液壓減壓閥的設(shè)計(jì)步驟 減壓閥的設(shè)計(jì)步驟 減壓閥的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算 油壓減壓閥的設(shè)計(jì)步驟 之前介紹組合式減壓閥在國(guó)華惠州熱電應(yīng)用，現(xiàn)在介紹液壓減壓閥的設(shè)計(jì)步驟減壓閥的設(shè)計(jì)內(nèi)容 減壓閥的設(shè)計(jì)計(jì)算的內(nèi)容主要包括以下幾個(gè)方面：根據(jù)已知的額定工作壓力要求，合理選擇閥的結(jié)構(gòu)形式（繪制出閥的結(jié)構(gòu)草圖）；根據(jù)已知的額定流量以及其他靜態(tài)性能指標(biāo)要求，確定閥的主要結(jié)構(gòu)尺寸（繪制出閥的零件圖及工作總裝配圖）；再根據(jù)已知閥結(jié)構(gòu)尺寸估計(jì)閥的靜態(tài)性能好壞，必要時(shí)還要進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性的計(jì)算機(jī)仿真，根據(jù)靜、動(dòng)態(tài)分析結(jié)果，對(duì)有關(guān)參數(shù)作必要的修改。 計(jì)算分為幾何尺寸的確定和靜態(tài)特性計(jì)算兩部分。幾何尺寸的確定主要包括主閥芯直徑D和小直徑D1,阻尼孔直徑d0和長(zhǎng)度L0,主閥閥口大開(kāi)口量Smax,閥體槽寬B1和B2，主閥彈簧的裝配長(zhǎng)度L等。初步確定這些主要幾何尺寸以后，就要根據(jù)設(shè)計(jì)要求進(jìn)行靜態(tài)特性計(jì)算。由于主閥彈簧剛度K1和預(yù)壓縮量X1以及導(dǎo)閥彈簧剛度K2和預(yù)壓縮量X2是與靜態(tài)特性密切相關(guān)的，所以在靜態(tài)特性計(jì)算中要涉及到這些量。靜態(tài)設(shè)計(jì)計(jì)算包括下列內(nèi)容：主閥芯小位移量Xmin和大位移量Xmax；主閥彈簧剛度K1和預(yù)壓縮量X1；低調(diào)定壓力Pmin和高調(diào)定壓力Pmax時(shí)阻尼孔所造成的低壓力降△Pmin和高壓力降△Pmax的核算；進(jìn)口壓力為公稱(chēng)壓力Ps，出口壓力為低調(diào)定壓力Psmin時(shí)進(jìn)口油腔到主閥芯上端油腔的內(nèi)泄漏量q，阻尼孔直徑d0和長(zhǎng)度L0的確定； 
4.2上海申弘閥門(mén)有限公司主營(yíng)閥門(mén)有：減壓閥(組合式減壓閥,可調(diào)式減壓閥,自力式減壓閥液壓減壓閥的設(shè)計(jì)步驟減壓閥的設(shè)計(jì)步驟4.2.1主要結(jié)構(gòu)尺寸的初步確定[7]（1）減壓閥的進(jìn)出口直徑D0（單位為m）(2-9) 式子中：qs-閥的公稱(chēng)流量； [Vs]-進(jìn)出油口處油液的許用流速，一般取[Vs]=6m/s。 所以，取進(jìn)出口直徑D0=48mm （2）主閥芯大直徑D及中間小直徑D1。適當(dāng)增大主閥芯大直徑D，可以提高閥的靈敏度，降低壓力超調(diào)量；可以提高開(kāi)啟壓力，保證閥的壓力穩(wěn)定。不過(guò)，D值過(guò)大時(shí)將會(huì)使閥的結(jié)構(gòu)尺寸和閥芯質(zhì)量加大、主閥上腔容積增加，導(dǎo)致動(dòng)態(tài)過(guò)渡時(shí)間延長(zhǎng)。 從強(qiáng)度考慮：D1≥D/2 (cm) 通過(guò)主閥芯與閥體間環(huán)形通道的流量公式為： ，上式中流量Q以公稱(chēng)流量代入，環(huán)形通道中油液流速V≤6m/s，取d1=D/2,則：（2-48） 式子中：—公稱(chēng)流量（L/min）, 根據(jù)已知條件=500L/min,計(jì)算得出：D≥49.19mm 。 所以，取D=50mm， D1=25mm （3）尼小孔直徑d0及長(zhǎng)度L0,設(shè)計(jì)時(shí)一般根據(jù)經(jīng)驗(yàn)選?。?