负载节流口可独立控制的节能型液压阀和液压阀控系统

摘要

本发明公开了一种负载节流口可独立控制的节能型液压阀，该液压阀的阀芯（9）安装有位移传感器（14）；所述阀芯（9）中间的两个凸肩（11、12）及两个负载节流口（6、7）之间的结构关系满足如下条件：当通过其中一个凸肩对其中一个负载节流口的开口度进行控制时，另外一个负载节流口处于完全打开状态。该液压阀的两个负载节流口之间不存在相互干扰，可以独立工作，从而可以实现液压阀控系统的节能控制。

说明书

技术领域

本发明涉及流体传动与控制技术领域，尤其涉及一种负载节流口可独立控 制的节能型液压阀以及一种应用该液压阀的节能型液压阀控系统。

背景技术

在传统的液压阀控系统（如液压阀控缸、液压阀控马达）中，液压阀的两 个负载节流口是机械固联的。当对其中一个负载节流口的开口度进行控制时， 另一个负载节流口的开口度也就随之确定，即两个负载节流口的开口度始终是 相同的。负载节流的作用是将进入节流口之前的压力较高的液压油调节成为压 力较低的液压油，以得到满足需求的液压能源。节流口两端的压力差称为压力 损失，这种压力损失通过热量的形式被消耗掉。因此一般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。

以图1所示的液压阀控缸缩回运动为例进行说明。液压能源23为液压阀提 供压力恒定的高压液压油，液压阀控缸的回油回到液压能源23的油箱内。当液 压缸活塞杆21带动其负载22向下运动时，必须为B腔19提供液压油防止其吸 空，并保证A腔18内的液压油能够流回液压能源23的油箱内。

根据力平衡方程ma=F+mg可知，如果期望的缩回加速度a小于重力加速度 g，则期望施加的控制力F应当与活塞杆21的运动方向相反，即控制力的方向 应该向上，该控制力由A腔18、B腔19之间的压差作用在活塞20上产生。

理想的液压阀工作模式是控制负载节流口7的开口度，使A腔18内的液压 油产生一定的节流背压阻力，并同时通过负载节流口6向B腔19内补充一定的 低压液压油，此时负载节流口6需要完全打开，以减小节流阻力使液压油能顺 利的进入B腔19内。这样由于A腔18内的压力高于B腔19内的压力，从而 产生一个与运动方向相反的力，进而实现控制活塞杆21运动速度的目的。可知 此时根本不需要为液压阀提供高压油。

但在实际应用中，受现有液压阀的结构限制，为了能向B腔19补充液压油， 需要控制阀芯9向左运动，使高压油通过负载节流口6进入B腔19，而A腔18 内的液压油则通过负载节流口7流回到液压能源23的油箱内。这种情况下B腔 19内的压力要高于A腔18内的压力，也就是说此时产生的力与活塞杆21的运 动方向相同，因此为了能够达到力的平衡，需要通过控制负载节流口7为A腔 18提供背压阻力，从而达到力的平衡，最终实现活塞杆21的运动控制。

可以看出，在这种运动状态下，现有液压阀的工作模式与前面分析的理想 工作模式完全不一致。一方面需要向液压阀提供高压液压油，保证B腔19不吸 空，另一方面还要通过负载节流口7产生的节流背压来抵消高压液压油产生的 液压力，实现对活塞杆21的运动控制。也就是说在这种情况下液压能源23向 液压阀提供的高压液压油全部以发热的形式被浪费掉。

本例只是现有液阀控系统工作过程中，液压能源浪费的一个非常普遍的例 子。

发明内容

有鉴于此，本发明提供了一种负载节流口可独立进行控制的节能型液压阀， 该液压阀的两个负载节流口之间不存在相互干扰，可以独立工作，从而可以实 现液压阀控系统的节能控制。

