封闭，其压强为PY<\/sub>。液压泵1的油液进入液压缸上腔6，在液压缸活塞7尚未与液压缸上缸盖4脱离接触(液压缸活塞7对液压缸上端盖4仍存在推力)时，油液压力P3<\/sub>会逐渐升高，并分别作用在平衡阀3的阀芯面积A3<\/sub>和液压缸活塞7的面积AB<\/sub>上。逐渐升高的压力P3<\/sub>一方面有推动平衡阀3的阀芯移动导致平衡阀导通的趋势，另一方面使液压缸活塞7对液压缸上缸盖4的推力减小。由于平衡阀3的阀芯移动需要克服弹簧(弹性元件)以及阀芯质量惯性(惯性元件)的作用，根据控制理论，平衡阀3阀芯的移动要滞后于外控压强P3<\/sub>的变化，可近似认为：油液压力P3<\/sub>的升高先使得液压缸活塞7对液压缸上缸盖4的推力减至为零，然后才推动平衡阀3的阀芯移动从而使平衡阀3的进出腔相通。为了与式(2)、(3)、(4)中P3<\/sub>有所区别，工况⑤下的液压缸上腔6的压力(外控压力)用P3<\/sub>a<\/sup>表示，当压力P3<\/sub>a<\/sup>的升高使得液压缸活塞7对液压缸上缸盖4的推力N减至为零时，有：
P3<\/sub>a<\/sup>×AB<\/sub>＝N (10)
由式(8)、式(10)得：
P3<\/sub>a<\/sup>＝PY<\/sub>×AA<\/sub>\/AB<\/sub>-G\/AB<\/sub>(11)
由式(4)、式(9)和式(11)可得：
由式(12)可知，在液压缸活塞7从液压缸上缸盖4处的下行起始阶段，工况⑤中的油液压力P3<\/sub>a<\/sup>比工况②中的P3<\/sub>大。设此时液压缸活塞7下降时平衡阀的开口(阀芯的移动量)为Sa<\/sup>，满足：
P3<\/sub>a<\/sup>×A3<\/sub>+PY<\/sub>×A1<\/sub>＝K·Sa<\/sup>+F (13)
由式(5)、(6)、(7)、(12)和(13)可得：
Sa<\/sup>＞S (14)
由式(14)可知，在工况⑤下平衡阀3的开口Sa<\/sup>比在工况②下的开口S大，因此在工况⑤下液压缸下腔8的油液压力P1<\/sub>下降得多，会导致负载5及活塞7高速下降，进而造成液压缸上腔6的油液压力P3<\/sub>a<\/sup>下降得多，平衡阀3的阀口开度又会大幅度减小，液压缸下腔8的油液压力P1<\/sub>又会迅速上升，这样，由于工况⑤下平衡阀外控压力P3<\/sub>a<\/sup>的增大，导致平衡阀3开口的增大，进而造成液压缸下腔8的油液压力P1<\/sub>减小，压力P1<\/sub>减小又导致了压力P3<\/sub>a<\/sup>减小，而P3<\/sub>a<\/sup>的减小又导致了平衡阀开口的减小，如此循环往复，形成正反馈，致使活塞及负载下降瞬间产生强烈振荡现象，直至平衡阀3的开口稳定到S。综上所述，在工况⑤下，液压缸活塞7在从接触到上缸盖4并开始下降的瞬时，会产生活塞下降忽快忽慢的“点头”现象，导致负载以及液压缸振动，增加噪声，降低设备的可靠性。
在实际应用当中，出现工况⑤的情况是不可避免的，操作者无法在液压缸活塞7上升至接触液压缸上端盖4的一瞬间准确操作换向阀2换向从而切换油路是大概率事件，此时液压缸下腔8的油液压力P1<\/sub>高于负载压力G\/AA<\/sub>的现象是普遍存在的，因此，当液压缸活塞7再次下降时，就会出现工况⑤所描述的情况。针对工况⑤产生的不利影响，本实用新型通过结构改进，在液压缸活塞7从液压缸上缸盖4处在开始下行的瞬时，尽可能的减小该情况下平衡阀3的阀口的开度Sa<\/sup>。
