减压阀的设计步骤.DOC

4.2减压阀的设计步骤 4.2.1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） (2-9) 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：D1≥D/2 (cm) 通过主阀芯与阀体间环形通道的流量公式为：，上式中流量Q以公称流量Qq代入，环形通道中油液流速V≤6m/s，取d1=D/2,则： （2-48） 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=50mm， 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）×， L0=（7～19）×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，应使开口面积max不大于主阀芯与主阀体间环形截面面积即 （2-51） 上式中，取D1=D/2，则 Smax≤0.187D=0.187×50=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 （6）主阀芯与先导阀盖的间距L2 L2≥Smax （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°。 如图4-1 4.2.2 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21～31.5Mpa的减压阀，额定流量小于250L/min时，主阀弹簧的预压紧力Pt=19.6～45N；额定流量q=250L/min～500L/min时，主阀弹簧的预压紧力Pt=58.8～78.4N；额定流量q1000L/min时，主阀弹簧预压紧力Pt=196～294N。主阀弹簧的预压缩量Y推荐按下列计算公式计算得： Y=（2～5）×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:2～3bar（即0.2～0.3Mpa） 根据计算公式得： (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，有公式K1=Pt/Y得，Pt=62.8N。 Pt在额定流量q=250L/min～500L/min时，主阀弹簧的预压紧力Pt=58.8～78.4N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=K1×（Smax+Y）=3140×(0.01+0.02)=94.2N，变量为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