减压阀的设计

1、减压阀的设计4.2 减压阀的设计步骤主要结构尺寸的初步确定7(1)减压阀的进出口直径 D0 (单位为m )D 04q s =nVs 1=0. 042m (2-9) 3.14? 64?式子中：qs-阀的公称流量；Vs- 进出油口处油液的许用流速，一般取Vs=6m/s 。所以，取进出口直径D0=48mm(2)主阀芯大直径 D及中间小直径D1。适当增大主阀芯大直径D ,可以提高阀的灵敏度，降低压力超调量；可以提高开启压力，保证阀的压力稳定。不过，D 值过大时将会使阀的结构尺寸和阀芯质量加大、主阀上腔容积增加，导致动态过渡时间延长。从强度考虑：D1D/2 (cm) 4流量Q以公称流量Qq代入，环形通道

2、中油液流速 V 6m/s,取d1=D/2,则：通过 主阀芯与阀体间环形通道的流量公式为：Q =汽？ D 2-D12V，上式中()? D ?16. 67Qq 0.式子中：Qq 公称流量(L/min ),根据已知条件 Qq=500L/min,计算得出：D 49.19mm。所以，取D=50m，m D1=25mm( 3)尼小孔直径d0 及长度 L0, 设计时一般根据经验选取：d0=(0.08 0.12) X 10-2 , L0= (719) X d0 (2-50) d0 与 L0 的确定是十分重要的：如果d0 太大或 L0 太短，则起不到阻尼作用，这不仅影响到出口压力的稳定性，而且还会使通过导阀的外泄

3、漏量增大；反之，如果d0 太小或者L0 太长，则会影响减压阀的动态性能，例如会使出口压力超调量加大。所以，取d0=1.2mm , L0=23mm( 4)主阀阀口最大开口量Smax 。为使阀口的最大开口量 Smax时，油液流经阀口不产生扩散损失，应使开口汽2面积式DS max不大于主阀芯与主阀体间环形截面面积汽4 D 2-D 12 , 即 ()nDS max & n(4 D 2 -D12 (2-51)上式中，取 D1=D/2, WJ Smaxc 0.187D=0.187 x 50=9.35mm所以，取Smax=10mm。( 5)阀体的槽宽腔B1 和 B2。槽宽腔B1和B2可以根据结构的布置确定(

4、 6)主阀芯与先导阀盖的间距L2L2Smax (cm )(2-52 ) 式中 Smax 主阀阀口最大开口量(cm )。( 7)先导锥阀角2?的选定。适当减小先导阀锥角2?，除了可以减小先导阀的液动力刚度、提高先导阀的稳定性外，还可以增大阀芯与阀座接触的支反力R ，提高密封性能，以免在外界油压发生变化时，由于密封性能不良，导致先导阀振动，如图所示。但是先导阀锥角 2? 也不易取得过小。因为锥角过小，一方面影响阀的溢流性能，另一方面导致支反力R 过大。一般取2?=40，较新的减压阀可以取2?=24。主阀弹簧的设计主阀弹簧的作用是在主阀芯上升时作为复位力，并且主阀弹簧刚度较小，因此又称为弱性弹簧。减

5、小主阀弹簧的刚度K1,有利于提高减压阀的压力稳定性，但是， K1值过小会使减压阀动态过渡时间延长，降低阀的动态性能。所以，合理的选择主阀弹簧的刚度K1很是重要。根据已有的性能良好的减压阀资料统计3 ，主阀弹簧的预压紧力Pt 可以按照以下范围来选取：对于工作压力为2131.5Mpa的减压阀，额定流量小于250L/min时，主阀弹簧的预压紧力 Pt=19.645N ;额定流量q=250L/min500L/min 时，主阀弹簧的预压紧力Pt=58.878.4N ;额定流量q1000L/min时，主阀弹簧预压紧力 Pt=196294N。主阀弹簧的预压缩量 Y推荐按下列计算公式计算得：Y=(25) X

6、S (9 -53)式中的系数，在大流量时取最大值，反之取小值。S 主阀开口量(cm )。 所以，取 Y=20mm。减压阀经过阻尼孔后的压力损失经验为：23bar (即0.20.3Mpa ) 根据计算公式得：Pmin ?n？ r 2=K 1 ? Y2 P max ? %? r =K 1 ?S max +Y ) (9-54)式子中，Pmin=0.2Mpa， Pmax=0.3Mpa， r 阀芯低面槽的半径(cm )， Y 主阀弹簧的预压缩量(cm)， Smax 阀口最大开口量(cm )。计算得出:k1=3140N/m。在主阀弹簧的刚度K1 和预压缩量Y 选定之后，计算出主阀弹簧的预压紧力Pt ，有公