二、负载在静止(保持)状态下随机瞬时扰动对平衡系统振动的影响
当换向阀2处于中位、液压缸活塞7静止于液压缸的非最低位置时，平衡阀3的阀口关闭，平衡阀3的进出油腔不通，负载5处于静止(保持)状态，液压缸活塞7不会因为受到负载5的重力G而下降。如果此时负载5受到了向下随机瞬时干扰力，而此随机瞬时干扰力与负载5的重力G作用于液压缸下腔8的油液，并使得油液的压力瞬时升高。当此压力瞬时高于平衡阀3的调定压力后，平衡阀3阀口开启，液压缸活塞7瞬时下降，负载5的静止(保持)状态失效。当随机瞬时干扰结束后，平衡阀3阀口关闭，负载停止下降而保持静止状态。这一过程均在瞬时完成。由于各液压部件的惯性及弹簧、油液的压缩性等因素的存在，若在一系列随机瞬时干扰的作用下，液压缸活塞7及负载5会产生由静到动、由动到静的瞬时振动，相当于这些随机瞬时扰动被系统加载并被放大，加剧系统部件的疲劳磨损，产生随机振动，同时也丧失了液压缸及负载在静止(保持)状态时的位置精度，使得整个液压平衡系统的抗干扰能力减弱。
三、阀口流体振动对平衡系统的影响
根据伯努利方程：
其中，p－流体的压力；z－流体的位置高度；u－流体的速度
ρ－流体的密度；g－重力加速度；C－常数
当平衡阀阀口开启、油液从阀口流入(流体的位置高度及其重力影响很小，可忽略不计)时，由于阀口开度很小，会造成等流量的流体在阀口处的流速u非常大，由式(15)可得，油液在阀口处的压力p则非常小，甚至小于大气压而产生真空度，油液就会有气泡析出，产生气穴现象。根据流体力学相关理论，气穴将导致油液流经阀口的流体噪声和振动，并会造成阀芯等液压元件表面的点蚀。
实用新型内容
本实用新型的目的是为解决现有技术中的平衡阀在工作过程中产生液压缸活塞下降忽快忽慢的“点头”现象，从而导致负载以及液压系统振动、增加噪声、降低设备的可靠性的问题，以及减小随机瞬时干扰的影响、降低气穴现象的发生程度，提供一种具有减振功能的溢流型液压平衡阀。
一种具有减振功能的溢流型液压平衡阀，包括阀体，阀体内开设有进油腔、出油腔和控制油腔，阀体内滑动穿设有主阀芯，阀体与主阀芯之间接触面采用间隙配合。主阀芯的中心处滑动穿设有单向阀芯，主阀芯和单向阀芯贯穿进油腔、出油腔以及控制油腔，控制油腔与进油腔和出油腔互不连通。单向阀芯远离进油腔的一端上套设有单向阀芯弹簧，单向阀芯弹簧的其中一端顶压在主阀芯端面上，单向阀芯弹簧的另一端通过一个挡环卡装在单向阀芯上，挡环通过安装在单向阀芯上的弹簧挡圈卡设在单向阀芯上，通过单向阀芯弹簧的弹性作用力推动单向阀芯位于进油腔中的一端紧贴在主阀芯上，以密封主阀芯的从进油腔至出油腔的油路通道。
所述的阀体靠近单向阀芯弹簧的一端上拧设有第一弹簧座，第一弹簧座内拧设有第二弹簧座，第二弹簧座内拧设有间隙调节杆。第一弹簧座、第二弹簧座和间隙调节杆的中心线重合，间隙调节杆的其中一端贯穿第二弹簧座并伸入阀体内，其端面与单向阀芯的位于单向阀芯弹簧一侧的端面间隙1～2mm。在进油腔油液压力的作用下单向阀芯和主阀芯同时向间隙调节杆方向滑动并顶压在间隙调节杆上(此状态下间隙为从初始调整的间隙值逐步缩减为零)，进油腔的油液压力继续升高使得主阀芯继续向间隙调节杆方向滑动而此时单向阀芯因为间隙调节杆的阻挡不再移动，在油液压力作用下促使单向阀芯与主阀芯分离，油液从进油腔通过主阀芯中油路通道流入出油腔。
