液压锚杆机组合阀的设计

山东科技大学泰山科技学院论文PAGE38PAGE39山东交通学院毕业设计毕业论文题目：液压锚杆机组合阀的设计院部专业班级届次学生姓名学号指导教师二○一○年六目录摘要 6引言 81组合阀体的基本原理和公式分析 101.1旋转切割与推进自动适应基本原理及公式的推导 111.2公式分析 152组合控制阀换向阀的设计及计算 162.1换向阀的压力损失分析及确定 162.1.1决定阀前孔直径 172.1.2决定阀芯外径、阀杆直径和中心孔直径 172.1.3决定换向阀的最大开口长度 182.1.4决定阀体沉割槽直径和宽度 182.2换向阀的泄漏分析及有关尺寸的确定 192.3换向可靠性分析及操作力计算 212.3.1摩擦阻力 222.3.2液动力 252.3.3阀芯两端回油压差引起的轴向力 252.3.4弹簧力 262.3.5操纵力的决定 272.4换向平稳性分析 272.5换向阀弹簧的设计 283减压阀的设计 303.1减压阀简介 303.2减压阀的尺寸设计 313.3减压阀弹簧的设计 334整体尺寸的确定 355密封装置的设计及选择 375.1密封的类型与选择方法 385.1.1静密封 385.1.2动密封 395.2密封的选择 435.3组合控制阀有关部位密封形式及材料的选择 445.3.1各加工工艺孔的密封 445.3.2换向阀前、后端盖的密封 445.3.3减压阀前、后端盖的密封 456组合阀各零件的制造选择及总体装配 467技术经济分析 468结论 47致谢 48参考文献 49Contents

Summary 6Introduction 81Bodycompositionanalysisofthebasicprinciplesand 101.1RotarycuttingandpromotethebasicprinciplesofautomaticadaptationandFormula 111.2Formulas 152Combinationcontrolvalvehydraulicvalvedesign 162.1Valveofthepressurelossanalysisandtodetermine 162.1.1Valveholediameterbeforethedecision 172.1.2Decisionspooldiameter,stemdiameterandcenterholediameter 172.1.3Determinethemaximumvalveopeninglength 182.1.4Shendecidedtocutbodydiameterandthewidthofthegroove 182.2Valveleakageanalysisanddeterminationofthesize 192.3Forreliabilityanalysisandoperationoftheforcecalculation 212.3.1Friction 222.3.2FluidPower 252.3.3Plugbothendsofthereturnoilpressuredifferencecausedby 252.3.4Springforce 262.3.5Controlforceofadecision 272.4Forthestabilityanalysis 272.5Valvespringdesign 283Valvedesign 303.1ValveDescription 303.2Thesizeofvalvedesign 313.3Valvespringdesign 334Determinetheoverallsize 355Sealdesignandselection 375.1SealingTypesandSelection 385.1.1StaticSeals 385.1.2DynamicSealing 395.2SealSelection 435.3Combinationcontrolvalvesealformsandmaterialsrelatedtosite 445.3.1Sealingtheholeprocessingtechnology 445.3.2Valvebeforeandaftersealingcover 445.3.3Valvebeforeandaftersealingcover 456Thecombinationofvalvecomponentsandgeneralassembly 467Technicalandeconomicanalysis 468Conclusion 47Thanks 48References 49液压锚杆机组合阀的设计【摘要】本设计针对液压锚杆机组控制阀进行改进设计，采用旋转切割液压马达与推进液压缸并联的油路连接方式，使旋转切割与推进自动适应，而且推进速度具有较高的负载刚度。避免了原来的旁路节流调速回路速度刚度低，必然会导致推进速度受负载的影响很大的情况的发生，大大提高了作业效率。通过对旋转切割与推进自动适应基本原理的研究及公式的推导，验证了旋转切割液压马达与推进液压缸并联的油路连接方式的优点，确定了研究方向，进而通过对《液压原件》、《机械设计》、《现代机械设计方法》、《弹簧》等有关基础书籍的学习与研究，经过大量的研究与计算，设计出了该组合控制阀的基本外形及尺寸，最终通过相关技术书籍与指导老师的耐心指导，确定了该设计的具体形状、尺寸及加工工艺。并通过CAXA软件进行工程图绘制与修改。关键词：液压锚杆机并联系统组合控制阀设计CAXAHydraulicValveBoltMachineCombination

Theobjectiveofthisdesignforthehydrauliccontrolvalveunitisimprovedboltdesign,withrotatingcuttinghydraulicmotorsandhydrauliccylindersinparalleltopromoteoillineconnectiontorotarycuttingandadvanceautomaticallyadjustandadvancespeedwithahighloadstiffness.Bypasstoavoidtheoriginalstiffnessofthelowspeedthrottlespeedcontrolloop,willinevitablyleadtoadvancingspeedbytheloadofagreathappening,greatlyimprovedworkefficiency.

Byautomaticallyadaptingrotarycuttingandbasicprinciplesofpromotingresearchandthederivationoftheformulaisverifiedwiththeforwardrotatingcuttingcylinderhydraulicmotoroillineconnectionsparalleltheadvantagesofastudytodeterminethedirection,thenthrough"hydraulicoriginal,""MachineDesign,""Modernmechanicaldesign","Spring"andotherbooksrelatingtothebasisoflearningandresearch,throughextensiveresearchandcalculationstodesignthebasicshapecombinedcontrolvalveandsize,thefinalguidancebytherelevanttechnicalbooksandpatienceandguidanceoftheteachertodeterminethespecificshapeofthedesign,sizeandprocessingtechnology.CAXAsoftwareworksbymappingandmodification.