7、式 K1=Pt/Y 得， Pt=62.8N 。Pt在额定流量q=250L/min500L/min时，主阀弹簧的预压紧力Pt=58.878.4N范围内，所以符合要求。现在已知条件：主阀弹簧的最大载荷F=K1X ( Smax+Y =3140 x(0.01+0.02)=94.2N,变量入为30mm,计算出弹簧的主要尺寸。根据工作要求确定弹簧的结构、材料和许用应力，要求中需滑阀动作灵敏、可靠；所以这种弹簧材料为碳素弹簧应该列为第I组类) 首先初选弹簧的直径为d=2mm，)选择弹簧的指数C ，有表 12-62 李振清，彭荣济，崔国泰合编，机械零件，北京工业学院出版社.1987 , C=10这里也考虑到了

8、外径为 20mm左右。)计算弹簧丝的直径，有公式得：曲度系数K =4C -10. 6154? 10-10. 615+=+ =1.145 (12-3) 4C -4C 4? 10-410有表12-12查得，弹簧材料在d=2mnW,碳素弹簧钢丝的拉伸强度极限b B=2000Mpa 查表 12-3 得，T =0. 4 (TB =0.4 X2000=800Mpa 最大工作载荷为F ,其强度公式为：r =K 8FC 8KFCn = =1.6 ? KFCr =1.6 ? . 145 ? 94. 2 ? 10=1.86mm (12-5) 800式中。弹簧材料的许用扭转应力(Mpa ); TOC o 1-5 h

9、 z F 轴向载荷（N ）；d 弹簧丝的直径（mm）；C 弹簧指数，又称为旋绕比，C=D 2， D 2 为弹簧的中径；dK 曲度系数，又称应力修正系数。故采用d=2mm勺弹簧丝。4）计算弹簧的工作圈数G 入d有公式n=，G 一弹簧材料的剪切弹性模量，对于钢 G为80000Mpa , 38FC青铜 G 为 40000Mpa ；G 入 d 80000? 30? 2n =6.37 ,取为 7 圈（12-2） 8FC 38 ? 94. 2 ? 103所以， n=7；） 弹簧的稳定性校核弹簧的自由高度H 0 与中径 D 2 之比，称为高径比b, 也称为细长比。当高径比b 值较大时，轴向载荷F 如果超过一

10、定的限度，就会使弹簧产生侧向弯曲而失稳，这在工作中是不允许的，故设计压缩弹簧时应该给予校核。要使压簧不产生失稳现象，其高径比应该小于临界高径比b c 即b=H 0 /D 2 b c , b c的值视弹簧端部支承方式而定。端部支承为两端固定时b c=5.3 ，一端固定，一段可自由转动时b c =3.7 ，两端可自由转动时b c =2.6 。弹簧的节距 t , 由表 12-41查得:t=d+ B nd+入/n+0.1d=2+30 +7+0.2=6.49mm （ 表 12-4）B一相邻两圈间的间隙（mm）,所以，取t=7mm.两端支承圈共为2.5圈，有表12-4查得弹簧的自由高度为： H 0= nt

11、 + 2d=7 X 7+2X 2=53mm （表 12-4） 高径比:b=H 0/D 2=H 053=2.65, 一端固定，一 端可以自由转动，Cd 10? 2b c =3.7 ，故稳定。） 其他计算极限载荷有表 12-3 查得rj r s =1.25 r=1.25 x800=1000Mpa14? 22? 1000 则弹簧的极限载荷F j 为： F j =127.12N =8C K 8? 10? 1. 145最小工作载荷取为：F 1=0.4F=0.4 X94.2=37.68N极限载荷下的变形量：入 j =F jK =127. 12=40.4mm 3. 14 nd 2 r极限载荷下的弹簧高度：H

