CN1997541B - 液压动力转向系统的控制阀及其操作方法和相关转向系统 - Google Patents

液压动力转向系统的控制阀及其操作方法和相关转向系统 Download PDF

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Abstract

一用于液压动力转向系统的控制阀包括一对平行布置的流动回路。各个流动回路包括串联布置的上游和下游流孔。各组流孔在诸流孔之间形成阀的一中间压力区。两个流孔从阀的对中状态一起关闭，并基本上一起完全地关闭在阀的完全关闭状态。当打开而将气穴和噪音发生可能性减到最小时，下游流孔大于上游流孔。尽管因制造公差引起流孔尺寸变化，但一均衡通道流体地连接两个中间压力区可使压力相等。控制阀包括一与流动回路平行的旁路通道。控制阀内的一卸压阀具有一位于旁路通道内的常闭的阀构件，其在过压事件中打开阀。

Description

液压动力转向系统的控制阀及其操作方法和相关转向系统
技术领域
本发明涉及一用来转动车辆转向轮的液压动力转向系统，具体来说，涉及一用来控制流入到动力转向系统的液压马达的液压流体流动的控制阀。 
背景技术
卡车和汽车通常设置有用来转动车辆转向轮的液压动力转向系统。驾驶员转动方向盘，而动力转向系统产生力来转动轮子。 
一典型的液压动力转向系统包括一泵，其使高压的液压流体流动到液压马达。液压马达具有一可移动的活塞，活塞驱动一连接到车辆转向传动杆系的输出构件。轮子安装在该转向传动杆系上。 
活塞的运动驱动输出构件左或右地转动轮子。对于右转，流体流入活塞一侧并沿转动轮子向右的方向驱动活塞。对于左转，流体流入活塞另一侧并沿转动轮子向左的相对方向驱动活塞。 
泵和液压马达之间的流动由一控制阀控制。控制阀从泵中接受流动并控制该流动到液压马达。操作控制阀引导流体流入活塞一侧或另一侧，并控制流到活塞的速率。 
控制阀连接到方向盘，以便转动方向盘就可操作控制阀。在正向前方的驾驶过程中方向盘是对中的。控制阀处于对中的状态而轮子正向前方。如果方向盘转向右，则控制阀置于一偏离对中的状态，使流体流入活塞的一侧。轮子转向右。如果方向盘转向左，则控制阀置于一偏离对中的状态，使流体流入活塞的另一侧。轮子转向左。 
操作控制阀可关闭控制阀中的节流或流孔。流孔引导流体流入活塞一侧或另一侧。流孔强制某些流体流入活塞并移动活塞。其余的流体流过流孔并返回到泵。流孔是一可变流量的流孔，其随着方向盘转动的增加而关闭。这将更多流体流入活塞而提供增加的动力以帮助驾驶员操作。 
然而，流过控制阀的流体会产生噪音。噪音的常见原因是流过流孔的流体气穴现象。由于流体流过流孔时流体的静压下落在流体中形成气泡，由此造成气穴现象。 如果压降足够大，则当流体从流孔中排出时气泡形成和爆裂。气泡的爆裂产生噪音，这种噪音可在车辆的乘客车厢内听到。 
特定流体形成气穴现象的可能性由气穴数Ca给出： 
Ca＝(Pa-Pv)*A2/(1/2*p*Q2)，其中 
Pa＝流孔排出处的流体静压； 
Pv＝液压流体的蒸气压力； 
A＝流孔的横截面面积； 
p＝液压流体的质量密度；以及 
Q＝通过流孔的液压流体的体积流量。 
气穴数越高，则气穴越不可能发生。对于一给定的流量Q，气穴数随着流孔面积A增加和排出压力增加而增加。在临界气穴数以上流动通常不发生气穴，临界气穴数对于液压流体一般地在0.2和1.5之间。 
当卡车驾驶室和汽车内部变得比较静时，放在动力转向装置制造商面前的要求是减小动力转向的噪音。 
减少气穴现象可以减小动力转向噪音。为了减少气穴现象，某些控制阀包括两个在阀内成串联布置的流孔。各个流孔可以大于一单一的单独流孔以流过相同体积的流体。增加的流孔面积对于每一流孔增加了气穴数，因此减小了气穴现象的可能性。此外，上游流孔具有较大的排出压力，这进一步增加了其气穴数。 
尽管串联地放置两个流孔可增加气穴数，但已知的控制阀不配置两个流孔来最大程度地降低噪音。 
在一已知的控制阀中，两个上游和下游流孔彼此靠近但保持相同的大小。上游流孔的气穴数总是大于下游流孔的气穴数。这是由始终大于下游流孔的排出压力的上游流孔的排出压力所造成。下游流孔比上游流孔更可能形成气穴现象。这限制了两个流孔减小噪音的总效率。 
在另一已知的控制阀中，下游流孔关闭到一最小面积并保持该最小面积，同时进一步转动方向盘。当上游流孔继续关闭时，通过上游流孔有效地发生全部的压降。上游流孔主要地起作一单独流孔作用。具有两个串联的流孔来减小噪音的好处丧失殆尽。在还有另一已知的控制阀中，下游流孔始终小于上游流孔。因此，与具有两个同样大小流孔的相比，下游流孔的气穴数减小。因此，下游流孔更可能发生气穴。因此，下游流孔限制了两个流孔减小噪音的效率。 
此外，具有两个串联流孔可影响控制阀的可靠性。由制造公差造成的流孔尺寸 的变化可在驾驶员试图转动方向盘时造成方向盘“粘滞”。 
传统的控制阀具有两个或多个使流体在阀内流动的流体回路。各个流体回路包括一组上游和下游流孔。流体回路围绕或沿着一连接到转向柱的可移动的内阀构件延伸。诸回路对称地布置，从而不产生作用于阀构件的侧力。 
然而，由制造公差造成的流孔尺寸变化产生一载荷的不平衡，这种载荷不平衡施加侧力作用于阀构件上。用于重载卡车的动力转向系统在足够高压下进行操作，这样，侧力可造成“静摩擦”或阀运动的阻力，当车辆转向过程中由于方向盘的粘滞，驾驶员可以感觉到这样的情况。 
此外，控制阀通常安装在形成动力转向系统部分的轴承帽等内。轴承帽可安装一卸压阀，其平行地与控制阀流体地连接。卸压阀防止流体过压供应到液压马达。 
根据车辆制造商的要求，轴承帽内卸压阀的位置可以变化，某些制造商完全去除了卸压阀。必须制造多个不同规格的同样的轴承帽并储存在库存中以满足不同车辆制造商的需要。 
