集成式伺服作動(dòng)器壓力損失特性及其影響因素*

訚耀保，張小偉，陸 暢，徐 揚(yáng)，肖 強(qiáng)

(1.同濟(jì)大學(xué) 機(jī)械與能源工程學(xué)院·上?！?00092；2.中國(guó)航發(fā)長(zhǎng)春控制科技有限公司·長(zhǎng)春·130012)

0 引 言

航空作動(dòng)器伺服控制系統(tǒng)由于組成復(fù)雜、所面臨的工況多變，以及所處的工作環(huán)境惡劣，其伺服控制系統(tǒng)出現(xiàn)故障的概率較大。為提高伺服作動(dòng)器在故障發(fā)生時(shí)的生存能力和安全可控性，通常需采用一種具備能源切換功能的集成式伺服作動(dòng)器，并在主驅(qū)動(dòng)油源基礎(chǔ)上增加備份驅(qū)動(dòng)油源，在液壓系統(tǒng)中增設(shè)主備份伺服閥、選擇電磁閥、選擇活門(mén)切換組件及連接閥體。主備份伺服閥分別控制主備份油源，選擇電磁閥控制選擇活門(mén)閥芯的位置以實(shí)現(xiàn)能源切換。選擇活門(mén)作為一種進(jìn)行工況切換、故障備份和冗余控制的重要元件，常被應(yīng)用于航空發(fā)動(dòng)機(jī)的葉片和推力矢量噴管的伺服控制系統(tǒng)。由于選擇活門(mén)組件及連接閥體的存在，液壓回路中閥體內(nèi)部流道與腔室的分布異常復(fù)雜，如存在彎管、直/斜角折管、T型管、沉割槽、刀尖角，以及選擇活門(mén)閥芯、閥套各節(jié)流腔等不規(guī)則和突變結(jié)構(gòu)。加劇選擇活門(mén)組件閥體內(nèi)部流體的紊亂程度，流體與壁面的沖擊頻率和強(qiáng)度增大，回路壓力損失增加，系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)負(fù)載能力下降，作動(dòng)器活塞運(yùn)動(dòng)的速度和控制精度下降。文獻(xiàn)[8]基于采用增材制造方式制造的液壓閥塊流道的過(guò)渡區(qū)的加工曲線(xiàn)開(kāi)展了研究。經(jīng)研究發(fā)現(xiàn)，大圓弧和B樣條曲線(xiàn)過(guò)渡流道均能夠顯著改善流體的流動(dòng)特性。Lisowski研究了用邏輯閥替代方向閥、先導(dǎo)閥的流道壓力的損失情況。仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，改進(jìn)后的液壓系統(tǒng)的管路壓力損失大幅降低。目前，國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)液壓系統(tǒng)壓力損失的研究集中于多路閥、插裝閥、定制閥體和液壓系統(tǒng)管路，研究了流道曲線(xiàn)形狀、結(jié)構(gòu)尺寸、元件組成和加工工藝對(duì)液壓系統(tǒng)壓力損失程度的影響，而針對(duì)壓力損失對(duì)后續(xù)執(zhí)行機(jī)構(gòu)行程范圍、運(yùn)動(dòng)速度的影響的研究，尚待深入，本文將針對(duì)此問(wèn)題展開(kāi)研究。

本文分析了集成式伺服作動(dòng)器的能源切換原理，研究了壓力損失特性，以及不同負(fù)載力、伺服閥閥芯開(kāi)度對(duì)選擇活門(mén)壓力損失與作動(dòng)器活塞運(yùn)動(dòng)速度的影響。

1 集成式伺服作動(dòng)器能源切換原理

1.1 集成式伺服作動(dòng)器功能原理

圖1所示為本文研究的集成式伺服作動(dòng)器控制系統(tǒng)，其由主伺服閥1、備份伺服閥2、選擇電磁閥、作動(dòng)器、選擇活門(mén)、LVDT傳感器、電插座和管接頭等組成。作動(dòng)器可由主伺服閥1控制的主油源和備份伺服閥2控制的備份油源單獨(dú)驅(qū)動(dòng)，主伺服閥1和備份伺服閥2分別由主控電信號(hào)和備份電信號(hào)控制，選擇電信號(hào)控制選擇電磁閥，選擇電磁閥控制油路決定選擇活門(mén)閥芯的位置和狀態(tài)，選擇活門(mén)閥芯的位置切換決定主伺服閥1控制主油源和備份伺服閥2控制備份油源的能源切換。