12、 j =H 0-入j =53 -40.4=12.6mm。最大工作载荷下的弹簧高度：H 2=H 0-入1=53-30=23mm最小工作载荷下的弹簧高度：H 1=H 0-10=53-10=43mm。弹簧的中径D 2、外径 D 、内径 D 1 为：D 2=Cd=10 x 2=20mm ,D=D 2+d=22mm , D 1=D 2 -d=18mm总圈数：n 1=n+2.5=7+2.5=9.5弹簧螺旋线升角：= =tan - 1t 7=6.6 =tan -1n D 23. 14 ? 20弹簧的展开长度 L 为：L=nD 2n 3.14 ? 20? 9. 5=596.75 内597mm。 cos a c

13、os 6. 607 ) 画工作图弹簧的端部结构对弹簧的正常工作起着很重要的作用。比较重要的压簧的两3 端各有3/41圈的并紧支承圈，端面经磨平并与弹簧的轴线垂直。技术要求：1. 总圈数：n 1=9.5 2. 工作圈数：n=7 3. 旋向 右旋展开长度L=597mm， 5. 制造技术条件按GB1239-76。2.3 先导阀弹簧的设计计算1 )首先初选弹簧的直径为d=3mm根据工作要求确定弹簧的结构、材料和许用应力，这种弹簧也选用碳素弹簧钢丝，但应该列为第n组类。当压力为35Mpa式 时，压力损失(0.2Mpa0.3Mpa ),先导阀的最大载荷Fmax=34.8x ? 22=437N42 )选择弹

14、簧的指数C ，有表 12-62 李振清，彭荣济，崔国泰合编，机械零件，北京工业学院出版社.1987。C=4这里也考虑到了外径为 12mm左右。)计算弹簧丝的直径，有公式得：曲度系数4-44K =4C -10. 6154? 4-10. 615+=+=1.40 (12-3) 4C -4C 4有表12-12查得，弹簧材料在d=3mm寸，碳素弹簧钢丝的拉伸强度极限查表 12-3 得，r =0. 4 dB =0.4 xi700=720Mpa 最大工作载荷为F , b B=1700Mpa，其强度公式为：r =K 8FC 8KFCn = =1.6 ? KFCr =1.6 ? 1.40 ? 437? 4=2.

15、94mm （12-5）720式中。弹簧材料的许用扭转应力（Mpa ）; TOC o 1-5 h z F 轴向载荷（N ）；d 弹簧丝的直径（mm）；C 弹簧指数，又称为旋绕比，C=D 2， D 2 为弹簧的中径；dK 曲度系数，又称应力修正系数。故采用d=3mml勺弹簧丝。）计算弹簧的工作圈数G 入d有公式n=，G 一弹簧材料的剪切弹性模量，对于钢 G为80000Mpa , 38FC青铜 G 为 40000Mpa ；G 入 d 80000 ? 10? 3n =10.7 ,取为 11 圈（12-2） 8FC 38 ? 437? 43 TOC o 1-5 h z 所以，n=7；）弹簧的稳定性校核节

16、距 由表 12-41查得:t=d+ BAd+入/n+0.1d=3+10 + 11+0.3=4.2mmB一相邻两圈间 的间隙（mm），所以，取t=5mm.两端支承圈共为2.5圈，有表12-4查得弹簧的自由高度为：H 0=nt + 2d=5 X11+2X 3=61mm （表 12-4） 高径比：b=H 0/D 2=H 061=5.08,一端固定，端可以自由转动，Cd 4? 3b c =5.3 ，故稳定。rj r s =1.25 p=1.25 X720=900Mpa3. 14? 32? 900 则弹簧的极限载荷F j 为：F j =567.72N =8C K 8? 4? 1. 40最小工作载荷取为：

17、F 1=0NK 2= 弹簧的刚度计算, 有式子得：Gd 80000? 3=42.61N/mm。 （ 12-7） 338C n8? 4? 11nd 2 rj极限载荷下的变形量：入j =F jK =567. 72=13.32mm 42. 61最小工作载荷的变形量为0。极限载荷下的弹簧高度：H j =H 0-入j =61-13.32=47.68mm。最大工作载荷下的弹簧高度：H 2=H 0-入1=61-10=51mm最小工作载荷下的弹簧高度：H 1=H 0=61mm弹簧的中径D 2、外径 D 、内径 D 1 为：D 2=Cd=4X 3=12mm ,D=D 2+d=15mm , D 1=D 2 -d=9mm总圈数：n 1=n+2.5=11+2.5=13.5弹簧螺旋线升角：a =tan - 1t 5