为了解决上述技术问题，本发明是这样实现的：

一种负载节流口可独立控制的节能型液压阀，该液压阀的阀芯安装有位移 传感器；所述阀芯中间的两个凸肩及两个负载节流口之间的结构关系满足如下 条件：当通过其中一个凸肩对其中一个负载节流口的开口度进行控制时，另外 一个负载节流口处于完全打开状态。

优选地，液压阀结构为：所述阀芯上设有第一凸肩、第二凸肩、第三凸肩 和第四凸肩；

设第一负载节流口的与供油口的间距为L1，同样，第二负载节流口与供油 口的间距也为L1，供油口的直径为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，第一回 油口与第一负载节流口的间距为L5，同样，第二回油口与第二负载节流口的间 距也为L5，第一回油口和第二回油口的直径为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，同样阀体右内壁 距离第二负载节流口的距离也为L9；

L1≥3×L3；

L4≤2×(L1-L3)+L2；

L7≤L1+L5+L6；

L9≥L5+L6+L7+L8。

本发明还提供了一种负载节流口可独立控制的节能型液压阀控系统，包括 液压阀、用于提供高压液压油的主供油系统、执行机构；所述液压阀采用上述 节能型液压阀，该系统还包括辅助供油系统，该辅助供油系统为液压阀控系统 提供辅助液压油，其压力小于主供油系统的压力；液压能源的主供油系统与节 能型液压阀的供油口相连，辅助供油系统与两个回油口相连。

优选地，所述主供油系统和辅助供油系统各自使用一个液压泵和一个压力 阀；具体为：第一压力阀的入口与第一液压泵的出口相连后接入供油口，第一 压力阀的出口与油箱相连；第二压力阀的入口与第二液压泵的出口相连后接入 第一回油口和第二回油口，第二压力阀的出口与油箱相连。

有益效果：

（1）本发明提出的液压阀，通过阀芯结构的优化，能够实现对液压阀两个 负载节流口的独立控制，当对其中一个节流口的开口方向及开口度进行调节时， 另一个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，从而起到 了节省液压能源的作用。

（2）本发明提出的液压阀，在一些工作状态下，根本不需要向其提供高压 能源，而只需要向其提供维持背压压力的低压能源即可，因此本发明提出的液 压阀控系统，在回油口接辅助供油系统，以维持背压压力，与现有的回油口直 接接主供油系统的液压阀控系统相比，由于辅助供油系统能源消耗小，因此可 以极大地节省液压能源。

附图说明

图1为现有液压阀控缸系统工作原理示意图。

图2为负载口可独立控制的节能型液压阀结构图。

图3为负载口可独立控制的节能型液压阀结构示意图。

图4为L1与L3之间的结构尺寸关系示意图。

图5为L4与L1、L2、L3之间的结构尺寸关系示意图。

图6为L7、L9与L1、L5、L6、L7、L8之间的结构尺寸关系示意图。

图7为状态1下的液压阀芯位臵。

图8为状态2下的液压阀芯位臵。

图9为状态3下的液压阀芯位臵。

图10为状态4下的液压阀芯位臵。

图11为状态5下的液压阀芯位臵。

图12为状态6下的液压阀芯位臵。

1液压阀体，2左控制口，3右控制口，4第一回油口，5第二回油口，6 第一负载节流口，7第二负载节流口，8供油口，9阀芯，10第一凸肩，11第 二凸肩，12第三凸肩，13第四凸肩，14位移传感器，15外壳，16滑动杆， 17液压缸，18A腔，19B腔，20活塞，21活塞杆，22负载，23液压能源， 24第一液压泵，25第二液压泵，26第一压力阀，27第二压力阀，28油箱。

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。

本发明提出的负载节流口可独立控制的液压阀的结构如附图2所示，包括 液压阀体1、阀芯9及位移传感器14。

在液压阀体1上设计有左控制口2和右控制口3，通过向这两个控制口通入 具有一定压力的液压油即可控制阀芯9在阀体1内左右滑动。当左控制口2内 的压力高于右控制口3内的压力时，在压差的作用下阀芯9向右移动，反之阀 芯9则向左移动，当两个控制口内的压力相等时，阀芯9停止运动。