所述的阀体远离进油腔的一端滑动套设有控制阀芯，阀体与控制阀芯之间接触面采用间隙配合。控制阀芯的一端穿入控制油腔中，主阀芯在控制油腔处设置有凸台，凸台的一端顶压在控制阀芯的端面上，可推动控制阀芯随着主阀芯一起向间隙调节杆方向滑动，凸台的最大外径小于控制阀芯的最大外径；控制阀芯的另一端上顶压有第一调压弹簧，第一调压弹簧的另一端顶压在第一弹簧座上，通过第一调压弹簧的弹性作用力将控制阀芯顶压在主阀芯的凸台上。主阀芯贯穿控制油腔的一端上顶压有第二调压弹簧，第二调压弹簧的另一端顶压在第二弹簧座上，通过第二调压弹簧的弹性作用力将主阀芯的凸台的另一端顶压在阀体上。
所述的主阀芯和单向阀芯滑动配合位置安装有第一密封圈，主阀芯和控制阀芯滑动配合位置安装有第二密封圈，第一弹簧座和阀体配合位置安装有第三密封圈，第二弹簧座和第一弹簧座配合位置处安装有第四密封圈，间隙调节杆和第二弹簧座配合处安装有第五密封圈。
所述的第一弹簧座位于阀体外部的一端外壁上拧设有第一锁紧螺母，第二弹簧座位于第一弹簧座外部的一端外壁上拧设有第二锁紧螺母，间隙调节杆位于第二弹簧座外部的一端外壁上拧设有第三锁紧螺母。
所述的单向阀芯在回油腔一侧上设置有一个锥形面，通过该锥形面卡在主阀芯的端面上阻止与进油腔与回油腔连通，以防止进油腔中的油液通过油路通道进入回油腔中。在该锥形面上开设有一圈环形凹槽，单向阀芯的中心开设有与出油腔连通的出油通道，单向阀芯上还开设有用于连通出油通道和环形凹槽的中间孔道。
本实用新型的有益效果是：
其一、本实用新型将传统单阀芯单弹簧式平衡阀改进为双阀芯双弹簧式平衡阀，即将传统平衡阀的一根阀芯设计成两根阀芯，分别为主阀芯和控制阀芯，其油液受压面积与原阶梯阀芯的受压面积分别对应相等；同时将传统平衡阀的一根调压弹簧设计为两根并联的弹簧，二者刚度之和为原一根弹簧的刚度。通过调整两根弹簧的预紧力，可以使得在工况⑤条件下，控制阀芯在控制油腔油液压力的作用下产生的位移大于主阀芯在进油腔油液压力作用下产生的位移，进而导致改进后平衡阀的开口量要小于改进前平衡阀的开口量，从而减小了工况⑤条件下外控压力过大、开口过大而造成的整个系统的振动，减轻了“点头”现象的程度。而在其它工况下，控制阀芯与主阀芯仍为一体工作，因而在这些工况下改进后的平衡阀与改进前的平衡阀在性能上一致。
其二、本实用新型在单向阀芯的位于单向阀芯弹簧一侧的端面和间隙调节杆之间设置1～2mm的间隙。当负载处于静止(保持)状态下、且有随机瞬时扰动导致进油腔或控制油腔的油液压力异常升高至大于并联的两根调压弹簧设定的调定压力之和时，单向阀芯、主阀芯以及控制阀芯压缩并联的两根调压弹簧而同时移动，直至单向阀芯的位于单向阀芯弹簧一侧的端面与间隙调节杆接触，从而消除二者之间的间隙。在二者间隙为零之前，单向阀芯与主阀芯不会产生相对运动，即平衡阀阀口不会开启，保证系统不受随机瞬时干扰而使负载丧失静止(保持)状态，并减少系统振动现象的发生。平衡阀正常开启工作时，单向阀芯的位于单向阀芯弹簧一侧的端面与间隙调节杆接触(消除间隙)后，主阀芯在进油腔油液压力作用下继续移动，从而产生与单向阀芯的相对运动，平衡阀阀口正常开启，故此间隙不会影响平衡阀的正常工作。另外，还可以根据随机瞬时扰动的大小通过调节间隙调节杆来调节间隙，以适应各种随机瞬时扰动。
其三、本实用新型在单向阀芯的锥面上设置环形凹槽，此环形凹槽通过单向阀芯的中间孔道和出油通道与平衡阀出油腔相通。当平衡阀阀口开启，即油液通过单向阀芯与主阀芯之间的锥面开口流过时，高速流动的液流在环形凹槽处产生低压，形成真空度。出油腔中的油液可以通过出油通道、中间孔道及环形凹槽进入阀口处，以补偿流体在阀口处产生的低压，降低真空度和气穴现象的发生程度，减小气蚀，减轻流体振动对平衡阀的影响，从而达到减振降噪的效果。由于环形凹槽的表面与液流速度方向平行，因此补油油液从环形凹槽流出时受到阀口液流冲击的影响较小，起到较好的补油效果。