Keywords:hydraulicboltingmachine;parallelsystem;combinationcontrolvalve;design;CAXA

引言液压锚杆钻机是锚杆支护作业中的一种新型产品，它以液压油为工作介质，具备工作压力高，适应范围广，效率高，重量轻且操作方便的显著特点。可在f≤8的各种岩石硬度的巷道内实现高速高质量的钻进工作，在有压缩空气的巷道内使用可以节能增效，在没有敷设压风管路的巷道内是用户的必备设备。在综掘巷道内可与综掘机配套使用。锚杆支护是有宜于加快井巷掘进速度、提高顶板支护效果、降低支护劳动强度和减少支护材料消耗的先进技术。我国仅国有重点煤矿每年掘进500多万米巷道，1997年末，锚杆支护率全国平均已达31.5%，按规划，到2000年，锚杆支护率平均应达到50%，但已有大同、邢台、平顶山、铁法、西山、龙口等16个矿务局率先使锚杆支护率超过50%。国外先进采煤国锚杆支护率往往超过80%；近几年的应用水平更有重大的提高。锚杆孔钻进设备以锚杆钻机为主体。锚杆钻机按结构分为单体式、钻车式、机载式；按动力分为电动式、气动式、液压式；按破岩方式分为回转式、冲击式、冲击回转式、回转冲击式。与锚杆钻机配套的钻具，因破岩方式不同而不同，总的来说有回转类破岩钻具、冲击类破岩钻具以及回转冲击类破岩钻具。国内外锚杆孔钻进设备现状及液压式锚杆钻机的优点分析：

国外锚杆孔钻进设备的品种与功能多样，技术性能优越，可靠性高。美国煤矿大量使用塔架钻车式锚杆钻机，班工作效率达120～240根，并着手开发计算机控制的全自动锚杆钻机。法国生产的转架式锚杆钻机集钻孔、安装锚杆为一体，并具有储存锚杆杆体的锚杆仓。芬兰生产具有树脂注射系统的钻车式锚杆机，使钻孔、安装锚杆杆体、注入粘结剂全由机械完成，机械化程度颇高。澳大利亚有4家锚杆钻机生产厂家，生产各种不同类型的锚杆钻机，尤以单体气动支腿式锚杆钻机使用居多，并有多家公司生产能与掘进配套的单体支腿式液压锚杆钻机。国内锚杆钻机的研制经历了30多年的历程，曾先后研制机械支腿式电动锚杆钻机、钻车式锚杆钻机、支腿与导轨式液压锚杆钻机、支腿式气动锚杆钻机、非机械传动支腿式电动锚杆钻机、机载式锚杆钻机和双级气腿凿岩机等。从实际情况看，MQT-50C系列支腿式气动锚杆钻机、MZ-Ⅲ型导轨式液压锚杆钻机、ZYX100型(改进成MYT-115型)支腿式液压锚杆钻机以及ZY24M、7665M气动双级气腿凿岩机在国内有一定市场。其中，MQT-50C系列产品近年已能代替同类(气腿齿轮马达式)进口产品。

煤矿锚杆钻机多为回转式，为配合推广小直径树脂锚杆，钻头采用27～29mm的回转钻头，其结构类型多为两翼对称、两翼不对称和两翼连筋式，可供钻进不同性质岩石时选用。钻杆由B19或B22(少数)六角中空钢加工。经多年联合攻关，锚杆钻头和钻杆已能初步满足一定条件下锚杆支护的需要。

近来，石家庄煤矿机械厂生产的MQT-50C系列气动锚杆钻机已能逐步代替国外进口的齿轮马达式锚杆钻机；正定煤矿机械厂的ZYX系列液压锚杆钻机在与S100掘进机配套使用中，取得可喜进展；国产柱塞气动马达式锚杆钻机逐步投入市场；澳大利亚CRAM气动锚杆钻机在中国已建立专业维修公司，并在元件的中国国产化方面取得一些进步。这都有宜于使锚杆钻机进一步满足锚杆支护发展的需要。然而，可靠性高、性能优异的国产化锚杆钻机还为数不多，与锚杆钻机配套的钻具规格不全、质量不稳定和适应岩石条件有限。液压锚杆钻机与气动锚杆钻机相比，由于旋转切割的扭矩大和对钻机的推进力大，逐渐受到了煤矿系统的青睐。目前国际和国内都已经研制出各种类型的液压锚杆钻机。液压锚杆钻机由液压钻机、推进液压缸和操纵臂三大部分组成。钻机通常用内啮合齿轮马达驱动，推进液压缸通常采用伸缩套筒式双作用液压缸，操纵臂通常由操纵装置和组合式液压控制阀组成。其中组合式液压控制阀控制液压马达的旋转切割和钻机推进的动作以及这两个动作的配合，因此组合式液压控制阀的性能关系到液压锚杆钻机旋转切割与推进能否相互协调、能否高效率的工作的关键。1组合阀体的基本原理和公式分析图1-1旁路节流调速回路速度—负载特性曲线我国现有的液压锚杆钻机的旋转切割液压马达和推进液压缸通常通过组合式液压控制阀串联连接，为了控制液压缸的推进速度，推进部分采用旁路节流调速回路。图1-1所示为旁路节流调速回路的速度-负载特性曲线，根据图1-1可知由于旁路节流调速回路的速度刚度较低，必然会导致推进速度受负载的影响很大，所以旁路节流调速回路适应于负载不变或变化很小的工况，然而液压锚杆钻机在井下作业时，负载变化是很大的而且变化规律是随机的，于是采用这种液压系统的液压锚杆钻机在空载或轻负荷时钻进速度较高，而在负载上升时速度下降极快，在大负荷时速度极慢，井下作业现场的反映也是如此。