/p> d0=（0.08～0.12）× ， L0=（7～19）×d0 （2-50） d0與L0的確定是十分重要的：如果d0太大或L0太短，則起不到阻尼作用，這不僅影響到出口壓力的穩(wěn)定性，而且還會(huì)使通過(guò)導(dǎo)閥的外泄漏量增大；反之，如果d0太小或者L0太長(zhǎng)，則會(huì)影響減壓閥的動(dòng)態(tài)性能，例如會(huì)使出口壓力超調(diào)量加大。所以，取d0=1.2mm , L0=23mm （4）主閥閥口大開(kāi)口量Smax。 為使閥口的大開(kāi)口量Smax時(shí)，油液流經(jīng)閥口不產(chǎn)生擴(kuò)散損失，應(yīng)使開(kāi)口面積 max不大于主閥芯與主閥體間環(huán)形截面面積 即 （2-51） 上式中，取D1=D/2，則 Smax≤0.187D=0.187×50=9.35mm 所以，取 Smax=10mm。 （5）閥體的槽寬腔B1和B2。 槽寬腔B1和B2可以根據(jù)結(jié)構(gòu)的布置確定 （6）主閥芯與先導(dǎo)閥蓋的間距L2 L2≥Smax （cm） （2-52） 式中Smax—主閥閥口大開(kāi)口量（cm）。 （7）先導(dǎo)錐閥角2 的選定。 適當(dāng)減小先導(dǎo)閥錐角2，除了可以減小先導(dǎo)閥的液動(dòng)力剛度、提高先導(dǎo)閥的穩(wěn)定性外，還可以增大閥芯與閥座接觸的支反力R，提高密封性能，以免在外界油壓發(fā)生變化時(shí)，由于密封性能不良，導(dǎo)致先導(dǎo)閥振動(dòng)，如圖所示。但是先導(dǎo)閥錐角2也不易取得過(guò)小。因?yàn)殄F角過(guò)小，一方面影響閥的溢流性能，另一方面導(dǎo)致支反力R過(guò)大。一般取2=40°，較新的減壓閥可以取2=24°。 如圖4-1 
4.2.2 主閥彈簧的設(shè)計(jì)主閥彈簧的作用是在主閥芯上升時(shí)作為復(fù)位力，并且主閥彈簧剛度較小，因此又稱(chēng)為弱性彈簧。減小主閥彈簧的剛度K1，有利于提高減壓閥的壓力穩(wěn)定性，但是，K1值過(guò)小會(huì)使減壓閥動(dòng)態(tài)過(guò)渡時(shí)間延長(zhǎng)，降低閥的動(dòng)態(tài)性能。所以，合理的選擇主閥彈簧的剛度K1很是重要。 根據(jù)已有的性能良好的減壓閥資料統(tǒng)計(jì)[3]，主閥彈簧的預(yù)壓緊力Pt可以按照以下范圍來(lái)選?。簩?duì)于工作壓力為21～31.5Mpa的減壓閥，額定流量小于250L/min時(shí)，主閥彈簧的預(yù)壓緊力Pt=19.6～45N；額定流量q=250L/min～500L/min時(shí)，主閥彈簧的預(yù)壓緊力Pt=58.8～78.4N；額定流量q>1000L/min時(shí)，主閥彈簧預(yù)壓緊力Pt=196～294N。主閥彈簧的預(yù)壓縮量Y按下列計(jì)算公式計(jì)算得： Y=（2～5）×S (9-53) 式中的系數(shù)，在大流量時(shí)取大值，反之取小值。S—主閥開(kāi)口量（cm）。 所以，取 Y=20mm。 減壓閥經(jīng)過(guò)阻尼孔后的壓力損失經(jīng)驗(yàn)為:2～3bar（即0.2～0.3Mpa） 根據(jù)計(jì)算公式得： (9-54) 式子中，Pmin=0.2Mpa，Pmax=0.3Mpa，r—閥芯低面槽的半徑（cm）， Y—主閥彈簧的預(yù)壓縮量(cm)，Smax—閥口大開(kāi)口量（cm）。 計(jì)算得出:k1=3140N/m。 在主閥彈簧的剛度K1和預(yù)壓縮量Y選定之后，計(jì)算出主閥彈簧的預(yù)壓緊力Pt，有公式K1=Pt/Y得，Pt=62.8N。 Pt在額定流量q=250L/min～500L/min時(shí)，主閥彈簧的預(yù)壓緊力Pt=58.8～78.4N范圍內(nèi)，所以符合要求。 現(xiàn)在已知條件：主閥彈簧的大載荷F=K1×（Smax+Y）=3140×(0.01+0.02)=94.2N，變量 為30mm,計(jì)算出彈簧的主要尺寸。 根據(jù)工作要求確定彈簧的結(jié)構(gòu)、材料和許用應(yīng)力，要求中需滑閥動(dòng)作靈敏、可靠；所以這種彈簧材料為碳素彈簧應(yīng)該列為第Ⅰ組類(lèi) - 首先初選彈簧的直徑為d=2mm，