在阀体1上设计有第一负载节流口6和第二负载节流口7、供油口8、第一 回油口4和第二回油口5。其中两个负载节流口6和7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；外部的液压油通过供油口8向 液压阀提供液压能源；液压阀的回油通过两个回油口4和5流回到液压能源的 油箱内。

在阀芯9上分别设计有四个凸肩，分别为第一凸肩10、第二凸肩11、第三 凸肩12和第四凸肩13，当阀芯9在阀体1内移动时，中间两个凸肩11和12与 两个负载节流口6和7以及两个回油口4和5之间会形成一定的遮挡关系。不 同的阀芯位臵会形成不同的遮挡关系，从而使两个负载节流口6和7、两个回油 口4和5、供油口8之间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，其一、阀芯9中间的 两个凸肩11、12及两个负载节流口6、7之间的结构关系满足如下条件：当通 过其中一个凸肩对其中一个负载节流口的开口度进行控制时，另外一个负载节 流口处于完全打开状态。其二，为了确定凸肩与负载节流口的位臵关系，本发 明还需要阀芯9处安装位移传感器14。图2示出了其中一种位移传感器的安装 方式，即阀芯9的一端安装有位移传感器14，位移传感器14的外壳15固定在 液压阀体1上，滑动杆16与阀芯9相连。当阀芯9在阀体内滑动时，会带动滑 动杆16一起运动，从而就能检测出阀芯9在阀体1内的位臵。

基于上述基本思想，本发明进一步提出了一种液压阀体1及阀芯9为左右 对称结构的节能型液压阀，这种对称结构便于液压阀的加工制造，还可以在满 足节能目的的前提下，尽可能减小液压阀的体积。

下面参见图3～图6，对上述对称结构节能型液压阀的四个凸肩与阀体的负 载节流口之间的结构尺寸关系进行描述。为了后续描述方便直观，附图2被简 化为附图3的形式。在附图3中省略了位移传感器14。该节能型液压阀中，部 分关键结构尺寸标记如下：

第一负载节流口6与供油口8的间距标记为L1，同样，第二负载节流口7 与供油口8的间距也为L1，供油口8的直径标记为L2，第一负载节流口6、第 二负载节流口7、第二凸肩11、第三凸肩12的宽度标记为L3，第二凸肩11、 第三凸肩12之间的间距标记为L4，第一回油口4与第一负载节流口6的间距标 记为L5，同样，第二回油口5与第二负载节流口7的间距也为L5，第一回油口 和第二回油口的直径标记为L6，第一凸肩10与第二凸肩11之间的间距标记为 L7，第一凸肩10和第四凸肩13的宽度标记为L8，阀体1左内壁距离第一节流 口6的距离为L9，同样阀体1右内壁距离第二负载节流口7的距离也为L9。

L1～L9之间的尺寸关系如下：

（1）L1≥3×L3；

（2）L4≤2×(L1-L3)+L2；

（3）L7≤L1+L5+L6；

（4）L9≥L5+L6+L7+L8。

对于第（1）条关系，其原理是：

参见图4，当第三凸肩12对第二负载节流口7的开口度进行控制时，阀芯 9在阀体1内的运动范围是从第三凸肩12的右边缘与第二负载节流口7的左边 缘对齐起，至第三凸肩12的左边缘与第二负载节流口7的右边缘对齐，阀芯9 的这段运动距离为3倍的L3。同样当第二凸肩11对第一负载节流口6的开口度 进行控制时，阀芯9的这段运动距离也为3倍的L3。

为保证当一个凸肩对负载节流口的开口度进行控制时，另一个凸肩不会遮 挡供油口8，L1的最小尺寸应为3倍的L3，即L1应不小于3×L3。如附图4 所示，第三凸肩12从第二负载节流口7的左侧开始向右运动，逐渐遮挡第二负 载节流口7，直至第三凸肩12位于第二负载节流口7的右侧，当L1与L3之间 的关系为L1=3×L3时，第二凸肩11刚好没有遮挡住供油口8。