圖1 集成式伺服作動(dòng)器功能原理圖Fig.1 Functional schematic diagram of integrated servo actuator

1.2 主備份油源切換過(guò)程

主備份油源的切換主要依賴(lài)于選擇活門(mén)組件，選擇活門(mén)組件由閥芯、閥套和閥體組成。閥芯、閥套和閥體構(gòu)成了多個(gè)獨(dú)立腔室，各腔室分別與主伺服閥1、備份伺服閥2的A/B控制口和作動(dòng)器左右腔保持連通，選擇活門(mén)閥芯位置決定了主備份伺服閥A/B控制口與作動(dòng)器左右腔連通的狀態(tài)。主伺服閥1和備份伺服閥2控制油源的切換由選擇電磁閥控制，選擇電磁閥控制選擇活門(mén)左腔油液壓力狀態(tài)。如圖2(a)所示，當(dāng)選擇電磁閥關(guān)閉時(shí)，選擇活門(mén)左側(cè)油液壓力為回油狀態(tài)。選擇活門(mén)閥芯在右側(cè)回復(fù)彈簧作用下，閥芯向左運(yùn)動(dòng)并處于左位。主伺服閥1-A口與1-B口通過(guò)選擇活門(mén)閥芯閥套腔與作動(dòng)器左腔入口和右腔入口連通，伺服閥1控制油液控制作動(dòng)器左腔和右腔的油液壓力，驅(qū)動(dòng)活塞運(yùn)動(dòng)。如圖2(b)所示，當(dāng)選擇電磁閥開(kāi)啟時(shí)，選擇活門(mén)左側(cè)油液與油源連通，選擇活門(mén)左腔油液處于高壓狀態(tài)，選擇活門(mén)閥芯在左側(cè)高壓油推動(dòng)下，閥芯處于右位。備份伺服閥2-A口與2-B口通過(guò)選擇活門(mén)閥芯閥套腔與作動(dòng)器左腔入口和右腔入口連通，伺服閥2控制油路控制作動(dòng)器左腔和右腔油液壓力，驅(qū)動(dòng)活塞運(yùn)動(dòng)。綜合以上分析，選擇活門(mén)組件是主備份伺服閥控油源切換的關(guān)鍵元件，其流道組成復(fù)雜度、壓力損失特性將在很大程度上影響作動(dòng)器的運(yùn)動(dòng)特性。

(a)主伺服閥1導(dǎo)通時(shí)

2 選擇活門(mén)壓力損失仿真與理論分析

2.1 流道結(jié)構(gòu)

如圖3(a)所示，提取了某型選擇活門(mén)裝置整體流道，流道組成包括伺服閥A/B口輸出連接管道、選擇活門(mén)閥芯閥套節(jié)流腔、選擇活門(mén)與作動(dòng)器連接管道，以及作動(dòng)器左右腔。由于作動(dòng)器左右腔油液不連通，油液狀態(tài)不連續(xù)，故將整體流道劃分為無(wú)桿側(cè)流道和有桿側(cè)流道，各側(cè)流量與活塞左右側(cè)面積呈比例關(guān)系。

根據(jù)流道結(jié)構(gòu)特征和壓力損失類(lèi)型，可將無(wú)桿側(cè)流道和有桿側(cè)流道分為6個(gè)部位。如圖3(b)所示，以無(wú)桿側(cè)流道為例，部位1為伺服閥A/B口至選擇活門(mén)切換液壓裝置管道，為沿程損失；部位2為伺服閥輸出管道至選擇活門(mén)閥體腔斜管，為局部損失；部位3、部位4為選擇活門(mén)裝置閥芯閥套進(jìn)出口節(jié)流腔，為節(jié)流損失；部位5為選擇活門(mén)切換裝置至作動(dòng)器無(wú)桿腔直角折管，為局部損失；部位6為切換裝置至作動(dòng)器無(wú)桿腔T型三通管，為局部損失。