还希望将静音和可靠的控制阀包括一卸压阀，以便减少必须保持在库存中的不同类型轴承帽，由此，降低动力转向系统的总的成本。 
因此，需要有一改进的控制阀来减小液压动力转向系统内的噪音。该改进的控制阀应在重载操作状态下可靠并应包括卸压阀以降低库存成本。 
发明内容
本发明是一改进的减小液压动力转向系统中噪音的控制阀。该控制阀在重载操作状态下可靠并可包括卸压阀以降低库存成本。 
根据本发明的一控制阀包括在流道内成串联的第一和第二流孔。第一和第二流孔各自关闭，控制阀从对中状态起进行操作。诸流孔关闭到一基本上全关闭的状态，几乎在控制阀从对中状态到控制阀的关闭状态同样运动的时候。 
第二流孔在第一流孔的下游，并在第一和第二流孔不完全关闭时第二流孔具有基本上大于第一流孔的流动面积。 
当流孔打开时保持下游流孔的面积大于上游流孔面积可最大程度地降低噪音。如上所述，具有两个尺寸相同的流孔可导致上游流孔始终具有比下游流孔高的气穴数。通过减小上游流孔和放大下游流孔，上游流孔的气穴数降低，而下游流孔的气穴数增加。 
选择上游和下游流孔的相对尺寸，以便最好地匹配两个流孔的气穴数，并减小 总的气穴发生的可能性。上游和下游流孔的特殊尺寸最好根据包括控制阀的特定动力转向系统的流量和压力要求予以确定。 
一起关闭两个流孔确保总的压降有效地由两个流孔分担，甚至在两个流孔接近完全关闭的状态时也是如此。这在动力辅助最大且气穴发生可能性最大时有助于最大程度地减小噪音。 
控制阀的一优选实施例包括至少两个流体回路，各回路具有一组上游和下游流孔。在它们之间各组流孔形成一中间压力区。一平衡通道流体地连接中间压力区并确保中间压力区内的压力相等。这可防止静摩擦，否则它因制造公差原因由流孔尺寸的变化造成。控制阀在重载操作状态下的可靠性可提高。 
在控制阀的另一实施例中，中间压力区包括至少一个附加的流动限制，该限制会产生附加的压降。通过中间压力区的压降减小了通过上游和下游流孔的压降总和，由此，降低气穴和噪音发生的可能性。通过改变上游和下游流孔之间的流动方向，或通过在上游和下游流孔之间放置附加的流孔，可形成这些附加的流动限制。 
在控制阀的其它实施例中，控制阀包括一卸压阀，其防止流体过压供应到液压马达。卸压阀包括控制阀中的一旁路通道，其在阀入口和平行于流道的出口之间延伸。旁路通道内的一可移动阀构件保持在一关闭旁路通道的常闭位置内。一流体过压移动该阀构件而打开旁路通道并释放过压状态。卸压阀的操作特性可以适应于不同的动力转向系统，而无需修改轴承帽或其它的系统部件。 
随着描述的进展，尤其是，结合示出本发明三个实施例的17张附图进行描述，将会了解本发明其它的目的和特征。 
附图的简要说明 
图1是具有根据本发明第一实施例的控制阀的液压动力转向系统的示意图； 
图2是大致沿图1的线2-2截取的动力转向齿轮机构的截面图； 
图3是第一实施例控制阀的内和外阀构件的分解图； 
图4是第一实施例控制阀的示意截面图，其中控制阀处于对中状态； 
图5是图4一部分的放大图； 
图6是类似于图5的放大图，但其中控制阀处于偏离对中状态； 
图7a、7b和7c是图6所示关闭流孔的放大图； 
图8是控制阀的阀曲线，绘出控制阀内的关闭流孔的区域对于阀芯相对于阀套筒的相对转角的曲线； 
图9是第一实施例控制阀中流体回路的液压原理图，其中控制阀处于偏离对中状态； 
图10是阀芯沿第一方向转动时围绕控制阀的阀芯延伸的流体回路的示意图； 
图11是类似于图10的视图，但其中阀芯沿第二方向转动； 
图12是根据本发明第二实施例控制阀的分解图； 
图13是第二实施例控制阀的俯视图； 
图14是沿图13的线14-14截取的截面图； 
图15是图13所示控制阀的侧视图； 
图16是沿图13的线16-16截取的截面图； 
图17是根据本发明第三实施例控制阀的侧视图； 
图18是沿图17的线18-18截取的截面图，其中控制阀处于偏离对中状态； 
图19是图17所示控制阀的阀芯的立体图； 
图20是类似于图18的截面图，但沿图17的线20-20截取；以及 
图21是类似于图18的截面图，但沿图17的线21-21截取。 
具体实施方式
图1示出根据本发明第一实施例的控制阀10。控制阀10形成转动机动车方向盘的液压动力转向系统12的部分。转向系统12包括一泵14，其使动力转向流体从流体容器16流入形成在高压转向齿轮机构20内的液压马达18。转向齿轮机构20可以是一M系列的转向齿轮机构，它由美国宾夕法尼亚州Hanover的R.H.Sheppard Company，Inc制造，该公司是本发明的受让者。液压马达18驱动一连接到车辆转向传动杆系的转向臂22以转动轮子。 
控制阀10安装在转向齿轮机构20内并控制流体从泵14到液压马达18的流动。供给管线24使流体从泵14流到控制阀10，而返回管线26使流体从控制阀10流回到流体容器16。 
转向齿轮机构20包括一形成一腔室30的外壳28。见图2。轴承帽32关闭腔室的一端，而缸头34关闭腔室的另一端。液压马达18包括可轴向移动的马达活塞36，活塞36在其两侧上密封地分隔腔室30成第一和第二液压马达腔室38、40。第一马达腔室38邻近于轴承帽，而第二马达腔室40邻近于缸头。形成在活塞一侧上的齿条42啮合附连到一输出轴46的扇齿轮44，所述输出轴46延伸到外壳内。转向臂22安装在远离转向齿轮机构20的输出轴46上。 
控制阀10支承在轴承帽32内。轴承帽32包括一入口通道48和一出口通道50，前者使流体从供给管线24流到控制阀，而后者使流体从控制阀流到返回管线26。第一马达腔室通道52延伸通过轴承帽使流体在控制阀10和第一马达腔室38之间流动。第二马达腔室通道54延伸通过轴承帽和齿轮外壳28使流体在控制阀10和第二马达腔室40之间流动。 