对于第（2）条关系，其原理是：

参见图5，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 载节流口处于完全打开的状态，L4应不大于2×(L1-L3)+L2。如附图5所示， 第三凸肩12从负载节流口的右侧向左运动到左侧，L4与L1、L2及L3的相互 位臵关系为L4=2×(L1-L3)+L2时，第二凸肩11刚好没有遮挡住第一负载节流 口6。

对于第（3）条关系，其原理是：

为保证对凸肩11或12对负载节流口的开口度进行控制时，凸肩13或10 不会遮挡回油口，L7应不大于（L1-L3）+L3+L5+L6=L1+L5+L6。如附图6所 示，第三凸肩12从第二负载节流口7的左侧运动到右侧，L7与L1、L5、L6的 相互位臵关系为L7=L1+L5+L6，此时第一凸肩10刚好没有遮挡住第一回油口4。

对于第（4）条关系，其原理是：

为保证对负载节流口的开口度进行控制时，阀芯9有足够的运动空间，L9 应不小于L5+L6+L7+L8。如附图6所示，第三凸肩12从第二负载节流口7的左 侧运动到右侧，L9正好等于L5+L6+L7+L8，此时第四凸肩13刚好运动到阀体 1的右侧。

可见，上述尺寸关系能够保证，当第二凸肩11对第一负载节流口6的开口 度进行控制时，第二负载节流口7处于完全打开状态，同样当第三凸肩12对第 二负载节流口7的开口度进行控制时，第一负载节流口6处于完全打开状态， 并且各个凸肩不会对供油口8及回油口4和5形成遮挡。

本发明提出的节能型液压阀中，尺寸L2、L3、L5、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。

本发明提出的节能型液压阀的节能工作过程如下：

考虑执行机构的力平衡方程：

F_h=ma+F_x（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，F_x为施加于执行机构的负载力。F_h为期望产生的驱动力，在该驱动力的作用下， 可以使驱动机构产生期望的运动加速度a。根据F_h的正负及执行机构的运动方 向，可以将本发明提出的液压阀的工作过程分成六种状态。

下面以液压阀控制液压缸为例对六种工作状态进行分析。首先将上述节能 型液压阀接成液压阀控系统，该液压阀控系统包括节能型液压阀、用于提供高 压液压油的主供油系统、辅助供油系统以及作为执行机构的液压缸。其中该辅 助供油系统为液压阀控系统提供辅助液压油，其压力小于主供油系统的压力， 以防止执行机构产生吸空。液压能源的主供油系统与节能型液压阀的供油口8 相连，当执行机构需要高压能源时，可以由主供油系统通过供油口8向执行机 构提供高压能源。辅助供油系统与两个回油口4、5相连，当执行机构需要补油 时，可以由该辅助供油系统通过回油口4或5提供液压油，当执行机构不需要 补油而是向外排出液压油时，可以通过回油口4或5及辅助供油系统的压力阀 27将液压油排回到油箱内。

本实施例中，按照图7～图12所示，主供油系统和辅助供油系统使用两个液 压泵，具体来说，主供油系统包括第一液压泵24和第一压力阀26，第一压力阀 26的入口与第一液压泵24的出口相连后接入供油口8，第一压力阀26的出口 与油箱相连。辅助供油系统包括第二液压泵25和第二压力阀27，第二压力阀 27的入口与第二液压泵25的出口相连后接入回油口4和5，第二压力阀27的 出口与油箱相连。在实际中，主供油系统和辅助供油系统的实现可以不限于此。

（1）状态1

假设液压缸17的活塞杆21伸出运动时，F_x+ma与运动方向相同，即负载 力F_x阻碍了活塞杆21以期望的加速度进行伸出，此时需要的驱动力F_h应与活 塞杆21的运动方向相同，以克服其受到的阻力。