(a)選擇活門(mén)整體流道

2.2 壓力損失CFD仿真模型設(shè)置

針對(duì)集成式伺服作動(dòng)器系統(tǒng)選擇活門(mén)切換裝置中復(fù)雜管路的壓力損失，采用Fluent仿真輔助理論，探究了復(fù)雜管路中各結(jié)構(gòu)處的壓力損失情況，理清了壓力損失規(guī)律特性和主次要因素。經(jīng)過(guò)核算，油路中的油液呈紊流狀態(tài)，選取k-ε模型(k-epsilon(2eqn)Standard)湍流計(jì)算模型，采用SIMPLE算法，選取迭代次數(shù)為2000次。以RP3燃油作為傳動(dòng)介質(zhì)，其密度為800kg/m，動(dòng)力黏度為0.0012(P·S)。入口邊界條件為流量入口，出口邊界條件為壓力出口。

針對(duì)網(wǎng)格劃分，利用ICEM劃分工具，采用局部加密方式，對(duì)比全局網(wǎng)格尺寸分別為1.5mm、1.2mm、1mm、0.9mm、0.8mm的5組數(shù)據(jù)，以驗(yàn)證網(wǎng)格的獨(dú)立性，各組加密區(qū)域尺寸均呈比例。如圖4所示，組別3的計(jì)算網(wǎng)格精度和計(jì)算速度合適，全局網(wǎng)格最大尺寸為1mm，加密區(qū)1的最大尺寸為0.8mm，加密區(qū)2的最大尺寸為0.6mm，網(wǎng)格數(shù)量為214萬(wàn)，接近90%的網(wǎng)格質(zhì)量超過(guò)了0.8。

(a)網(wǎng)格劃分

2.3 壓力損失理論結(jié)果與仿真結(jié)果對(duì)比

將選擇活門(mén)流道各部位的壓力損失仿真值與理論值進(jìn)行了比對(duì)，對(duì)比分析了不同壓力出口下的仿真值和理論值差異。圖5顯示了作動(dòng)器無(wú)桿側(cè)流道入口流量為20L/min、出口壓力為10MPa時(shí)各部位的壓力損失分布。由圖5可知，流道各部位的壓力損失大小不一，損失原因各異。為探究選擇活門(mén)壓力損失規(guī)律和成因分布，分析了不同出口壓力、入口流量下各部位壓力損失的占比情況。

圖5 作動(dòng)器無(wú)桿側(cè)流道的壓力分布(入口流量為20(L/min)，出口壓力為10MPa)Fig.5 Pressure distribution of the flow channel on the rodless side of the actuator (the inlet flow is 20(L/min),the outlet pressure is 10MPa)

2.3.1 不同出口壓力

據(jù)上可知，部位1的壓力損失類(lèi)型為伺服閥A/B口至選擇活門(mén)切換液壓裝置管道的沿程損失。如表1所示，F(xiàn)luent仿真結(jié)果表明，其平均值為0.048MPa。

表1 作動(dòng)器無(wú)桿側(cè)出口壓力不同時(shí)各部位壓力損失分布(MPa)Tab.1 The pressure loss distribution at each structure under different outlet pressures(MPa)

其沿程損失的理論推導(dǎo)過(guò)程如下。在流量為20(L/min)時(shí)，雷諾數(shù)為

(1)

式中，

R

為雷諾數(shù)，

V

為油液運(yùn)動(dòng)的平均速度，

D

為管道水力直徑，

ν

為油液運(yùn)動(dòng)黏度，

q

為管道流經(jīng)流量。沿程阻力系數(shù)

λ

為

(2)

(3)

式中，Δ

P

為部位1的壓力損失，

ρ

為油液密度，

g

為重力加速度，

h

為壓頭損失，

l

為管道長(zhǎng)度。

將部位1的理論計(jì)算值與仿真結(jié)果進(jìn)行比較，發(fā)現(xiàn)二者非常接近，誤差僅為7.6%。

部位3、部位4為選擇活門(mén)切換裝置閥芯閥套進(jìn)出口節(jié)流損失。Fluent仿真的平均值為0.32MPa，其理論計(jì)算過(guò)程如下

(4)

式中，Δ

P

為部位3的壓力損失，

C

為薄壁孔的流量系數(shù)，

A

為選擇活門(mén)閥芯閥套節(jié)流口的總面積。

將部位3、部位4的閥芯閥套節(jié)流損失理論數(shù)值與仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，對(duì)比結(jié)果顯示誤差僅為1.5%。