轴承帽32起作一用于控制阀10的外壳的作用，并容纳外阀构件或阀套筒56和内阀构件或阀芯58。阀芯58同轴地安装在阀套筒56内，以便围绕一转动轴线转动。阀芯58具有限制的转动，从相对于阀套筒56的对中位置转动而操作控制阀。阀芯58的一端60延伸出轴承帽32外，并以传统的方式构造成连接到一承载机动车方向盘的方向盘柱。 
一同轴的管状致动轴62从阀套筒56延伸并接合一承载在活塞36内的传统的循环球组件64。致动轴62具有一螺纹的外表面，其螺纹地啮合循环球组件64诸球。致动轴62和阀套筒56最好形成为单件的一体构件66(也见图3)。 
致动轴62内的扭转杆68连接在致动轴62和阀芯58之间。扭转杆偏置阀构件56、58至阀10的对中状态。扭转杆的一端用销连接到致动轴62。扭转杆的另一端延伸到阀芯58内端上的盲孔70内并用销连接到阀芯58。阀芯58从对中位置起的转动扭转该扭转杆并产生推压阀构件56、58返回到对中位置的偏置力。 
转动方向盘来操作控制阀10和从一对中的或非转向位置转动阀芯58。这将控制阀10从对中状态改变到一偏离对中的状态。这使高压液压流体从控制阀10通过第一或第二马达通道52、54流到活塞36一侧上的马达腔室38、40之一。然后，活塞36左或右移动强迫流体流出另一马达腔室40、38。从另一马达腔室返回的流体通过第一或第二马达通道54、52中的另一个流回到控制阀10。 
活塞的运动致使齿条42驱动扇齿轮44并转动转向臂22，从而左或右地转动轮子。活塞运动还致使循环球组件64相对于阀芯58转动致动轴62和阀套筒56。当轮子已经转到对应于方向盘转动的程度时，阀芯58相对于阀套筒56返回到一对中位置。这以传统方式将控制阀10返回到一对中状态。 
图3示出阀芯58和构件66。阀套筒56具有大致圆柱形的外周缘72和大致圆柱形的内周缘74(见图2)。阀芯58具有大致圆柱形的外周缘76，其与阀套筒56的内周缘合作而在阀构件56、58之间形成一内部流道78(见图2和4)。 
阀套筒56的外周缘72包括多个轴向地间隔开的环形槽80、82、84和86。诸槽与轴承帽32合作而形成使流体流入和流出控制阀10的流道。入口槽80与轴承 入口通道48对齐，并接纳从泵14流入控制阀内的流体。出口槽82与轴承出口通道50对齐，并将流体从控制阀10排出到容器16。第一马达腔室槽84与第一马达通道52对齐，并使流体在控制阀10和第一马达腔室38之间流动。第二马达腔室槽86与第二马达通道54对齐，并使流体在控制阀10和第二马达腔室40之间流动。 
图4示出处于对中或中性状态中的控制阀10。阀芯58相对于阀套筒56处于一对中位置。流道78包围阀芯的外周缘。如图4所示的流道78的上半部形成第一流道或流体回路88的一部分，而下半部形成一相同的第二流道或流体回路90的一部分。流体回路88、90平行地布置以引导流体在流道78和马达腔室38、40之间流动，这将在下面作更详细讨论。 
阀套筒56包括成组的端口，它们各与对应的流体回路88或90相关，以连接回路和环形的流道80-86。各组端口包括一入口端口92a或92b，它使流体从入口流道80流入回路内，以及一对排出端口94a和94b，它们的位置与对应的入口端口92a或92b成90度角。排出端口94a、94b享有两个流体回路并将流体从流体回路排出到出口通道82内。第一马达端口96a或96b位于对应入口端口92a或92b的一侧上，并使流体在流体回路和第一马达腔室槽84之间流动。第二马达端口98a或98b位于对应入口端口92的另一侧上，并使流体在流体回路和第二马达腔室槽86之间流动。 
阀套筒56具有八个脊面100a、100b、100c、100d、102a、102b、102c和102d，它们沿轴向延伸并在内周缘74上圆周向地间隔开。脊面100、102在交替的脊面之间形成沿圆周向间隔开的轴向槽104a、104b、104c、106a、106b、106c、108a和108b。脊面100和槽104与第一流体回路88相连，脊面102和槽106与第二流体回路90相连，诸槽108在诸回路之间享用。入口端口92a和92b通向对应的槽104a和106a，而排出端口94a和94b通向对应的槽108a和108b。第一马达端口96a和96b延伸通过对应的脊面100a和102a，第二马达端口98a和98b延伸通过对应的脊面100b和102b。 
阀芯58具有八个脊面110a、110b、110c、112a、112b、112c、114a和114b，它们沿轴向延伸并在外周缘76上圆周向地间隔开。脊面110、112和114在交替的脊面之间形成沿圆周向间隔开的轴向槽116a、116b、116c、116d、118a、118b、118c和118d。脊面110和槽116与第一流体回路88相连，脊面112和槽118与第二流体回路90相连。 
入口端口92a和92b面向对应的芯脊面110a和112a。排出端口94a和94b面 向对应的芯脊面114a和114b。第一马达端口96a和96b面向对应的芯槽116a和118a。第二马达端口98a和98b面向对应的芯槽116b和118b。 
一对轴向地间隔的均衡通道120和122流体地连接对应对的芯槽116d、118d和116c、118c。各个通道120、122全部在阀芯58内并形成为一沿阀芯直径延伸的通孔。均衡通道120和122的功能将在下面作详细解释。 
当控制阀10处于中性状态时，阀套筒56和阀芯58各关于一公共中心轴向平面140对称。芯脊面110a对中在套筒槽104a内，而芯脊面114a和114b分别对中在套筒槽108a和108b内。然而，芯脊面110b和110c各偏离朝向相邻套筒脊面100b或100a侧。应该理解到，流体回路90内的对应的芯和套筒脊面以相同的方式布置。 
阀芯脊面110、112和114与阀套筒脊面100、102合作而在流体回路88、90内形成尺寸变化的节流或可变的流孔。图5示出上部流体回路88内的流孔124-136，应该理解到，以下讨论也同样方式适用于下部流体回路90。 