在该状态下，通过调节两控制口2、3之间的压力差，使阀芯1移动，直至 第二凸肩11与第一负载节流口6之间形成如附图7所示位臵关系。此时第二凸 肩11从左侧遮挡了第一负载节流口6的部分开口，即第一负载节流口6与供油 口8之间形成了连通关系。在此状态下，第一液压泵24通过供油口8向液压阀 提供高压油，第一压力阀26的作用是调节该供油压力的大小。高压油进入液压 阀后，经过第一负载节流口6进入液压缸17的A腔18。高压油通过第一负载 节流口6后会产生压降，压降的大小取决于第一负载节流口6的开口度。

而B腔19内的液压油则通过第二负载节流口7进入液压阀内，再由第二回 油口5、第二压力阀27流回到油箱28中。此时第二负载节流口7完全没有遮挡， 因此不会产生节流作用，不会造成压力损失。

通过调节第二凸肩11与第一负载节流口6之间的重叠度，即调节第一负载 节流口6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19之间的压差，进而控制施加到活塞20上的驱动力，最终达到控 制活塞杆21伸出加速度的目的。

（2）状态2

假设液压缸活塞杆缩回运动时，F_x+ma与运动方向相反，即在该外力的作 用下，活塞杆缩回过程的加速度将大于期望的加速度。此时需要的驱动力F_h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，通过调节两控制口2、3之间的压力差，使阀芯1移动，直至 第二凸肩11与第一负载节流口6之间形成如附图8所示位臵关系。此时第二凸 肩11从右侧遮挡了第一负载节流口6的部分开口，即第一负载节流口6与第一 回油口4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6流入液压阀内，再由第一回油口4流出。

而同时需要向B腔19提供液压油以防止其吸空，该部分液压油可分为两部 分。一部分由第二液压泵25提供，另一部分则为从回油口4流出的液压油。如 果该液压缸是对称液压缸（即如附图5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19所需要的液压油，此时不需要由第 二液压泵25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A腔18有活塞杆时，由于活塞20在B腔19内的 有效面积大于A腔18内的，因此A腔18内流出的液压油并不足以满足B腔19 所需要的液压油，因此需要第二液压泵25为B腔19提供一部分液压油，反之 当B腔19内有活塞杆时，A腔18内流出的液压油多于B腔19所需要的液压油， 多余部分的液压油流回到油箱内，即此时也不需要第二液压泵25为其提供液压 油。

第二压力阀27的作用是为第二回油口5提供一定的背压压力，该背压压力 可以使液压泵25提供的液压油及从回油口4流出的液压油能顺利的由回油口5 及第二负载节流口7进入B腔19。由于此时第二负载节流口7完全开通，没有 任何节流损失，因此该背压压力可以非常小，一般为0.1Mpa即可，也就是说此 时B腔19内的压力在0.1MPa以内。

通过调节第二凸肩11与第一负载节流口6之间的重叠度，即调节第一负载 节流口6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19之间的压差，进而控制施加到活塞20上的驱动力，最终达到控制活 塞杆21缩回加速度的目的。可以看出，此时根本不需要第一液压泵24为液压 阀提供高压液压油，达到了节省能源的目的。

（3）状态3

假设液压缸活塞杆伸出运动时，F_x+ma与运动方向相反，即在该外力的作 用下，活塞杆的伸出过程的加速度将大于期望的加速度。此时需要的驱动力F_h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，通过调节两控制口2、3之间的压力差，使阀芯1移动，直至 第三凸肩12与第二负载节流口7之间形成如附图9所示位臵关系。此时第三凸 肩12从左侧遮挡了第二负载节流口7的部分开口，即第二负载节流口7与回油 口5之间形成连通关系。在此状态下，B腔19内的液压油经过第二负载节流口 7流入液压阀内，再由第二回油口5流出。

而同时需要向A腔18提供液压油以防止其吸空。同状态2类似，该部分液 压油可分为两部分，一部分由第二液压泵25提供，另一部分则为从第二回油口 5流出的液压油。

通过调节第三凸肩12与第二负载节流口7之间的重叠度，即调节第二负载 节流口7的开口度，即可调节B腔19内液压油的压力，从而可以控制A腔18 和B腔19之间的压差，进而控制施加到活塞20上的驱动力，最终达到控制活 塞杆21伸出加速度的目的。可以看出，此时也不需要第一液压泵24为液压阀 提供高压液压油，达到了节省能源的目的。