为了提高作业效率我们研制了旋转切割与推进自动适应，而且推进速度具有较高的负载刚度的液压锚杆钻机。采用旋转切割液压马达与推进液压缸并联的油路连接方式，用减压阀自动协调液压马达转速和液压缸的进给速度，可以使旋转切割和推进速度具有较大的速度刚度，避免了现有液压锚杆钻机支腿采用旁路节流调速回路，支腿速度刚度差的缺点，实现液压锚杆钻机高效率的工作。1.1旋转切割与推进自动适应基本原理及公式的推导11—液压马达2—支腿液压缸3—换向阀4—减压阀图1-2液压锚杆钻机液压系统原理图图1-2所示为旋转切割与推进液压系统并联连接锚杆钻机的液压系统原理图。系统设定压力为16MPa，钻机液压马达与支腿液压缸采用并联连接，这样在同样压力下与串联系统比较，液压马达进、出口的压差更大，使得钻机工作时有输出较大的旋转力矩的能力，在支腿之前串联减压阀，减压阀设定的压力为2.8MPa，控制支腿的最大推力不超过16000N，液压马达和支腿液压缸既可以同时动作也可以单独动作。工作时，旋转切割和钻机进给同时动作，液压马达的工作压力通常远大于2.8MPa，所以减压阀处于工作状态，支腿液压缸可输出较大的推力，推进钻机快速进给，通过支腿液压换向阀阀芯相对与阀体的位置，可以控制进入支腿液压缸的流量，以控制进给速度。减压阀阀口的最大开口量为3mm，减压阀从阀芯开始移动到阀口完全关闭，其出口压力上升0.4MPa。此时旋转切割与推进处于协同工作状态。下面分析马达的转速、液压缸进给速度和负载之间的关系。为了提高液压锚杆钻机液压系统的效率钻机采用恒流量系统，即液压泵的输出流量QB=常数，由于液压马达和液压缸采用并联连接，因此QB=QM+QG。为了分析问题方便，设回油阻力为零，系统压力损失为零。液压马达的输出扭矩为 式（1-1）式中——组合阀进口压力（液压马达入口压力）——液压马达排量。液压马达的转速为 式（1-2）式中——液压马达输入流量；

——液压马达容积效率。推进液压缸的推进力为 式（1-3）式中——减压阀出口压力（液压缸进口压力）；——液压缸大腔有效作用面积（由于液压缸采用两级伸缩式液压缸，所以值将分级降低）。推进液压缸的运动速度为 式（1-4）式中——流入液压缸的流量。由于减压阀与液压缸串联连接，所以流入液压缸的流量等于流过减压阀的流量。根据减压阀阀口流量方程可得流入液压缸的流量为 式（1-5）其中 式（1-6）式中——流量系数；——减压阀口通流面积；——液体密度；——减压阀面积梯度；——减压阀口最大开度；——减压阀芯位移量。减压阀稳态工作时，减压阀芯的受力平衡方程式为（图1-2）所示为减压阀的结构原理图 式（1-7）式中——减压阀下腔有效作用面积；——减压阀调压弹簧刚度；——调压弹簧预压缩量。联立（1-2）、（1-4）、（1-5）、（1-6）和（1-7）式并经理后可得 式（1-8） 式（1-9）1.2公式分析在系统总供油流量恒定的条件下，据公式（1-1）知，当旋转力矩负载M增大时，系统压力p增大；p的增大将使进入液压缸的流量增大（1-5），从而使推进速度加快（1-8），推进速度的加快，必然导致推进阻力F的增加，推进阻力的增加又将导致减压阀出口压力同时也是液压缸入口压力的的增大，的增大使减压阀原有的平衡破坏，根据公式（1-7）可知减压阀芯将上移，减压作用加强，压力损失增大，因此下降，当钻机又在另一稳定工况下工作时，由于减压阀芯的上升距离x很小（因减压阀的最大开口量≤3mm）所以减压阀的出口压力，即液压缸的进口压力的增大很小（这也说明液压缸速度的增加很小）。同时，由于减压缝隙的减小，使减压阀口的节流作用加强，因此，当旋转负载力矩增加，引起减压阀进口压力p上升时，由于减压阀口减压缝隙的减小，补偿了由于减压阀进口压力上升而造成流量增大，使推进速度和旋转速度基本维持不变。同理可得，当旋转力矩减小时，系统的也能维持速度的稳定。推进速度和切割转速与减压阀口开口量（）、旋转切割负载力矩（M）和推进阻力（F）之间的关系由公式（1-8）和公式（1-9）所示，从公式可以清楚的看出，M与F、x对推进速度和旋转切割速度的影响是相反的，所以F、x的变化将削弱由于旋转切割力矩M的变化对推进速度和旋转切割速度的影响，使旋转切割速度和推进速度均有较高的速度缸度。同理可得，当推进负载上升时，由于切割速度的增加将导致切割负载的上升，使减压阀前压力上升，当减压阀恢复平衡后，减压阀口前后压差变较小，使推进速度变化较小试验证明，采用本液压系统的液压锚杆钻机工作时，旋转切割转速和推进速度稳定，受负载变化的影响较小。