流孔124位于泵入口92a和第二马达端口98a之间，并由芯脊面110a和套筒脊面100b形成。流孔126和128都位于第一马达端口96a和排出端口94a之间。流孔126由芯脊面110c和套筒脊面100a形成，而流孔128由芯脊面114a和套筒脊面100c形成。 
流孔130位于入口端口92a和第一马达端口96a之间，并由芯脊面110a和套筒脊面100a形成。流孔132和134都位于第二马达端口98a和排出端口94b之间。流孔132由芯脊面110b和套筒脊面100b形成，而流孔134由芯脊面114b和阀脊面100d形成。 
如图5所示，当阀芯58处于对中位置时，流孔124-134各打开。各流孔的尺寸基本上通过相关对的套筒和形成流孔的芯脊面之间的圆周间距建立。 
从泵14流出的流体通过马达端口92a进入流体回路88。回路88关于马达端口92a对称，入口端口92a将流体回路88分成一从入口端口92a延伸到排出端口94a的第一流道136和一从入口端口92a延伸到排出端口94b的第二流道138。 
流孔124位于进入第二流道138的入口处，而流孔130位于进入第一流道136的入口处。流孔124和130在这里称之为压力流孔，因为它们影响马达端口的加压，这将在下面作详细解释。成对的流孔126、128和132、134串联地布置在对应的流道内以将流体流到排出。流孔126在流道136内位于流孔128的上游，而流孔132在流道138内位于流孔134的上游。因为它们的相对位置，所以，流孔126和132 在这里称之为上游排出流孔，而流孔128和134称之为下游排出流孔。 
当控制阀10对中时，通过流道136和138的流动基本上平衡并大致地相等。第一马达端口96a处的流体压力有效地与第二马达端口98a处的流体压力相同。 
流过流体回路90的流体流以与流体回路88相同的方式平衡。其结果，马达腔室38和40内的流体压力基本上相等，而活塞36静止。 
转动方向盘可从其对中位置转动芯阀58。这关闭流体回路88、90内的某些流孔而打开另一些流孔。下面描述通过流体回路88的流动，应该理解到，这样的描述也适用于流体回路90。 
从图5的视图中可见，阀芯58的逆时针转动关闭流孔124、126和128而打开流孔130、132和134。顺时针转动则关闭流孔130、132和134而打开流孔124、126和128。关闭流孔可节流。这产生压力的不平衡而加压一个马达端口96a或98a，并使高压流体流入连接到马达端口的马达腔室内。流体流出另一低压的马达腔室外并通过另一马达端口98a或96a。打开的流孔基本上不阻碍或限制流动。下面描述逆时针操作的流动，应该理解到该描述也适用于顺时针转动。 
图6示出从正向前的对中位置到动力辅助转向的操作位置的逆时针方向转动的阀芯58。与图5中所示的对中状态相比，控制阀10现处于一偏离对中的状态。 
转动限制了流孔124、126和128而放大了流孔130、132和134。流孔130处于第一流道136的入口处，并打开而允许流体基本上无阻碍地从入口端口92a流到流道136内。压力流孔124处于第二流道138的入口处，并限制流体从入口端口92a流到第二流道138内。其结果，从入口端口92a到第一流道136的流动增加，而流到第二流道138内的流动减小。这加压芯槽116a，并使流体流出第一马达端口96a流入第一马达腔室38，从而将活塞36移至左边(如图2所示)。 
活塞迫使流体从第二马达腔室40通过第二马达端口98a流入第二流道138。位于第二马达端口98a下游的第二流道138内的流孔132和134打开，并将流体基本上无阻碍地返回到排出端口94b。 
注意图6，芯脊面110b的前导边缘与套筒脊面100d足够地间隔开，从而随阀芯58的逆时针转动没有限制的流孔形成在脊面110b和100d之间。如果在第二马达端口98a下游的流道138内需要节流，则控制脊面110b和100d的尺寸以形成如此的节流。 
上游排出流孔126和下游排出流孔128串连在如上所述的第一马达端口96a下游的第一流道136内。通过在芯槽116a内产生一压力，流孔126、128基本上控制 通过第一马达端口96a的流动。流孔126和128随着转动而连续地关闭，直到阀10达到完全关闭的状态为止。 
排出端口126、128起初大致打开并产生相对低的背压。流道136内的大部分流动流过流孔126、128，只有相对小的压力作用在马达端口96a上。在此状态中，动力辅助较低。当流孔126、128关闭时，压力增加，施加到马达端口96a的压力增加，而动力辅助增加。在完全关闭的状态中，来自入口端口92a的所有流动(通过关闭的流孔的泄漏较小)流过马达端口96a，以使动力辅助最大。 
流孔124、126或128关闭率是形成流孔的阀脊面的圆周间距和形成流孔的阀脊面边缘形状的函数。通过构造阀脊面和脊面的形状来建立关闭率和随控制阀的转动改变关闭率，这是本技术领域内所公知的，所以不再作详细描述。 
图7a、7b和7c分别是流孔124、126和128的放大图。在所示的实施例中，芯脊面110a具有一均匀或恒定的半径，该半径略微地小于套筒脊面100b的内半径。参见图7a。芯脊面110c包括一面向套筒脊面100a的控制边缘142。参见图7b。如图所示边缘142与径向倾斜成70.3度的角143。芯脊面110b包括一类似于边缘142的控制边缘144(见图5)但面向套筒脊面100b。芯脊面114a包括一面向套筒脊面100c的控制边缘146。参见图7c。如图所示边缘146与径向倾斜成48.5度的角147。芯脊面114b包括一类似于控制边缘146的控制边缘148(见图5)但面向套筒脊面100d。 
各控制边缘142、144、146和148是沿脊面轴向地延伸的平表面并在脊面的一角上形成为斜面或倾斜。在其它实施例中，控制边缘可包括弧形的表面，可以只呈现在套筒脊面上，或可呈现在套筒和芯脊面两者上。 