- 選擇彈簧的指數(shù)C，有表12-6[2] 李振清，彭榮濟(jì)，崔國(guó)泰合編，《機(jī)械零件》，北京工業(yè)學(xué)院出版社.1987]，C=10 這里也考慮到了外徑為20mm左右。
- 計(jì)算彈簧絲的直徑，有公式得：曲度系數(shù)
 =1.145 (12-3)
有表12-1[2]查得，彈簧材料在d=2mm時(shí)，碳素彈簧鋼絲的拉伸強(qiáng)度極限 =2000Mpa，查表12-3得， =0.4×2000=800Mpa。大工作載荷為F，其強(qiáng)度公式為： 
再根據(jù)設(shè)計(jì)公式：  =1.86mm (12-5)
式中 —彈簧材料的許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力（Mpa）； F—軸向載荷（N）； d —彈簧絲的直徑（mm）； C—彈簧指數(shù)，又稱(chēng)為旋繞比，C= ， 為彈簧的中徑； K—曲度系數(shù)，又稱(chēng)應(yīng)力修正系數(shù)。 d<2mm，說(shuō)明與初選值相符。 故采用d=2mm的彈簧絲。 
- 計(jì)算彈簧的工作圈數(shù)
有公式 ，G—彈簧材料的剪切彈性模量，對(duì)于鋼G為80000Mpa，青銅G為40000Mpa；  =6.37，取為7圈 (12-2)所以，n=7；
- 彈簧的穩(wěn)定性校核
彈簧的自由高度 與中徑之比，稱(chēng)為高徑比b,也稱(chēng)為細(xì)長(zhǎng)比。 當(dāng)高徑比b值較大時(shí)，軸向載荷F如果超過(guò)一定的限度，就會(huì)使彈簧產(chǎn)生側(cè)向彎曲而失穩(wěn)，這在工作中是不允許的，故設(shè)計(jì)壓縮彈簧時(shí)應(yīng)該給予校核。 要使壓簧不產(chǎn)生失穩(wěn)現(xiàn)象，其高徑比應(yīng)該小于臨界高徑比 即 b=/≤,的值視彈簧端部支承方式而定。端部支承為兩端固定時(shí)=5.3，一端固定，一段可自由轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)=3.7，兩端可自由轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)=2.6。 彈簧的節(jié)距 t， 由表12-4[1]查得:t=d+ ≥d+/n+0.1d=2+30÷7+0.2=6.49mm (表12-4) —相鄰兩圈間的間隙(mm)， 所以，取t=7mm.兩端支承圈共為2.5圈，有表12-4查得彈簧的自由高度為： = nt + 2d=7×7+2×2=53mm。 (表12-4) 高徑比: b=/= =2.65, 一端固定，一端可以自由轉(zhuǎn)動(dòng)，=3.7，故穩(wěn)定。 
- 其他計(jì)算
極限載荷 有表12-3查得  =1.25×800=1000Mpa
則彈簧的極限載荷 為：  =127.12N 小工作載荷取為： =0.4F=0.4×94.2=37.68N 極限載荷下的變形量： =40.4mm 極限載荷下的彈簧高度： =53-40.4=12.6mm。 大工作載荷下的彈簧高度： =53-30=23mm。 小工作載荷下的彈簧高度： =53-10=43mm。 彈簧的中徑、外徑D、內(nèi)徑 為： =Cd=10×2=20mm ,D=+d=22mm , =-d=18mm 總?cè)?shù)： =n+2.5=7+2.5=9.5 彈簧螺旋線(xiàn)升角： =6.6° 彈簧的展開(kāi)長(zhǎng)度L為：L= =596.75≈597mm。 
- 畫(huà)工作圖