2组合控制阀换向阀的设计及计算换向阀的设计主要是根据液压系统的工作要求，确定它的通道数，然后根据换向阀的性能要求进行水力计算和结构设计。通常在保证液流通过换向阀的压力损失要小的前提下，确定换向阀的主要尺寸，然后从结构上保证其它要求，步骤如下：2.1换向阀的压力损失分析及确定压力损失是换向阀的重要指标之一。液流通过换向阀时的压力损失，包括阀口压力损失和流道压力损失。其中阀口压力损失与阀的开口长度有关：当阀的开口量很小(<0.1)时，阀口压力损失很大且变化急剧；当阀的开口长度增大(>0.2)后，阀口的压力损失减小，且变化平缓。换向阀的流道压力损失主要为局部阻力损失，理想的情况是流道的几何形状与流线一致，显然这只有采用铸造流道才有可能做到。在阀的开口长度和阀内流道形状以及尺寸一定时，换向阀的压力损失决定于通过换向阀内的液流速度。流速越大，压力损失越大。为了减小压力损失，在设计换向阀时，应限制阀内的流速，但流速也不宜过小，否则会使阀的结构尺寸过大。目前，一般限制阀内各流道的流速为2～6(压力较低时)或4～8(压力较高时)。这里推荐的流速限制值不是绝对不变的，只是对现有结构而言的。在确定限制的流速之后，就可以着手计算阀的主要尺寸了，步骤如下：2.1.1决定阀前孔直径阀前孔也就是阀的进油口和出油口，它的直径按下式确定圆整为常用值式(2-1)式中——流经阀的额定流量(),此设计中——阀前孔的允许流速()，此设计中=。2.1.2决定阀芯外径、阀杆直径和中心孔直径阀芯外径一般按下式选取式(2-2)当阀芯中心无孔时，上式取系数1.4，当阀芯中心有孔时，上式取系数1.7，此设计中阀芯中心无孔=()圆整为常用值并取阀杆直径为式(2-3)这样可使阀芯中心孔壁厚面积、阀杆外环形面积与阀前孔面积相当。2.1.3决定换向阀的最大开口长度换向阀的最大开口长度是指滑阀移到一端位置时，阀芯台肩端面与阀体上沉槽端面间的轴向距离，一般按下式计算式（2-4）式中——流经最大开口处的流量()，——阀内最大开口处的允许流速，一般取=()；——阀芯直径。2.1.4决定阀体沉割槽直径和宽度阀体沉割槽直径一般按下式计算式（2-5）阀体沉割槽宽度B，对液动滑阀式（2-6）由以上数据设计出来的换向阀的样图1、1、2—先导阀3—液动换向阀4、5、6、7—平衡制动阀8、9、10、11—缓冲阀12、13—变幅油缸14—电磁换向阀15、16—压力继电器17、18、19、20—单向阀图2-1换向阀样图2.2换向阀的泄漏分析及有关尺寸的确定换向阀的泄漏量过大，将导致液压系统发热严重，效率降低，影响执行元件的运动速度。因此，泄漏量也是评价换向阀性能好坏的指标之一。实验和理论分析表明；换向阀的泄漏量随阀芯和阀孔之配合间隙以及问前后工作压差的增大而增加，随油液粘度的下降、封油长度的减小而增加。换向阀阀芯与阀体孔之环形间隙的流动状态一般为层流，考虑到最坏的情况，按偏心环形间隙泄漏量计算()式(2-7)其中，，，，，，式中——间隙两端的压力差();——阀芯直径();——封油长度()；——阀芯与阀体孔的半径间隙();(相对偏心)；——阀芯中心线与阀体孔中心线的偏心距();——油液动力粘度()。换向阀总的泄漏量应根据阀的结构，找出从高压到低压的封油间隙数，按每处的封油长度、间隙压差分别求出泄漏量，然后求和。从公式(2.8)可以看出，换向阀的泄漏量与间隙压差、阀芯直径(决定于阀的额定流量)以及阀芯与阀体孔的半径间隙的三次方成正比，与封油长度成反比。显然，半径间隙对泄漏量的影响最大。为了减小换向闷的泄漏量，设计时：（1）取换向阀的半径间隙()式(2-8)（2）适当增大封油长度。通常按给定的压力差决定允许的最小封油长度，下表为推荐值.表2-1封油长度表工作压力最小封油长度（3）取阀体沉割槽间距式(2-9)其中——封油长度。2.3换向可靠性分析及操作力计算按向阀的换向可靠性主要包括二个方面，一是在换向信号发出后，阀芯能灵敏地动作到指定位置，二是在没有换向信号时，阀芯在弹簧力作用下能自动复位到原始位置。换向阀换向时，阀芯在阀体内作相对运动将遇到摩擦阻力、滚动力，弹簧力，以及因阀芯两端回油压差引起的液压轴向力等阻力。因此，要保证可靠换向，就必须使操纵力大于上述阻力之代数和。即>式(2-10)这里忽略了惯性力。如果换向阀高频连续换向，则惯性力的影响不能忽略。为了保证换向阀可靠复位，则必须使弹簧力，大于摩擦力、液动力以及液压轴向力的代数和式（2-11）下面讨论各种阻力的形成以及减小其影响的措施，最后确定换向阀的操纵力。2.3.1摩擦阻力换向阀的摩擦阻力包括三部分，即纯牛顿流体剪切力、液压卡紧力和推杆与弹簧座之间的密封表面的摩擦阻力。（1）纯牛顿流体剪切力当阀芯和阀体孔处于同心位置，且阀芯和阀体孔均无锥度时，压力油沿同心圆环间隙的长度方向，从高压到低压泄漏，其压力分布规律为直线。