图8是控制阀10的阀曲线。该曲线描绘作为转向角(阀芯58离对中位置的相对转角)函数的流孔124、126和128的大小。流孔的大小是垂直于阀轴线的流孔横截面的最小宽度。因为各流孔的轴向长度远大于其宽度，所以，各流孔的有效流动面积基本上正比于流孔的尺寸。 
压力流孔124最好快速地从阀10的初始对中状态150关闭。芯脊面110a起初与套筒脊面100b间隔开以形成流孔124的初始尺寸。当芯脊面110a接近套筒脊面100b时，流孔124关闭。如图所示，流孔124以基本上恒定的速率151关闭。在约转过1.5度之后，芯脊面110a的前导边缘进入套筒脊面100b的下面，完全地关闭流孔124。这代表控制阀10的第一操作状态152。快速地关闭压力流孔124有助于避免“故障”，一种液压动力转向技术领域内公知的不稳定的流动状态。 
上游排出流孔126起初与压力流孔124同样大小。流孔126起初以第一关闭速率153关闭，该速率基本上等于压力流孔124的关闭速率。当控制阀10达到操作位置152时，流孔126开始以第二低的关闭速率154关闭。流孔126以此基本上恒定的第二关闭速率关闭，直到控制阀以约4度的转动达到一完全关闭的状态156。控制阀10可继续转动超过完全关闭的位置。 
在所示的实施例中，上游排出流孔126的初始关闭速率由芯脊面110c离套筒脊面100a的圆周间距确定。在控制边缘142移动到套筒脊面100a下面之后，控制边缘142的坡度建立第二关闭速率。脊面间距和控制边缘构造的其它布置包括具有多个坡度表面的控制边缘，这样的布置可用于替代的实施例中。 
下游排出流孔128随上游排出流孔126关闭。当控制阀到达完全关闭状态时，流孔128也完全地关闭，并从对中状态150到完全关闭状态156以基本上恒定的关闭速率157关闭。芯脊面114a离套筒脊面100c的初始间距和控制边缘146的坡度可建立关闭的速率。下游流孔128大于上游排出流孔126，直到两个流孔都关闭为止。 
在第一操作状态152和完全关闭状态156之间，下游排出流孔128约为上游排出流孔126的三倍。因为流孔126和128两者完全关闭约4度，所以，下游排出流孔128的关闭流量也大约是操作状态152和154之间的上游排出流孔126的关闭流量的三倍。 
排出流孔126和128合作，在小转向角下，产生相对低的动力辅助，在较大转向角下，产生较大的动力辅助，以便在低速下实现停车或急剧转弯。驾驶员通常偏爱具有这些转向特征的动力转向系统。 
图9是当控制阀处于如图6所示的偏离对中状态时控制阀10内的流体回路88、90的惠斯登(Wheatstone)图。流体回路88、90平行地布置在入口通道80和出口通道82之间。流孔130、132和134从图中省略，因为它们随着转动增加而打开。 
利用流体回路88、90的一数学方法来达到上游和下游排出流孔126、128的结构。对不同转向角提出的结构，数学模型计算流孔尺寸。通过求解通过各回路不同部分流动的联立方程，用求得的面积计算通过流体回路88、90的流动。 
对于约每平方英寸1500磅的流体压力和约每分钟3.7介仑的流量，使通过排出流孔126、128的气穴数达到最大来确定流孔126、128的尺寸。与全扭矩输出相比，对于重载卡车来说，这代表一典型的输出要求。在所示的实施例中，要求在转向系统12通常的操作状态下将噪音减到最小。在其它的实施例中，不同的操作状 态可用作为起始点，以便根据工程判断和特定的压力和流量要求作控制阀分析。 
对于所示的实施例，已经确定，下游排出流孔128的尺寸应为选定操作状态下上游排出流孔126尺寸的约三倍。这与同样操作状态下传统的单级控制阀相比，将从控制阀10中感觉的噪音减小一半。 
可选择与排出流孔126和128相关的芯和套筒脊面的间距和控制边缘142和146的坡度，来获得所要求的阀曲线。 
图10是当阀芯58处于图6所示的偏离对中位置时流体回路88、90围绕阀芯58延伸的示意图。各回路88、90围绕阀芯58延伸180度。在回路88中，压力流孔124和上游排出流孔126在它们之间形成一高压区156a。一中间压力区158a形成在上游和下游排出流孔126和128之间。一低压区160a从下游排出流孔128延伸到排出端口94a。类似的高压区156b、中间压力区158b和低压区160b形成在流体回路90内。流体回路90内对应的流孔和压力区具有相同的标号但标以上标。 
对应成对的压力区156、158和160在阀芯58上沿直径方向彼此交叉。其结果，作用在阀芯58上的纯径向力理论上为零。当中间压力区158内的压力相对较高时，在阀芯58和阀套筒56之间可发生静摩擦或对相对转动的阻力。可以认为这样的静摩擦可由中间区158a和中间区158b之间的压差所产生的施加在阀芯58上的纯径向力造成。 
高压区156a、156b通过对应的入口端口92a、92b流体地连接到公共阀入口通道80。低压区160a、160b通过对应的排出端口94a、94b流体地连接到公共阀出口通道82。区156和160内的压力分别由入口压力和排出压力建立，这样，各对压力区156和160的个别区内的压力彼此相等。 
各中间压力区158a或158b内的压力是形成中间压力区的上游和下游排出流孔的函数。两个流体回路88、90内的对应排出流孔在理论上彼此相同，于是，中间压力区158a或158b内的压力理论上也相等。 
然而，制造公差可造成一个流体回路88中的一个或两个流孔大于或小于另一流体回路90内的对应流孔。 
由于这些制造公差的原因，中间压力区158a或158b内的压力不可能相等。压差产生一纯径向力将阀芯58推向一侧。可以认为，该力产生可观察到的静摩擦力。 
均衡通道120流体地连接阀芯58逆时针转动时形成的中间压力区158a或158b。尽管流孔尺寸有变化，但这可均衡两个中间压力区内的压力。均衡通道122流体地连接低压区。 