附图说明
图1为本实用新型的使用状态下的油路图。
图2为本实用新型的整体结构示意图。
图3为本实用新型中图2内A处的放大示意图。
图4为本实用新型中图2中B向的所有锁紧螺母的配合示意图。
图5为本实用新型中图2中B向去除所有锁紧螺母的配合示意图。
图示标记：1、液压泵；2、换向阀；3、平衡阀；301、阀体；302、单向阀芯；303、主阀芯；304、第一密封圈；305、单向阀芯弹簧；306、第二密封圈；307、控制阀芯；308、第一调压弹簧；309、第二调压弹簧；310、第三密封圈；311、第一锁紧螺母；312、第二锁紧螺母；313、第三锁紧螺母；314、间隙调节杆；315、第二弹簧座；316、第一弹簧座；317、第四密封圈；318、第五密封圈；319、弹簧挡圈；320、挡环；321、控制油腔；322、出油腔；323、油路通道；324、进油腔；325、环形凹槽；326中间孔道；327、出油通道；4、上缸盖；5、负载；6、液压缸上腔；7、活塞；8、液压缸下腔；9、溢流阀。
具体实施方式
图中所示，具体实施方式如下：
一种具有减振功能的溢流型液压平衡阀，包括阀体301，阀体301内开设有进油腔324、出油腔322和控制油腔321，阀体301内滑动穿设有主阀芯303，阀体301与主阀芯303之间接触面采用间隙配合，主阀芯303的中心处滑动穿设有单向阀芯302，主阀芯303和单向阀芯302贯穿进油腔324、出油腔322以及控制油腔321，控制油腔321与进油腔324和出油腔322互不连通，单向阀芯302远离进油腔324的一端上套设有单向阀芯弹簧305，单向阀芯弹簧305的其中一端顶压在主阀芯303端面上，单向阀芯弹簧305的另一端通过一个挡环320卡装在单向阀芯302上，挡环320通过安装在单向阀芯302上的弹簧挡圈319卡设在单向阀芯302上，通过单向阀芯弹簧305的弹性作用力推动单向阀芯302位于进油腔324中的一端紧贴在主阀芯303上，以密封主阀芯303的从进油腔324至出油腔322的油路通道323；
所述的阀体301靠近单向阀芯弹簧305的一端上拧设有第一弹簧座316，第一弹簧座316内拧设有第二弹簧座315，第二弹簧座315内拧设有间隙调节杆314，第一弹簧座316、第二弹簧座315和间隙调节杆314的中心线重合，间隙调节杆314的其中一端贯穿第二弹簧座315并伸入阀体301内，间隙调节杆314的端面与单向阀芯302的位于单向阀芯弹簧305一侧的端面间隙为C(通常在实际使用过程中控制C在1～2mm范围内大小可调节)，在进油腔324的油液压力的作用下单向阀芯302与主阀芯303向间隙调节杆314方向同时滑动并顶压在间隙调节杆314上(此时间隙C从初始设定值变为零)，进油腔324的油液压力继续升高可使得主阀芯303继续向间隙调节杆314方向滑动而单向阀芯302不移动，在油液压力作用下促使单向阀芯302与主阀芯303分离，进油腔324中的油液通过主阀芯303中的油路通道323流入出油腔322中；