由于在任意横断面的圆周上各点的压力相等，因此液压径向力之和为零。这时，阀芯与阀体孔之间为纯液体摩擦，其摩擦力称为纯牛顿流体剪切力，可按下式计算式（2-12）其中——运动粘度；——过流端面面积。当阀芯直径=,,,时(取)，代入上式，可计算得，。（2）液压卡紧力实际上，由于阀芯与阀体孔不可能绝对同心，由于阀芯或阀体孔不可能绝对无锥度，因此作用在阀芯圆周方向的压力不会相等，于是产生不平衡的液压径向力，将阀芯推压在阀体孔的一侧。由不平衡的液压径向力引起的摩擦阻力称为液压卡紧力，记为,对阀芯运动的阻碍作用很大。随着阀芯停留时间增加，液压卡紧力递增，当阀芯与阀体间的油膜被压破，出现金属间的干摩擦时，液压卡紧力达到某一饱和值。为了保证换向阀的换向可靠，必须采取措施平衡径向液压，同时对电磁换向阀每次动作之间的停留时间不宜过长。当然，随着生产工艺水平的提高，不平衡的径向液压力完全消除后，这一限制将会取消。（3）推杆和弹簧座之间的密封表面的摩擦阻力摩擦阻力，在阀芯开始动作时较大，动作后减小。提高推杆表面光洁度，严格控制密封圈和密封圈容槽的尺寸以保证台理的预压缩量，都有利于摩擦阻力的减少。由于摩擦阻力影响较小，可整合到以下液动力的计算中。2.3.2液动力这里指稳态液动力。对换向阀而言，需要强调两点：（1）换向阀在换向过程中，滑阀开口是变化的，即从零增大到某一设计值。在此变化过程中，起初液动力迅速增大为最大值，然后下降，当滑阀开口增大至某一数值后，液动力，接近于常数。其变化曲线如图2-2所示，即液动力，在换向阀换向过程中是变化的。图2-2液动力Fs曲线（2）换向阀的阀腔数与阀的通路数和台肩数有关。如二通和三通滑阀在工作状态只有一个完整的阀腔;四通滑阀中阀芯为二台肩式(阀体为三槽式)时有一个完整的阀腔、一个不完整的阀腔;四通滑阀中阀芯为三台肩式(阀体为五槽式)时有二个完整的阀腔。因此，作用在阀芯上的液动力应为各阀腔液动力的代数和。总之，作用在换向滑阀阀芯上的液动力，应按具体结构来确定最大值(一般由实验来确定)及其作用方向。式(2-13)其中——油液密度；——流经阀口的流量；——阀口射流角，一般；——阀口流量系数；——阀口流速系数；——阀口面积梯度，即阀口的过流周长；——阀口前后压力差。带入数据，2.3.3阀芯两端回油压差引起的轴向力对阀芯两端油腔通回油的结构，当阀芯向左或向右移动换向时，油液经右端或左端回油。于是在回油一端阀芯台肩与阀体孔之间隙处存在压力损失，使阀芯两端出现压力差，因而产生轴向力。轴向力按下式计算:(N)式(2-14)式中一一阀芯直径(m)——阀芯两端油腔之压力差(N／m)一一端部油腔回油间隙处之阻力系数——油液密度——端部回油流量()——端部回油间隙处之过流面积()。显然，要减少轴向力，应将端部回油通道过流面积取得大一些，过渡圆滑一些。至于轴向力的方向，则与阀的基本结构有关。图2-3所示阀芯的二台肩的结构，轴向力与弹簧力，的方向相反。对阀芯为三台肩式(阀体为五槽式)的结构，轴向力与弹簧力的方向相同。2.3.4弹簧力式(2-15)式中——弹簧刚度(N／m)——弹簧预压缩量(m)；——滑阀的开口长度(m)；——滑阀封油长度(m)。在电磁换向阀中弹簧力，用来保证可靠复位，因此又称为复位弹簧力，它应大于摩擦阻力、液动力；以及轴向力之代数和。由于总的复位阻力的极大值多发生在复位起始点，极小值多发生在复位终点，因此，复位弹簧应满足式（2-16）——分别为复位起始点和终点的总阻力，——复位全行程。按公式(4.16)选择的单弹簧虽然能够保证复位，但在阀芯复位的大部分行程中，弹簧力远远大于复位阻力，这不仅对阀芯的复位是不必要的，而且会增大换向操纵力。为此，宜采用双弹簧方案，两个弹簧的刚度和预压缩量不同。采用双弹簧结构能使弹簧力和复位阻力变化一致，并使复位力增加。2.3.5操纵力的决定换向阀的操纵力可能是电磁铁吸力(电磁换向阀)，也可能是液动力(液动换向阀)或机械力(手动及机动换向阀)。式(2-17)2.4换向平稳性分析要求换向阀换向平稳，实际上就是要求换向时压力冲击要小。要减小压力冲击主要从以下二个方面着手。(一)控制换向时间由于液动换向阀通过的流量较大，因此迅速切断油路所引起的液压冲击值很大。为了减小压力冲击，这种阀在控制油路的回油路上装有阻尼器，利用阻尼器中的节流阀来控制端面回油，从而控制换向时间。所采用的办法是在阀芯的回油台肩上开节流槽或作成制动锥(锥角=,锥长，=3～5mm)，实现回油节流，控制换向时间。(二)选择合理的滑阀机能滑阀机能为O、H、Y、X、P型的换向阀，由于中位油缸两腔互通，因此在滑阀换向到中位时压力冲击值迅速下降。