图11类似于图10，但示出当阀芯58顺时针转动时的流体回路88、90。各回路内的中间压力区158通过均衡通道122流体地连接。均衡通道120流体地连接低压区。不管方向盘转动方向如何，通道120、122合作而有效地消除控制阀10的粘滞性。 
在所示的实施例中，均衡通道120、122是全包含在阀芯58内的直径向的通孔。在其它实施例中，均衡通道可全部地或部分地形成在阀套筒56内，或可包括延伸出阀外壳的管道，以便流体地连接中间压力区。 
控制阀10形成一对流体回路88、90，它们平行地布置在阀套筒和阀芯之间，以使流体在控制阀和液压马达18之间流动。在其它实施例中，流体回路可以形成为较佳地围绕阀芯对称地延伸。功能上等价于所示通道120和122的均衡通道可互连附加回路的对应中间压力区，以确保所述的均衡压力。 
轴承帽32是传统的，并包括一安装在帽一侧上的卸压筒盒162(示于图1中)。一常闭卸压阀(未示出)安装在筒盒162内，并位于一旁路回路(未示出)内，该旁路回路与控制阀10平行地连接入口通道48和出口通道50。如果从泵14产生过压，则卸压阀打开。流体流过旁路回路并旁路控制阀10。这限制转向齿轮机构的操作压力并防止过压从控制阀10提供到液压马达18。 
轴承帽32内的筒盒162的位置可根据车辆制造商的要求改变。此外，某些制造商去除卸压阀，于是在某些系统中省略掉筒盒162。其结果，必须制造多个其它相同的轴承帽32和保持库存。 
图12-16示出根据本发明的第二实施例的控制阀210的部分。控制阀210包括一类似于阀构件66的外阀构件212，而阀套筒214类似于阀套筒56。阀芯216包括一承载在其中的卸压阀。通过将卸压阀置于控制阀210内，卸压筒盒162及其相关的旁路回路可从轴承帽32中去除。 
阀芯216类似于阀芯58，所以将只讨论不同之处。一旁路通道220延伸通过阀芯216并连接入口端口与阀套筒214内的排出端口。旁路通道220平行于某些流体回路布置，这些流体回路在阀操作过程中对应于流体回路88、90。 
卸压阀218位于旁路通道220内，并包括一阀构件222。所示的阀构件222形成为一钢球轴承，但对于阀构件也可采用其它形状和材料。阀构件222可在一抵靠形成在旁路通道内的阀座224的关闭位置和一远离阀座的打开位置之间移动。形成为一压缩盘簧的弹簧构件226推压阀构件222抵靠阀座224。 
旁路通道220包括一第一孔228和一第二孔230，它们各延伸入阀芯216内。 孔228沿轴向与阀套筒入口端口对齐并从入口端口接纳流动。孔230沿轴向与孔228间隔并与阀套筒排出端口对齐，以便将流动排出到排出端口。孔228和230沿圆周向彼此偏离90度，以便分别邻近于入口和排出端口。 
一第三孔232从方向盘端234沿轴向延伸到阀芯216内，并相交于第一和第二孔228和230。阀座224形成在孔228和230之间的孔232内。盲孔236从阀芯的相对端沿轴向延伸入阀芯216内，以传统方式接纳扭转杆的一端。 
弹簧226被擒获在阀构件222和一塞头238之间的孔232内，所述塞头承载密封地关闭孔232的O形环密封240。塞头238的轴向位置可以按需要变化，以便改变作用于阀构件222上的弹簧226的预加载。弹簧226对阀构件222施加足够的力，以在正常操作压力下，将卸压阀保持在一关闭的状态。 
如果存在一过压，则企图流过旁路通道228的流体克服弹簧226的力。这移动阀构件222远离阀座224并打开卸压阀218。通过旁路通道220的流动基本上旁路形成在阀套筒214和阀芯216之间的流体回路，由此，释放过压的状态。 
对于不同动力转向系统来说，可以修改或去除卸压阀218，而不修改轴承帽32，也不修改动力转向系统的其它部件。例如，弹簧226的长度、弹簧系数或预加载可以进行修改，以对不同的操作压力改变作用于阀构件222上的预加载，而不改变阀套筒214或阀芯216的尺寸。这在不同的动力转向系统中可使用相同的轴承帽32，还能完全地满足制造商的要求。 
形成在控制阀10、210内的排出流孔基本上沿形成流孔的阀芯的全轴向长度延伸。排出流孔之间的流体基本上是圆周向流动，基本上没有轴向流动分量。 
图17-21示出根据本发明的第三实施例的控制阀310。控制阀310类似于控制阀10，并形成一对类似于流体回路88、90的流体回路312、314(见图18)。控制阀10的中间压力区内的流体不工作，不排出到液压马达。这在控制阀310内提供将附加的节流器放置在中间压力区内的机会，而不减小输入到液压马达的压力，也不增加液压转向系统中的背压。这些附加的节流器可包括在上述数学模型中以优化排出流孔面积和关闭速率。 
控制阀310包括一具有一阀套筒318和一阀芯320的外构件316(见图17)。阀套筒318和阀芯320类似于阀套筒56和阀芯58，所以将只详细地讨论其不同之处。 
如图18所示，阀套筒318包括与流体回路312相关的脊面322a、322b、322c和322d，以及与流体回路314相关的脊面324a、324b、324c和324d。脊面322a-d 和324a-d的尺寸和间距类似于阀套筒56的脊面100a-d和102a-d。 
阀芯320包括与流体回路312相关的脊面326a、326b和326c，以及与流体回路314相关的脊面328a、328b和328d。阀芯脊面330a和330b在诸回路之间为共有。脊面326a-c、328a-c和330a-b的尺寸和间距类似于阀芯58的对应的脊面110a-c、112a-c和114a-b。 