所述的阀体301远离进油腔324的一端上滑动套设有控制阀芯307，阀体301与控制阀芯307之间接触面采用间隙配合。控制阀芯307的一端穿入控制油腔321中，主阀芯303在控制油腔321处设置有凸台，凸台的一端顶压在控制阀芯307的端面上，推动控制阀芯307随着主阀芯303一起向间隙调节杆314方向滑动，凸台的最大外径小于控制阀芯307的最大外径；控制阀芯307的另一端上顶压有第一调压弹簧308，第一调压弹簧308的另一端顶压在第一弹簧座316上，通过第一调压弹簧308的弹性作用力将控制阀芯307顶压在主阀芯303的凸台上。主阀芯303贯穿控制油腔321的一端上顶压有第二调压弹簧309，第二调压弹簧309的另一端顶压在第二弹簧座315上，通过第二调压弹簧309的弹性作用力将主阀芯303的凸台的另一端顶压在阀体301上。
所述的主阀芯303和单向阀芯302滑动配合位置安装有第一密封圈304，主阀芯303和控制阀芯307滑动配合位置安装有第二密封圈306，第一弹簧座316和阀体301配合位置安装有第三密封圈310，第二弹簧座315和第一弹簧座316配合位置处安装有第四密封圈317，间隙调节杆314和第二弹簧座315配合处安装有第五密封圈318。
所述的第一弹簧座316位于阀体301外部的一端外壁上拧设有第一锁紧螺母311，第二弹簧座315位于第一弹簧座316外部的一端外壁上拧设有第二锁紧螺母312，间隙调节杆314位于第二弹簧座315外部的一端外壁上拧设有第三锁紧螺母313。
所述的单向阀芯302在油路通道323一侧上设置有一个锥形面，通过该锥形面卡在主阀芯303的端面上阻止进油腔324与回油腔322连通，进油腔324中的油液无法通过油路通道323进入回油腔322中。在该锥形面上开设有一圈环形凹槽325，单向阀芯302的中心开设有与出油腔322连通的出油通道327，单向阀芯302上还开设有用于连通出油通道327和环形凹槽325的中间孔道326。
本技术方案，如图2所示，本实用新型将传统单阀芯单弹簧式平衡阀改进为双阀芯双弹簧式平衡阀，即将传统平衡阀的一根阀芯设计成两根阀芯，分别为主阀芯303和控制阀芯307，其油液受压面积与原阶梯阀芯的受压面积分别对应相等；同时将传统平衡阀的一根调压弹簧设计为两根弹簧，分为第一调压弹簧308和第二调压弹簧309，二者刚度之和为原一根弹簧的刚度，分别作用在主阀芯303和控制阀芯307上，并且第一调压弹簧308和第二调压弹簧309的预紧力可分别由第一弹簧座316和第二弹簧座315独立调节。
对于本实用新型所述平衡阀，设进油腔324的油液压力为P1<\/sub>，控制油腔321在工况②时的油液压力为P3<\/sub>、在工况⑤时的油液压力为P3<\/sub>a<\/sup>，出油腔322的油液可近似为零。压力开启时进油腔的压力P1<\/sub>通过主阀芯303的面积A1<\/sub>作用到第二调压弹簧309上，而控制油口压力P3<\/sub>通过控制阀芯307的面积A3<\/sub>作用在第一调压弹簧308上。设第一调压弹簧308的刚度为K3<\/sub>，其预紧力为F3<\/sub>；设第一调压弹簧309的刚度为K1<\/sub>，其预紧力为F1<\/sub>；设传统单阀芯单弹簧式平衡阀的弹簧刚度为K，其预紧力为F。设平衡阀在工况②时的开口为S、在工况⑤时的开口为Sa<\/sup>。当主阀芯303和控制阀芯307在进油腔324的油液压力P1<\/sub>以及控制油腔321的油液压力P3<\/sub>作用下向左移动时不分离(像传统平衡阀一根阀芯)时，对于工况②，满足：
P3<\/sub>×A3<\/sub>+P1<\/sub>×A1<\/sub>＝(K3<\/sub>+K1<\/sub>)·S+F3<\/sub>+F1 (16)
对于工况⑤，满足：
P3<\/sub>a<\/sup>×A3<\/sub>+PY<\/sub>×A1<\/sub>＝(K3<\/sub>+K1<\/sub>)·Sa<\/sup>+F3<\/sub>+F1 (17)