彈簧的端部結(jié)構(gòu)對(duì)彈簧的正常工作起著很重要的作用。比較重要的壓簧的兩端各有3/4～1 圈的并緊支承圈，端面經(jīng)磨平并與彈簧的軸線(xiàn)垂直。圖4-2 技術(shù)要求：1.總?cè)?shù)：=9.5 2.工作圈數(shù)：n=7 3.旋向 右旋 4.展開(kāi)長(zhǎng)度L=597mm， 5.制造技術(shù)條件按GB1239-76。 4.2.3先導(dǎo)閥彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算1）首先初選彈簧的直徑為d=3mm，根據(jù)工作要求確定彈簧的結(jié)構(gòu)、材料和許用應(yīng)力，這種彈簧也選用碳素彈簧鋼絲，但應(yīng)該列為第Ⅱ組類(lèi)。當(dāng)壓力為35Mpa時(shí)，壓力損失（0.2Mpa～0.3Mpa），先導(dǎo)閥的大載荷Fmax=34.8× =437N。 2）選擇彈簧的指數(shù)C，有表12-6[2 3）計(jì)算彈簧絲的直徑，有公式得：曲度系數(shù)  =1.40 (12-3)
有表12-1[2]查得，彈簧材料在d=3mm時(shí)，碳素彈簧鋼絲的拉伸強(qiáng)度極限=1700Mpa，查表12-3得，=0.4×1700=720Mpa。大工作載荷為F，其強(qiáng)度公式為： 
再根據(jù)設(shè)計(jì)公式：  =2.94mm (12-5)
式中—彈簧材料的許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力（Mpa）； F—軸向載荷（N）； d —彈簧絲的直徑（mm）； C—彈簧指數(shù)，又稱(chēng)為旋繞比，C=，為彈簧的中徑； K—曲度系數(shù)，又稱(chēng)應(yīng)力修正系數(shù)。 d<3mm，說(shuō)明與初選值相符。 故采用d=3mm的彈簧絲。 4）計(jì)算彈簧的工作圈數(shù) 有公式，G—彈簧材料的剪切彈性模量，對(duì)于鋼G為80000Mpa，青銅G為40000Mpa；  =10.7，取為11圈 (12-2)
所以，n=7； 5）彈簧的穩(wěn)定性校核 節(jié)距 由表12-4[1]查得:t=d+≥d+/n+0.1d=3+10÷11+0.3=4.2mm —相鄰兩圈間的間隙(mm)， 所以，取t=5mm.兩端支承圈共為2.5圈，有表12-4查得彈簧的自由高度為： = nt + 2d=5×11+2×3=61mm。 (表12-4) 高徑比: b=/= =5.08, 一端固定，一端可以自由轉(zhuǎn)動(dòng)，=5.3，故穩(wěn)定。 6）其他計(jì)算 極限載荷 有表12-3查得 =1.25×720=900Mpa 則彈簧的極限載荷為：  =567.72N 小工作載荷取為：=0N 彈簧的剛度計(jì)算,有式子得： =42.61N/mm。 （12-7） 極限載荷下的變形量： =13.32mm 小工作載荷的變形量為0。 極限載荷下的彈簧高度：=61-13.32=47.68mm。 大工作載荷下的彈簧高度：=61-10=51mm。 小工作載荷下的彈簧高度： 彈簧的中徑、外徑D、內(nèi)徑為： =Cd=4×3=12mm ,D=+d=15mm , =-d=9mm 總?cè)?shù)：=n+2.5=11+2.5=13.5 彈簧螺旋線(xiàn)升角： =7.56°≈7.6° （表12-4） 彈簧的展開(kāi)長(zhǎng)度L為：L= =513.189≈513.2mm。 7）畫(huà)工作圖 彈簧的端部結(jié)構(gòu)對(duì)彈簧的正常工作起著很重要的作用。比較重要的壓簧的兩端各有3/4～1圈的并緊支承圈，端面經(jīng)磨平并與彈簧的軸線(xiàn)垂直。圖4-3 
技術(shù)要求：1.總?cè)?shù)：=13.5 2.工作圈數(shù)：n=11 3.旋向 右旋4.展開(kāi)長(zhǎng)度L=513.2mm， 5.制造技術(shù)條件按GB1239-76。與本產(chǎn)品相關(guān)論文：200X先導(dǎo)隔膜式水用減壓閥安裝要求 |
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