图18示出处于偏离对中状态的控制阀310。阀芯320相对于阀套筒318逆时针转动(从附图中观看)。脊面322b和326a形成压力流孔332。脊面322a和326c形成上游排出流孔334，而脊面322c和330b形成下游排出流孔336。逆时针转动关闭流体回路312内的流孔332、334和336以及流体回路314内对应的流孔(未加标号)。应该理解到，顺时针转动可打开这些流孔和关闭以上对于控制阀10所描述的流体回路内的其它压力和排出流孔。控制阀310的阀曲线类似于控制阀10的阀曲线。 
下面将详细讨论流孔334和336特征以及诸流孔之间的的中间压力区，但应该理解到，该讨论也适用于流体回路312其它分支内和流体回路314两个分支内的对应的特征。 
图19示出阀芯320。脊面326c具有对应于控制阀10的控制边缘142的控制边缘338。控制边缘338邻近于阀芯的内端并沿脊面轴向地仅延伸一相对短的距离。这不同于控制边缘142，它基本上延伸脊面的全长。控制边缘338形成脊面326c内的槽339，其圆周向地延伸入脊面内。 
脊面330b具有一对应于控制阀10的控制边缘146的控制边缘340。控制边缘340沿脊面330b轴向地延伸一相对短的距离，并轴向地间距控制边缘338而朝向控制阀的方向盘端。控制边缘340形成脊面330a内的槽341，其圆周向地延伸入脊面内。 
回头参照图18，当控制阀310处于对中状态时，流孔334和336的功能基本上等同于对应的流孔126和128。成对的套筒/芯脊面322a/326c和322c/330b彼此间隔开，而通过流孔334和336的流动沿着脊面的全部轴向长度基本上为圆周向流动。 
当阀芯320转动到所示的偏离对中位置时，芯脊面326c和330b的前导边缘进入到对应套筒脊面322a和322c下面。通过流孔334的流动被重叠脊面限制到通过槽339的圆周向流动，而通过流孔336的流动被重叠脊面限制到通过槽341的圆周向流动(诸脊面之间少有任何的泄漏)。控制边缘338和340构造成使流孔334和 336的流动面积和关闭速率基本上等于控制阀10内对应流孔126和128的流动面积和关闭速率。 
套筒槽342和芯槽344合作而形成一轴向的流道346，其从流孔334延伸到包含诸流孔之间的中间压力区的流孔336。从流孔334排出的圆周向流动被强制沿轴向流过流道346到达流孔336。通过流道346的轴向流动强制返回到通过流孔336的圆周向流动。 
改变流孔334和336之间的流动方向，可在从流孔334排出和进入到流孔336时在中间压力区内产生附加的压降。随着通过排出流孔334和336的压降将连续地发生这些附加的压降，并有助于减小噪音和通过流孔产生气穴的可能性。 
控制阀310还包括位于中间压力区内的附加的轴向流孔348(见图20)，这将在下文中详细描述。通过流孔348的流动产生附加的压降，该压降帮助减小噪音和控制阀310发生气穴的可能性。 
如图19所述，圆周向壁350延伸在芯脊面326c和330b之间。壁350约在控制边缘338和340之间的中间处并阻塞芯槽342。一在壁顶部处敞开的轴向槽352延伸通过壁厚。阀套筒318包括一圆周壁354，其延伸在套筒脊面322a和322c之间并阻塞套筒槽346。可参见图20和21。 
壁354覆盖壁350并覆盖槽352以便形成固定面积的流孔348。壁350、354将中间压力区分成从上游排出流孔334接受流体的上游区域356和使流体流入下游排出流孔336的压力减小的下游区域358。一均衡通道互连两个回路内的下游区域，可设置互连上游区域的一均衡通道。 
通过通道346的流动必须通过流孔348，降低流体压力和由此降低噪音。流孔348的尺寸和形状可从所示的实施例中修改，以获得所要求的压降和速率，而附加的流孔348可设置在通道346内。 
在控制阀310的替代实施例中，流道346可使流体径向地在排出流孔之间流动。例如，可提供具有轴向间隔的入口和排出端的阀芯320内的径向孔，其使流体在排出流孔之间流动。流动必须改变径向方向，而径向方向的改变造成附加的压降。可形成诸孔本身或包括在排出流孔之间也产生压降的节流器。 
所示的控制阀10、210和310形成平行地布置在阀套筒和阀芯之间的一对流体回路，以使流体在控制阀和液压马达之间流动。在本发明的其它实施例中，内和外阀构件可在控制阀内仅形成一单一流体回路。这样的控制阀因为其固有的载荷不平衡对于动力转向应用通常不是首选的，但在其它的应用中也可适用。 
根据本发明的控制阀也可用于齿条和小齿轮的动力转向系统中，或在其它类型的液压系统中控制流入液压部件的流动。 
根据本发明的控制阀较佳地形成为转动控制阀，使内和外阀构件同轴地安装以便围绕一转动轴线作相对转动。根据本发明的控制阀的其它可能的实施例可形成为纵向的控制阀，其中，内和外阀构件同轴地安装以便沿一轴线作相对平移。 
尽管我们已经图示和描述了本发明优选的实施例，但应该理解到这是可以进行修改的，因此，我们不希望将本发明局限于所阐述的具体的细节中，但要求利用这样的改变和替代须落入附后权利要求书的范围之内。 

Claims (23)

1.一用于液压动力转向系统的控制阀，该控制阀控制具有第一和第二流体腔室的流体马达，该控制阀包括：
一外壳；
一外阀构件和一内阀构件，内和外阀构件支承在外壳内，以便沿第一方向从控制阀的中性状态和控制阀的关闭状态作相对运动；
一使流体流入控制阀内的入口通道，以及一使流体流出控制阀外的排出通道；
内和外阀构件布置成形成介于阀构件之间的第一和第二流道，第一和第二流道平行地布置并流体地连接入口通道和排出通道；
控制阀还包括一从第一流道延伸以使流体在第一流道和第一马达腔室之间流动的第一马达通道，以及一从第二流道延伸以使流体在第二流道和第二马达腔室之间流动的第二马达通道；
内和外阀构件合作而形成一压力流孔、一第一排出流孔，以及在第一和第二流道内的第二排出流孔，各流孔响应于内阀构件沿第一方向的运动变化流动面积；
第二流道内的压力流孔位于入口通道和第二马达通道之间，第一和第二排出流孔串联在第一流道内，第一排出流孔位于第一马达通道和排出通道之间，第二排出流孔位于第一排出流孔和排出通道之间；