（4）状态4

假设液压缸活塞杆缩回运动时，液压缸活塞杆的受力F_x+ma与运动方向相 反，即外力阻碍了活塞杆以期望的加速度进行缩回，此时需要的驱动力F_h应与 活塞杆的运动方向相同，以克服其受到的阻力。

在该状态下，通过调节两控制口2、3之间的压力差，使阀芯1移动，直至 第三凸肩12与第二负载节流口7之间形成如附图10所示位臵关系。此时第三 凸肩12从右侧遮挡了第二负载节流口7的部分开口，即第一负载节流口6与供 油口8之间形成了连通关系。在此状态下，液压泵24通过供油口8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7进入液压缸17的B腔 19。高压油通过第二负载节流口7后会产生压降，压降的大小取决于第二负载 节流口7的开口度。

而A腔18内的液压油则通过第一负载节流口6进入液压阀内，再由回油口 4、压力阀27流回到油箱28中。此时第一负载节流口6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12与第二负载节流口7之间的重叠度，即调节第二负载 节流口7的开口度，即可控制流入B腔19内的液压油的压力，从而可以控制A 腔18和B腔19之间的压差，进而控制施加到活塞20上的驱动力，最终达到控 制活塞杆21缩回加速度的目的。

（5）状态5

假设活塞杆运动到期望的位臵后停止运动，并且活塞杆21受到使其向内缩 回的力。此时需要对活塞杆21的位臵进行微调，以使其保持在当前的期望位臵。

在该状态下，通过调节控制口2、3之间的压力差，使阀芯1移动，直至第 二凸肩11与第一负载节流口6之间形成如附图11所示位臵关系。此时第二凸 肩11完全遮挡了第一负载节流口6。在此状态下，理论上A腔18内的液压油 完全被封住，无法流动，因此活塞杆不会在外力的作用下向内缩回，但是一般 受加工精度的影响，第一负载节流口6与第二凸肩11之间可能存在间隙，因此 A腔18内的液压油可能在外力的作用下慢慢由第一负载节流口6向外泄漏，导 致活塞杆21偏离期望的位臵。

当发生上述情况时，可以控制阀芯向左微动，使液压泵24提供的高压油由 供油口8及第一负载节流口6进入A腔18内，从而使活塞杆21重新回到期望 位臵，然后在重新控制阀芯使负载节流口全部关闭。

（6）状态6

假设活塞杆运动到期望的位臵后停止运动，并且活塞杆21受到使其向外伸 出的力。此时同样需要对活塞杆21的位臵进行微调，以使其保持在当前的期望 位臵。

在该状态下，通过调节控制口2、3之间的压力差，使阀芯1移动，直至第 三凸肩12与第二负载节流口7之间形成如附图12所示位臵关系。此时第三凸 肩12完全遮挡了第二负载节流口7。在此状态下，理论上B腔19内的液压油完 全被封住，无法流动，因此活塞杆不会在外力的作用下向外伸出，但是一般受 加工精度的影响，第二负载节流口7与第三凸肩12之间可能存在间隙，因此B 腔19内的液压油可能在外力的作用下慢慢由第二负载节流口7向外泄漏，导致 活塞杆21偏离期望的位臵。

当发生上述情况时，可以控制阀芯向右微动，使液压泵24提供的高压油由 供油口8及第二负载节流口7进入B腔19内，从而使活塞杆21重新回到期望 位臵，然后在重新控制阀芯使负载节流口全部关闭。

从上面的6种工作状态分析可以看出，利用本发明提出的液压阀，在一些 工作状态下，根本不需要向其提供高压能源，而只需要向其提供维持背压压力 的低压能源即可，与现有的液压阀控系统相比，可以极大地节省液压能源。

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6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。