其中，H、Y、X型因为中位通回油，效果更好。根据设计要求采用O型换向阀。2.5换向阀弹簧的设计换向阀弹簧主要受液动力，由上可知液动力为，安全系数取3，得弹簧许用压力为。根据设计要求弹簧刚度定为。由胡克定律：式（2-18）（其中为弹簧的预压缩量）根据前述阀体与阀芯的设计尺寸，初步确定弹簧的工作变形（即阀芯的工作行程）为12mm。弹簧中径为弹簧的公称直径，其值应符合系列值，并应严格控制外径或内径的偏差。为保证有足够的空间，应考虑弹簧受载荷后，簧圈的增大。根据密封端盖的尺寸设计弹簧中径为，根据多次计算得弹簧丝径为，由旋绕比公式得。由弹簧工作圈数计算公式式（2-19）——弹簧材料的切变模量（）——弹簧的最大工作变形（mm）代入数据得圈，为满足弹簧结构要求圈。为满足弹簧端部结构要求需要在两端共加入圈压并各压并半圈。自由高度，压缩弹簧的自由高度是指自由状态下的高度，由自由高度公式式(2-20)由弹簧节距，得，代入(2-20)得，由上可知弹簧工作行程为，弹簧并紧长度为，此外为使各圈间不接触，应保留一定间隙，此间隙最小取，由此可确定安装此弹簧所需的最小空间为所以弹簧自由高度可取以上以下。根据换换向阀的结构设计弹簧自由高度取为。由弹簧强度公式式（2-21）代入数据得以上计算设计出换向阀弹簧如下：图2图2-3换向阀弹簧3减压阀的设计3.1减压阀简介减压阀是一种将出口压力调节到低于进口压力的压力控制阀。按它的调节要求不同，减压阀可分为定压减压阀、定比减压阀和定差减压阀三种。其中，定压减压阀应用最广，因此又简称为减压阀，它用来控制出口压力为定值，使液压系统中某一部分得到较供油压力低的稳定压力；定比减压阀用来控制它的进、出口压力保持调定不变的比值，在高压双作用叶片泵中借助定比减压阀将泵的出口压力成比例减压后通往低压区的叶片根部，使叶片顶部紧贴在定子内表面;定差减压阀用来控制它的进、出口压力差为定值，多与节流阀串联成调速阀，由于它可以保证节流阀前后压力差不变，因此通过调速阀的流量稳定性好。3.2减压阀的尺寸设计（1）决定阀前孔直径阀前孔也就是阀的进油口和出油口，它的直径按下式确定式(3-1)圆整为常用值式中——流经阀的额定流量(),此设计中——阀前孔的允许流速()，此设计中=8。（2）决定阀芯外径、阀杆直径和中心孔直径阀芯外径一般按下式选取=(1.4～1.7)()式(3-2)当阀芯中心无孔时，上式取系数1.4，当阀芯中心有孔时，上式取系数1.7，此设计中阀芯中心无孔，圆整为常用值这样可使阀芯中心孔壁厚面积、阀杆外环形面积与阀前孔面积相当。（3）决定减压阀的最大开口长度减压阀的最大开口长度是指滑阀移到一端位置时，阀芯台肩端面与阀体上沉槽端面间的轴向距离，一般按下式计算式(3-3)式中——流经最大开口处的流量()，——阀内最大开口处的允许流速，一般取；——阀芯直径。（4）决定阀体沉割槽直径和宽度阀体沉割槽直径一般按下式计算式(3-4)阀体沉割槽宽度，对液动滑阀式(3-5)由以上数据设计出来的减压阀的样图

图3图3-1减压阀样图3.3减压阀弹簧的设计减压阀弹簧所受力为调定压强与回路背压力之差，已知调定压强为，回路背压为，所以弹簧所受压强。由压强公式式(3-6)式中——减压阀弹簧所受的力——减压阀阀芯的主受力面积代入数据得：根据设计要求弹簧刚度定为。由胡克定律：式(3-7)（其中为弹簧的最大工作变形）根据前述阀体与阀芯的设计尺寸，初步确定弹簧的预压缩量为，工作变形（即阀芯的工作行程）为（包含在最大工作变形内）。弹簧中径为弹簧的公称直径，其值应符合系列值，并应严格控制外径或内径的偏差。为保证有足够的空间，应考虑弹簧受载荷后，簧圈的增大。根据密封端盖的尺寸设计弹簧中径为，根据多次计算得弹簧丝径为，由旋绕比公式得。由弹簧工作圈数计算公式式(3-8)式中——弹簧材料的切变模量（）——弹簧的最大工作变形（）代入数据得圈，为满足弹簧结构要求圈。为满足弹簧端部结构要求需要在两端各加入圈，各压并圈。自由高度，压缩弹簧的自由高度是指自由状态下的高度，由自由高度公式式(3-9)由弹簧节距，得，代入（3.9）得弹簧长度校核由上可知弹簧最大工作变形为，弹簧并紧长度为，此外为使各圈间不接触，应保留一定间隙，此间隙最小取，由此可确定弹簧正常工作所允许的自由高度最小为，最大为。根据换减压阀的结构设计弹簧自由高度取为。由弹簧强度公式：式(3-10)代入数据得由上面的计算可设计出减压阀的弹簧图3-2减压阀弹簧4整体尺寸的确定根据各部分零件尺寸及结构设计要求，可得出控制阀阀体的整体尺寸如下：图4-1减压阀刨面尺寸图图4-2换向阀刨面尺寸图5密封装置的设计及选择密封的功能一是防止机器内部的液体或者气体从两个零件的结合面间泄露出去，二是防止外部的杂质、灰尘侵入，保持机械零件正常工作的必要环境。