部位1的沿程損失、部位3/部位4節(jié)流損失的理論計(jì)算與仿真結(jié)果對(duì)比分析，證實(shí)了Fluent仿真結(jié)果具有很高的可信性。理論計(jì)算與仿真結(jié)果同時(shí)表明，流道各部位的壓力損失數(shù)值與出口壓力無(wú)關(guān)。

2.3.2 不同入口流量

由圖6可知，各部位壓力損失的占比幾乎恒定。作動(dòng)器無(wú)桿側(cè)的沿程損失占比為3%，節(jié)流損失占比為33%，局部損失占比為64%。作動(dòng)器有桿側(cè)的沿程損失占比為3%，節(jié)流損失占比為24%，局部損失占比為73%。由此可以得出結(jié)論，選擇活門(mén)切換裝置整體流道壓力損失最為嚴(yán)重的部位是流道結(jié)構(gòu)突變處(直角折管、T型三通管、斜管)的局部損失，其次是選擇活門(mén)閥芯閥套腔處的節(jié)流損失，而沿程損失可忽略不計(jì)。

(a)作動(dòng)器無(wú)桿側(cè)

2.4 壓力損失仿真結(jié)果數(shù)據(jù)擬合

本文設(shè)置了多組入口流量和出口壓力以組合仿真案例。理論和仿真結(jié)果表明，流道中的油液呈紊流狀態(tài)。在活門(mén)裝置壓力損失中，局部損失和節(jié)流損失占比最大，沿程損失可忽略不計(jì)，壓力損失與流量的平方基本呈正比關(guān)系。如圖7所示，根據(jù)仿真數(shù)據(jù)，可從理論上進(jìn)行擬合，得到作動(dòng)器完成伸出運(yùn)動(dòng)及收縮運(yùn)動(dòng)時(shí)集成式伺服作動(dòng)器無(wú)桿側(cè)與有桿側(cè)壓力損失的經(jīng)驗(yàn)系數(shù)。

圖7 作動(dòng)器各工況下壓力損失與流入流量的關(guān)系Fig.7 The relationship between pressure loss and inflow flow under various operating conditions of the actuator

(5)

式中，Δ

P

為作動(dòng)器完成伸出運(yùn)動(dòng)時(shí)無(wú)桿側(cè)的壓力損失，Δ

P

為作動(dòng)器完成伸出運(yùn)動(dòng)時(shí)有桿側(cè)的壓力損失，Δ

P

′為作動(dòng)器完成收縮運(yùn)動(dòng)時(shí)無(wú)桿側(cè)的壓力損失，Δ

P

′為作動(dòng)器完成收縮運(yùn)動(dòng)時(shí)有桿側(cè)的壓力損失，

k

、

k

、

k

′、

k

′為各壓力損失與流量平方的系數(shù)，單位為Pa/(m·s)。

3 選擇活門(mén)壓力損失對(duì)作動(dòng)器活塞速度的影響

3.1 常規(guī)伺服作動(dòng)器系統(tǒng)

相對(duì)于本文研究的集成式伺服作動(dòng)器系統(tǒng)而言，常規(guī)伺服作動(dòng)器系統(tǒng)液壓回路的組成元件少，流道相對(duì)規(guī)則，液壓回路如圖8所示。其可作為研究選擇活門(mén)壓力損失對(duì)作動(dòng)器活塞運(yùn)動(dòng)速度影響的對(duì)照組，用于對(duì)比分析選擇活門(mén)裝置的壓力損失對(duì)作動(dòng)器活塞運(yùn)動(dòng)速度影響的趨勢(shì)和程度。

圖8 常規(guī)伺服作動(dòng)器系統(tǒng)在完成伸出運(yùn)動(dòng)時(shí)的液壓回路Fig.8 The extension hydraulic circuit of conventional servo actuator system

作動(dòng)器活塞在平穩(wěn)運(yùn)動(dòng)時(shí)的受力平衡方程為

P

A

-

P

A

-

f

-

F

=0

(6)

式中，

P

與

P

為伺服作動(dòng)器做伸出運(yùn)動(dòng)時(shí)左腔、右腔的壓力，

A

與

A

分別為作動(dòng)器左右側(cè)面積，

f

為活塞摩擦力，活塞負(fù)載力

F

以向左為正方向，即以壓負(fù)載為正方向，如下分析均以壓負(fù)載為正方向。

作動(dòng)器左右腔進(jìn)出油節(jié)流方程為

(7)