各个第一和第二排出流孔在控制阀沿第一方向运动之后关闭，在控制阀从中性状态到关闭状态的相同运动时，排出流孔关闭到完全关闭状态；以及
其特征在于，当第一和第二流孔在中性和关闭状态之间时，第二排出流孔具有大于第一排出流孔的流动面积。
2.如权利要求1所述的控制阀，其特征在于，当控制阀从中性位置移动到关闭位置时，在第一排出流孔关闭之前，压力流孔关闭到一完全关闭的状态。
3.如上述权利要求任一项所述的控制阀，其特征在于，当控制阀从中性态移动到关闭状态时，第二排出流孔以一恒定的速率关闭。
4.如上述权利要求1所述的控制阀，其特征在于，
内阀构件沿第一方向从控制阀的中性状态到第一操作状态，并从控制阀的第一操作状态到关闭状态相对地转动；以及
第一排出流孔在控制阀从中性状态移动到第一操作状态时相当快地关闭，并在控制阀从第一操作状态移动到关闭状态时相当慢地关闭。 
5.如权利要求4所述的控制阀，其特征在于，当控制阀从中性状态移动到第一操作状态时，第一排出流孔以恒定的第一速率关闭，并在控制阀从第一操作状态移动到关闭状态时，以恒定的、不同于第一速率的第二速率关闭。
6.如上述权利要求1所述的控制阀，其特征在于，当控制阀从中性状态移动到关闭状态时，第二流道在压力流孔和排出通道之间无阻碍。
7.如上述权利要求1所述的控制阀，其特征在于，安装内和外阀构件，以便围绕一转动轴线作相对转动。
8.如上述权利要求1所述的控制阀，其特征在于，所述流道、所述流孔和所述马达通道代表一流体回路，以及控制阀包括多个平行布置的相同的流体回路，以便流体地连接入口通道和返回通道。
9.如上述权利要求8所述的控制阀，其特征在于，多个流体回路包括第一流体回路和第二流体回路，各个所述第一和第二流体回路的第一和第二排出流孔在它们之间形成这样回路的第一流动路径的一部分；以及
控制阀包括流体地连接所述流动路径部分的一附加流道，由此，流动路径部分内的流体压力彼此相等。
10.如上述权利要求1所述的控制阀，其特征在于，控制阀包括在内阀构件从中性状态移动至关闭状态时在第一和第二排出流孔之间的第一流道内形成节流的结构，由此，通过节流，第二排出流孔处的入口压力从第一排出流孔处的排放压力下降。
11.一用来转动机动车的转向轮子的液压转向系统，该转向系统包括如上述权利要求中任何一项所述的控制阀。
12.一操作车辆动力转向系统中的控制阀的方法，该方法包括以下步骤：
(A)对控制阀的入口通道和内和外阀构件之间供应工作流体；
(B)相对于外阀构件移动内阀构件，该运动代表控制阀从控制阀的中性状态到控制阀的关闭状态的运动；
(C)使流体流过形成在阀构件之间第一和第二流道，第一和第二流道平行地布置，并流体地连接入口通道和排出通道，所述排出通道从控制阀中排出流体；
(D)响应于内阀构件的相对运动，形成第一流道内的一压力流孔；
(E)响应于内阀构件的相对运动，形成第二流道内的第一排出流孔和第二排出流孔，第二排出流孔位于第一排出流孔的下游；
(F)通过一流体地将第一流道连接到液压马达的第一马达通道，使流体流入第一流道，第一马达通道位于压力流孔的下游； 
(G)通过一流体地将第二流道连接到液压马达的第二马达通道，使流体从第二流道流出，第二流道位于第一排出流孔的上游；
(H)当控制阀从中性状态朝向关闭状态移动时，关闭第一和第二排出流孔；以及
(I)其特征在于，当内阀构件从中性状态朝向关闭状态移动时，保持第二排出流孔的流动面积大于第一排出流孔的流动面积。
13.如权利要求12所述的方法，其特征在于，包括如下步骤：
(J)当控制阀处于其关闭状态时，完全地关闭压力流孔和第一排出流孔，其中，当控制阀移至关闭位置时，在第一排出流孔安全地关闭之前，压力流孔关闭到一完全关闭的状态。
14.如权利要求12所述的方法，其特征在于，包括如下步骤：
(J)相对于外阀构件将内阀构件移动到控制阀的第一操作状态，并相对于外阀构件将内阀构件从第一操作状态移动到关闭状态；
(K)当控制阀从中性状态移动到第一操作状态时，相对快地关闭第一排出流孔；以及
(L)当控制阀从第一操作状态移动到关闭状态时，相对慢地关闭第一排出流孔。
15.如权利要求14所述的方法，其特征在于，步骤(K)包括以恒定的第一关闭速率关闭第一排出流孔的步骤，而步骤(L)包括以恒定的第二关闭速率关闭第一排出流孔的步骤。
16.如权利要求14所述的方法，其特征在于，包括如下步骤：
(M)当控制阀从第一操作状态移动到关闭状态时，以对应的恒定的速率关闭各个第一和第二排出流孔。
17.如权利要求16所述的方法，其特征在于，当控制阀从第一操作状态移动到关闭状态时，第二排出流孔的关闭速率为第一排出流孔的关闭速率的三倍。
18.如权利要求14所述的方法，其特征在于，控制阀处于第一操作状态时，压力流孔处于完全关闭的状态。
19.如权利要求12所述的方法，其特征在于，当控制阀从中性状态移动到关闭状态时，第二流道在压力流孔和排出通道之间没有阻碍。
20.如权利要求12所述的方法，其特征在于，步骤(B)包括内阀构件相对于外阀构件围绕一转动轴线相对转动。
21.如权利要求12所述的方法，其特征在于，所述流道、所述流孔以及所述马达 通道代表一流体回路，而控制阀包括多个平行布置的相同的流体回路，其流体地连接入口和排出通道。
22.如权利要求21所述的方法，其特征在于，包括如下步骤：
(J)流体地连接第二流道的部分，所述第二流道的部分在第一和第二排出流孔之间延伸以均衡所述部分内的流体压力。
23.如权利要求12所述的方法，其特征在于，包括如下步骤：
(J)使流体流过一介于第一和第二排出流孔之间的附加的节流器，以便在流体到达第二排出流孔之前，减小从第一排出流孔内排出的流体的压力。 
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