起密封作用的零、部件称为密封件或密封装置，简称密封。密封的好坏，直接关系到一个机器的工作质量和使用寿命，因此决不可掉以轻心。有些场合，密封的可靠程度尤为重要，比如飞机和航天器上的密封，毒气、毒液储罐，易然、易爆气体储罐等的密封。多数密封件已标准化、系列化，根据工作条件和使用要求加以选用。5.1密封的类型与选择方法密封按被密封的两结合面之间是否有相对运动分为静密封和动密封两大类。动密封又按密封件和被密封面之间是否有间隙分为接触式动密封和非接触式动密封。5.1.1静密封静密封又可分为垫片密封、研合面密封、O形圈密封、密封胶密封。垫片密封是静密封中最常用的一种形式。在两连接件的密封面之间垫上不同材质的密封垫片，然后拧紧螺纹或螺栓，使垫片产生弹性和塑性变形，添塞密封面的不平处，达到密封的目的。化工设备、真空设备、制药设备等容器的法兰之间、法兰和法兰盖之间、减速器的箱体和箱盖之间、轴承端盖和箱体之间都属于垫片密封。研合面密封，靠两密封面的精密研配来消除间隙，用外力卡紧来保证密封。在实际使用中，密封面往往涂敷密封胶，以提高严密性。密封面的表面粗糙度，自由状态下，两密封面之间的间隙不大于。多用于汽轮机、燃气轮机等气缸结合面的密封。O形圈密封,O形圈装入密封沟槽后，其截面一般受到的压缩变形。在介质压力的作用下，移至沟槽的一边，封闭住需要密封的间隙，达到密封的目的。Ｏ形圈密封寿命长，结构紧凑，拆装方便，密封性能好，根据不同材料的Ｏ形圈，可在的温度范围和的压力下使用。如果在更高或更低的温度和压力条件下工作，可以采用金属空心Ｏ形环密封，它可以在压力下工作，温度范围为。金属空心Ｏ形环工作时被压扁的高度大约为自由时的倍。金属空心Ｏ形环常用不锈钢管制成，也有用铜管或铝管制成。壁厚一般为。密封胶密封，用刮涂、压注等方法将密封胶涂在要压紧的两个面上，靠胶的侵润性填满密封面的凹凸不平处，形成一层薄膜，能有效起到密封作用。它密封牢固，方法简单，效果好，但耐温性差，通常用于以下。5.1.2动密封两密封面在工作时又相对运动的密封为动密封。通常是一个静止，一个运动，既要保证密封可靠，又要防止相对运动元件间的摩擦、磨损，损坏密封件，保证密封件有一定的寿命。按照相对的类型不同分为移动式动密封和旋转式动密封。移动式动密封主要用在直线运动或往复运动的机械中，如液压千斤顶、液压升降台等液压机械和发动机的气缸和活塞之间的密封等。（1）非接触式动密封1）间隙密封间隙密封是靠相对运动件的配合面之间的微小间隙防止泄露而实现的密封，他的工作原理是基于流体黏性摩擦理论，即当油液通过缝隙时存在一定的黏性阻力而起密封作用。间隙密封性能的好坏与间隙的大小、间隙的长度、内外压力差、均压槽等因素有关。间隙密封的半径间隙一般为，配合表面上往往开几条等距离的均压槽，它除了有均衡径向力的作用外，每一个沟槽就相当于一个局部阻力损失，可以使泄露量大大减少。均压槽的尺寸，宽为，深为，两沟槽间距离为左右。工作时间隙及沟槽内涂满润滑脂，以增加密封效果。当用油润滑时，可在端盖上加工螺纹槽，以便把欲流出的油借螺旋的输送作用而送回油腔内。但螺旋槽的旋向需根据轴的转向来确定。2）离心密封离心密封主要是利用轴在旋转时产生的离心力，将泄露出来的润滑油再甩回到油腔。在设计时，轴承端盖收集泄露油的集油腔空间要大点，回油通道要顺畅。也有在轴上直接开螺旋槽，在紧贴轴承处安装一甩油环，将油再甩回去，螺旋槽的旋转方向要保证轴在旋转时是使油甩到油腔里，而不是相反，这种密封通常只能在单向回转的轴上使用。3）迷宫密封迷宫密封是在需要密封的表面加工几个拐弯的沟槽，形成像迷宫一样的“曲路”，使泄露的介质在沟槽里产生压力降，不能顺畅的通过，即可形成密封。当环境比较脏和比较潮湿时，采用迷宫密封是相当可靠的。曲路的布置可以是轴向的，也可以是径向的。当采用轴向曲路时，假若轴的热伸缩比较大或者设计部严谨，都有使旋转片和固定片相接触的可能，因此在一般情况下以径向布置为宜。曲路的径向间隙，按照轴径的大小的不同从到不等，曲路的轴向间隙，按照轴径的大小的不同从到不等，工作时沟槽内涂满润滑脂，以增加密封效果。（2）接触式密封1）密封圈密封毡圈密封在轴承端盖上开出梯形槽，将毡圈（按标准选取），放置在梯形槽中与轴密合接触。这种密封主要用于制润滑的场合。与密封毡圈相接触的轴表面如经过抛光且毛毡质量较高时，线速度可达到。毡圈密封是标准件，按照轴的直径确定毡圈的尺寸和沟槽的尺寸。也可以两个毡圈并排放置以增强密封效果。O形圈密封O形圈用作动密封时，主要用于移动密封，如活塞和活塞杆的密封。当圆周速度小于时，也可用于旋转密封。O形密封圈在安装时具有很大的压缩量，O形密封圈就是依靠这种压缩量所产生的反弹力来进行密封的。