式中，

Q

為流入作動(dòng)器左腔的流量，

Q

為流出作動(dòng)器右腔的流量，

C

為流量系數(shù)，

P

為油源壓力，

P

為油箱壓力，

d

為伺服閥閥芯直徑，

x

為閥芯開(kāi)度。

作動(dòng)器左右腔的油液連續(xù)性方程為

(8)

式中，

v

為活塞運(yùn)動(dòng)的速度，

C

為活塞的外泄漏系數(shù)，

C

為活塞的內(nèi)泄漏系數(shù)，

V

為作動(dòng)器左腔的容積，

β

為油液體積彈性模量，

V

為作動(dòng)器右腔的容積。在理想條件下，伺服閥為絕對(duì)零開(kāi)口，可忽略活塞的內(nèi)泄漏、外泄漏，以及油液壓縮性。由此，可得在完成伸出運(yùn)動(dòng)時(shí)，作動(dòng)器左右腔壓力

P

、

P

、流量

Q

、作動(dòng)器活塞的穩(wěn)定運(yùn)動(dòng)速度

v

分別為

(9)

(10)

(11)

(12)

(13)

同理，可得單伺服閥作動(dòng)器系統(tǒng)在完成收縮運(yùn)動(dòng)時(shí)的左腔壓力

P

′、流量

Q

′分別為

(14)

(15)

3.2 集成式伺服作動(dòng)器系統(tǒng)

本文所研究的集成式伺服作動(dòng)器系統(tǒng)在液壓回路中的特殊之處在于主伺服閥1、備份伺服閥2可由選擇活門(mén)裝置進(jìn)行切換。選擇活門(mén)裝置由閥芯、閥套和閥體、回復(fù)彈簧組成，流道結(jié)構(gòu)和各腔室異常復(fù)雜，液壓回路內(nèi)部壓力損失嚴(yán)重，其液壓回路如圖9所示。

圖9 集成式伺服作動(dòng)器系統(tǒng)在完成伸出運(yùn)動(dòng)時(shí)的液壓回路Fig.9 The extension hydraulic circuit of integrated servo actuator system

選擇活門(mén)組件的壓力損失存在于伺服閥A/B出口至作動(dòng)器左右腔室之間。以作動(dòng)器的伸出運(yùn)動(dòng)為例，作動(dòng)器左右側(cè)的壓力損失為

(16)

(17)

式中，

k

為作動(dòng)器完成伸出運(yùn)動(dòng)時(shí)左腔壓力損失流量平方系數(shù)，

k

為作動(dòng)器完成伸出運(yùn)動(dòng)時(shí)右腔壓力損失流量平方系數(shù)。

聯(lián)立式(6)、式(7)、式(8)、式(16)、式(17)可得考慮選擇活門(mén)壓力損失的航空作動(dòng)器完成伸出運(yùn)動(dòng)時(shí)左右腔壓力、流量和活塞運(yùn)動(dòng)速度為

(18)

(19)

(20)

(21)

(22)

同理，可得集成式伺服作動(dòng)器系統(tǒng)完成收縮運(yùn)動(dòng)時(shí)左腔的壓力、流量分別為

(23)

(24)

(25)

3.3 對(duì)比分析壓力損失對(duì)活塞運(yùn)動(dòng)速度的影響

將上述考慮選擇活門(mén)壓力損失的集成式伺服作動(dòng)器系統(tǒng)與常規(guī)伺服作動(dòng)器系統(tǒng)的活塞運(yùn)動(dòng)速度理論模型進(jìn)行對(duì)比，并探究不同負(fù)載的作用，以及閥芯開(kāi)度的影響趨勢(shì)和程度。

3.3.1 不同負(fù)載作用

(a)伸出運(yùn)動(dòng)