本实用新型在设计弹簧的刚度时，满足：
K3<\/sub>+K1<\/sub>＝K (18)
若通过调节第二弹簧座315和第一弹簧座316，可以使得：
F3<\/sub>+F1<\/sub>＝F (19)
由式(19)可知，在保持总预紧力F不变的条件下，若要减小F3<\/sub>，必须增大F1<\/sub>，因此通过分别调节第二弹簧座315和第一弹簧座316，可以使得F3<\/sub>减小，F1<\/sub>增大，但F3<\/sub>+F1<\/sub>＝F不变。F3<\/sub>、F1<\/sub>的变化会导致控制阀芯307、主阀芯303向左位移的变化。经过调节后F3<\/sub>及F1<\/sub>的可满足以下两点：
a.在工况②下，当控制油腔321的油液压力P3<\/sub>作用在控制阀芯307以及进油腔324的油液压力P1<\/sub>作用在主阀芯303时，控制阀芯307的向左的位移小于主阀芯303向左的位移，这样控制阀芯307向左不会与主阀芯303产生相对移动，而是二者整体左移，即控制阀芯307与主阀芯303不分离，相当于一个阀芯，则由式(18)、(19)，式(16)和等同于式(5)，即改进前后平衡阀在工况②下的平衡特征不变。
b.在工况⑤下，当控制油腔321的油液压力P3<\/sub>a<\/sup>作用在控制阀芯307以及进油腔324的油液压力PY<\/sub>作用在主阀芯303时，控制阀芯307的向左的位移大于主阀芯303向左的位移，这样控制油腔321的油液压力P3<\/sub>a<\/sup>作用在控制阀芯307上产生向左的位移量S3<\/sub>大于进油腔324的油液压力PY<\/sub>作用在主阀芯303向左的位移量S1<\/sub>。此时，控制阀芯307与主阀芯303分离，可得：
P3<\/sub>a<\/sup>×A3<\/sub>＝K3<\/sub>·S3<\/sub>+F3<\/sub>(20)
PY<\/sub>×A1<\/sub>＝K1<\/sub>·S1<\/sub>+F1<\/sub>(21)
式(21)中，主阀芯303的移动量S1<\/sub>就是改进后平衡阀在工况⑤下的开口。
由式(13)，在工况⑤下，平衡阀改进前，阶梯阀芯的位移量(开口量)为Sa<\/sup>(相当于改进后主阀芯303与控制阀芯307作为整体一起左移Sa<\/sup>)；平衡阀改进后，通过分别调节第一调压弹簧308和第二调压弹簧309的预紧力，可使得控制阀芯307向左的位移大于主阀芯303向左的位移，此时控制阀芯307的位移量为S3<\/sub>，则：
S3<\/sub>＞Sa<\/sup>(22)
因此，由式(13)、(18)、(19)、(20)、(21)及(22)可得：
S1<\/sub>＜Sa<\/sup>(23)
由式(23)可得，对于工况⑤，改进后的双阀芯双弹簧式平衡阀的开口量S1<\/sub>要小于改进前单阀芯单弹簧的开口量Sa<\/sup>，从而减小了此工况⑤条件下开口过大而造成的整个系统的振动，减轻了“点头”现象的程度。
直到工况⑤下的平衡阀开启过程结束，进油口压力由PY<\/sub>降至P1<\/sub>，控制油口压力由P3<\/sub>a<\/sup>降至P3<\/sub>后，液压缸活塞7开始正常下降，对应于工况②，如前所述。由于在工况①、工况③和工况④下，控制阀芯307与主阀芯303仍为一体工作，满足式(18)(19)，因而在这些工况下改进后的双阀芯双弹簧式平衡阀与改进前的单阀芯单弹簧式平衡阀在性能上一致。