当工作压力大于时，为了防止密封圈挤入间隙造成咬伤，应在密封圈与工作压力相对的一侧加保护挡圈，假如承受双向压力，则密封圈的两侧都应当加保护挡圈。O形圈密封结构简单，密封可靠。运动摩擦阻力很小，沟槽尺寸小，容易制造等，故应用十分广泛。其主要确点是起动摩擦阻力较大。唇形密封唇形密封式依靠其唇形部分与被密封面紧密接触来进行密封的，也就是唇形密封圈是应用唇边的过盈尺寸来完成密封的。唇形密封圈的种类繁多，它可以制成V形、Y形、U形、L形、J形等形状。它装填方便，更换迅速，但与O形圈相比有结构复杂，尺寸较大，摩擦阻力大等缺点。在许多场合，已被O形圈所替代。现在主要应用在往复运动的零、部件中。唇形密封圈密封唇的方向要朝向密封的部位，即开口应向着密封介质，介质压力越大，唇口与密封面贴的就越紧，密封效果也就越好，它比O形密封圈有着更显著的自紧作用。油封密封油封密封是依靠其弯折了的橡胶弹性力和附加的环形螺旋弹簧的扣紧作用而套紧在轴上，阻断了泄露间隙，达到密封作用的。它是用于旋转的密封件。典型的油封密封自由状态下的油封，内径比轴小，即具有一定的过盈量，油封装进轴后，这个过盈量会对轴产生一定的抱紧力，油封腰部由于介质压力的作用也会对轴产生一个自紧力。但随着使用时间的增加，油封材料的老化，抱紧力逐步减小，因此主要靠腰部的弹力和弹簧的自紧力随时补偿自紧。油封广泛用于汽车、工程机械、机床等各种机械上，因此种类很多，通常按其结构可分为有骨架和无骨架两大类。骨架即是金属加强环，用来增强油封的刚度。油封的安装和唇形密封圈一样，密封唇的方向要朝向密封的部位，即开口应向着密封介质，油封受压变形，唇口与轴贴的越紧，密封效果就越好。若是为了封油，密封唇应对着轴承，若主要是为了防止外物侵入，则密封唇应背着轴承，若两个作用都要有，应使用背对背放置的两个唇形密封圈。油封种类很多，大多已标准化，按照工作条件和轴的尺寸选取。油封轴的线速度一般小于，如果需要加强密封效果，可以成对使用，开口方向一致。如果需要双向密封时，应成对使用，开口方向相反。2）软填料密封软填料密封是将各种适合作为密封材料的软填料，用压盖压入需要密封的间隙中，达到密封的作用。适合于轴旋转的线速度不大于。软填料密封发热和磨损很严重，使用寿命最长不超过半年。通过重新压紧端盖，可以补偿填料的磨损。3）涨圈密封涨全密封通常是由金属制造的带有切口的弹性环，放入槽中，靠涨圈本身的弹力，使外圈紧贴在壳体上，不随轴转动。由于介质压力的作用，涨圈一端面紧压在涨圈槽的一侧，产生相对运动，用液体进行润滑和堵漏，从而达到密封的作用。涨圈密封既可用于往复运动件的密封，也可用于旋转运动件的密封。涨圈密封必须有可靠的液体润滑，通常用于液体介质的密封，如密封油的装置。用于气体密封时，要有油来润滑摩擦面。当机械对密封的要求很高，采用一种或单级密封达不到要求时，可以采用多种或多级密封同时使用，以达到最佳的密封效果。5.2密封的选择（1）密封形式的选择密封的形式五花八门，多种多样，作用和原理个不相同，在实际使用过程中，要根据使用场合，工作条件合理地选择密封的形式。如非接触式动密封，可以用在转速比较高的场合，但密封的可靠程度有限，接触式动密封可靠，但由于有摩擦磨损的存在，不宜用在旋转速度较高的场合。对于有一定压力和转速较高的轴的密封要选用机械密封等。（2）密封材料的选择用于密封件的材料常有以下几种：液体材料多为高分子材料，如液态密封胶、厌氧胶、热熔型胶等，它们在使用过程中通常会固化。主要用于静密封。纤维材料植物纤维有棉、麻、纸、软木等；动物纤维有毛、毡、皮革等；矿物纤维有石棉等；人造纤维有玻璃纤维、碳纤维、有机合成纤维、陶瓷纤维等。主要用于垫片、软填料、油封、防尘密封件等。矿物纤维可以耐酸、耐碱、耐油，温度最大可耐到。弹塑性体橡胶和塑料。橡胶类有天然橡胶和合成橡胶之分。通常将用做密封材料的橡胶分为三组：Ⅰ组为耐油通用胶料，可耐温度；Ⅱ组为耐油高温胶料，可耐温度；Ⅲ组为耐酸、碱胶料，可耐温度。橡胶主要由于垫片、成型填料、软填料、油封、防尘密封件等。塑料有氟塑料、尼龙、酚醛塑料、聚乙烯、及、聚四氟乙烯等。主要用于垫片成型填料、软填料、硬填料、防尘密封件、活塞环、机械密封等。可耐酸、耐碱、耐油、聚四氟乙烯最高可耐温度。无机材料石墨和工程陶瓷，如氧化铝瓷、滑石瓷、金属陶瓷氧化硅等。主要用于垫片、软填料、硬填料、密封件、机械密封、间隙密封等。可耐酸、耐碱，最高可耐温度。金属材料黑色金属有碳钢、铸铁、不锈钢等，有色金属有铜、铝、锡、铅等，硬质合金有钨钴硬质合金、钨钴钛硬质合金等，贵重金属有金、银、铟、钽等。主要用于垫片、软填料、硬填料、成型填料、防尘密封件、机械密封、间隙密