由圖10可知，以壓負(fù)載力為正方向時(shí)，正方向負(fù)載力為伸出運(yùn)動(dòng)阻力、收縮運(yùn)動(dòng)推力。負(fù)載力越大，伸出運(yùn)動(dòng)速度越慢，收縮運(yùn)動(dòng)速度越快。選擇活門(mén)裝置處的壓力損失致使集成式伺服作動(dòng)器系統(tǒng)的活塞運(yùn)動(dòng)速度小于常規(guī)伺服作動(dòng)器系統(tǒng)。當(dāng)伺服閥的閥芯開(kāi)度為0.1mm時(shí)，伸出運(yùn)動(dòng)時(shí)的活塞運(yùn)動(dòng)速度降低了4.9%，收縮運(yùn)動(dòng)時(shí)的活塞運(yùn)動(dòng)速度降低了5.2%。由于常規(guī)伺服作動(dòng)器系統(tǒng)與集成式伺服作動(dòng)器系統(tǒng)的活塞受力關(guān)系一致，活塞速度與負(fù)載力的關(guān)系恒定，選擇活門(mén)壓力損失使活塞速度呈比例下降，活塞速度下降百分比恒定而不隨負(fù)載力變化，活塞速度下降百分比僅與作動(dòng)器的結(jié)構(gòu)參數(shù)有關(guān)。

3.3.2 不同伺服閥閥芯開(kāi)度

伺服閥閥芯開(kāi)度將直接影響伺服閥的節(jié)流面積，影響進(jìn)入作動(dòng)器左右腔的流量和壓力，進(jìn)而影響作動(dòng)器的運(yùn)動(dòng)速度。由圖11可知，當(dāng)閥芯開(kāi)度在0.085mm～0.115mm變化時(shí)，選擇活門(mén)裝置的壓力損失使伸出運(yùn)動(dòng)的速度下降范圍為3.6%～6.4%，收縮運(yùn)動(dòng)速度的下降范圍為3.9%～6.7%。閥芯開(kāi)度越大，流經(jīng)流量越大，流體與流道的撞擊強(qiáng)度和頻率增加，選擇活門(mén)壓力損失更為嚴(yán)重，活塞速度下降百分比更大。

(a)伸出運(yùn)動(dòng)

4 結(jié) 論

本文研究了集成式伺服作動(dòng)器系統(tǒng)中主備份能源選擇的切換原理、選擇活門(mén)裝置引入的壓力損失特性及壓力損失對(duì)作動(dòng)器活塞運(yùn)動(dòng)速度的影響，得出的主要結(jié)論如下：

(1)主備份能源切換的關(guān)鍵在于選擇活門(mén)裝置，主備份伺服閥A/B控制端口均與選擇活門(mén)閥體形成的各獨(dú)立腔室保持連通。選擇電磁閥控制選擇活門(mén)閥芯處于左位或右位，閥芯左右位的切換可改變閥體各腔室與作動(dòng)器左右腔的連通情況，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)主備份能源的切換；

(2)通過(guò)數(shù)學(xué)模型理論分析和CFD仿真結(jié)果比對(duì)，驗(yàn)證了CFD仿真結(jié)果的可信性。研究發(fā)現(xiàn)，某型選擇活門(mén)裝置中的結(jié)構(gòu)突變處(直角折管、T型三通管、斜管)的局部壓力損失占比最大，其次是選擇活門(mén)閥芯閥套腔處的節(jié)流損失，而沿程損失可忽略不計(jì)。據(jù)此可知，選擇活門(mén)組件的壓力損失大小與流入流量的平方呈正比，與出口壓力無(wú)關(guān)。通過(guò)數(shù)據(jù)擬合，可得出活塞伸出運(yùn)動(dòng)、收縮運(yùn)動(dòng)時(shí)選擇活門(mén)的壓力損失與入口流量平方的關(guān)系系數(shù)；

(3)建立了集成式伺服作動(dòng)器系統(tǒng)和常規(guī)伺服作動(dòng)器系統(tǒng)的流量、壓力和活塞動(dòng)力學(xué)模型理論模型。某型選擇活門(mén)裝置的壓力損失使集成式伺服作動(dòng)器系統(tǒng)伸出運(yùn)動(dòng)的速度下降了4.9%，收縮運(yùn)動(dòng)速度下降了5.2%。由于活塞速度與負(fù)載力的關(guān)系恒定，選擇活門(mén)壓力損失使活塞速度呈比例下降，速度下降百分比與負(fù)載力無(wú)關(guān)；閥芯開(kāi)度越大，流經(jīng)流量越大，流體與流道撞擊強(qiáng)度和頻率增加，選擇活門(mén)的壓力損失更為嚴(yán)重，速度下降百分比更大。