本技术方案，如图2所示，本实用新型在单向阀芯302的位于单向阀芯弹簧305一侧的端面和间隙调节杆314之间设置1～2mm的间隙C。当负载处于静止(保持)状态下、且有随机瞬时扰动导致进油腔324的油液压力P1<\/sub>或控制油口压力P3<\/sub>异常升高至大于并联的第一调压弹簧308和第二调压弹簧309设定的调定压力之和时，单向阀芯302、主阀芯303以及控制阀芯307压缩第一调压弹簧308和第二调压弹簧309，直至单向阀芯302的位于单向阀芯弹簧305一侧的端面与间隙调节杆314接触，从而消除二者之间的间隙C。在单向阀芯302的位于单向阀芯弹簧305一侧的端面接触到间隙调节杆314(二者间隙C为零)之前，单向阀芯302与主阀芯303不会产生相对运动，即平衡阀阀口不会开启，保证系统不受随机瞬时干扰而使负载丧失静止(保持)状态，并减少系统振动现象的发生。
当液压缸活塞7及负载5下降时(图1所示)，在出油腔324的油液压力P1<\/sub>或控制油腔322的油液压力P3<\/sub>的作用下，单向阀芯302、主阀芯303以及控制阀芯307压缩第一调压弹簧308和第二调压弹簧309，直至单向阀芯302的位于单向阀芯弹簧305一侧的端面与间隙调节杆314接触、从而消除二者之间的间隙C后，主阀芯303继续向左移动，而单向阀芯302由于接触到间隙调节杆314而不动，主阀芯303与单向阀芯302产生相对运动，平衡阀阀口开启，油液从进油腔324通过平衡阀阀口流入出油腔322，液压缸7及负载5下降。因此，此间隙不会影响平衡阀的正常工作。
另外，可以通过调节间隙调节杆314，根据随机瞬时扰动的大小近似调节单向阀芯302的位于单向阀芯弹簧305一侧的端面和间隙调节杆314之间的间隙C，以适应各种随机瞬时扰动。
本技术方案，如图3所示，本实用新型在单向阀芯302的锥面上设置环形凹槽325，此环形凹槽325通过单向阀芯302的中间孔道326和出油通道327与平衡阀出油腔322相通。当平衡阀阀口开启，即油液通过单向阀芯302与主阀芯303之间的锥面开口流过时，高速流动的液流在环形凹槽325处产生低压，形成真空度。出油腔322中的油液可以通过出油通道327、中间孔道326及环形凹槽325进入阀口处，以补偿流体在阀口处产生的低压，降低真空度和气穴现象的发生程度，减小气蚀，减轻流体振动对平衡阀的影响，从而达到减振降噪的效果。由于环形凹槽325的表面与液流速度方向平行，因此补油油液从环形凹槽325流出时受到阀口液流冲击的影响较小，起到较好的补油效果。
本实用新型所列举的技术方案和实施方式并非是限制，与本实用新型所列举的技术方案和实施方式等同或者效果相同方案都在本实用新型所保护的范围内。
设计图
相关信息详情
申请码:申请号:CN201920114210.1
申请日:2019-01-23
公开号:公开日:国家:CN
国家/省市:41(河南)
授权编号:CN209444646U
授权时间:20190927
主分类号:F15B 13/02
专利分类号:F15B13/02;F15B11/08
范畴分类:27J;41C;
申请人:洛阳理工学院
第一申请人:洛阳理工学院
申请人地址:471000 河南省洛阳市高新区丰华路8号银昆科技园1号楼
发明人:周天悦
第一发明人:周天悦
当前权利人:洛阳理工学院
代理人:陈利超
代理机构:41120
代理机构编号:洛阳公信知识产权事务所（普通合伙）
优先权:关键词:当前状态:审核中
类型名称:外观设计