液壓減壓閥的設計步驟 減壓閥的設計步驟 減壓閥的結構設計及計算 油壓減壓閥的設計步驟 之前介紹組合式減壓閥在國華惠州熱電應用，現在介紹液壓減壓閥的設計步驟減壓閥的設計內容 減壓閥的設計計算的內容主要包括以下幾個方面：根據已知的額定工作壓力要求，合理選擇閥的結構形式（繪制出閥的結構草圖）；根據已知的額定流量以及其他靜態性能指標要求，確定閥的主要結構尺寸（繪制出閥的零件圖及工作總裝配圖）；再根據已知閥結構尺寸估計閥的靜態性能好壞，必要時還要進行動態特性的計算機仿真，根據靜、動態分析結果，對有關參數作必要的修改。 計算分為幾何尺寸的確定和靜態特性計算兩部分。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和長度L0,主閥閥口大開口量Smax,閥體槽寬B1和B2，主閥彈簧的裝配長度L等。初步確定這些主要幾何尺寸以后，就要根據設計要求進行靜態特性計算。由于主閥彈簧剛度K1和預壓縮量X1以及導閥彈簧剛度K2和預壓縮量X2是與靜態特性密切相關的，所以在靜態特性計算中要涉及到這些量。靜態設計計算包括下列內容：主閥芯小位移量Xmin和大位移量Xmax；主閥彈簧剛度K1和預壓縮量X1；低調定壓力Pmin和高調定壓力Pmax時阻尼孔所造成的低壓力降△Pmin和高壓力降△Pmax的核算；進口壓力為公稱壓力Ps，出口壓力為低調定壓力Psmin時進口油腔到主閥芯上端油腔的內泄漏量q，阻尼孔直徑d0和長度L0的確定； 
4.2上海申弘閥門有限公司主營閥門有：減壓閥(組合式減壓閥,可調式減壓閥,自力式減壓閥液壓減壓閥的設計步驟減壓閥的設計步驟4.2.1主要結構尺寸的初步確定[7]（1）減壓閥的進出口直徑D0（單位為m）(2-9) 式子中：qs-閥的公稱流量； [Vs]-進出油口處油液的許用流速，一般取[Vs]=6m/s。 所以，取進出口直徑D0=48mm （2）主閥芯大直徑D及中間小直徑D1。適當增大主閥芯大直徑D，可以提高閥的靈敏度，降低壓力超調量；可以提高開啟壓力，保證閥的壓力穩定。不過，D值過大時將會使閥的結構尺寸和閥芯質量加大、主閥上腔容積增加，導致動態過渡時間延長。 從強度考慮：D1≥D/2 (cm) 通過主閥芯與閥體間環形通道的流量公式為： ，上式中流量Q以公稱流量代入，環形通道中油液流速V≤6m/s，取d1=D/2,則：（2-48） 式子中：—公稱流量（L/min）, 根據已知條件=500L/min,計算得出：D≥49.19mm 。 所以，取D=50mm， D1=25mm （3）尼小孔直徑d0及長度L0,設計時一般根據經驗選取： 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定性，而且還會使通過導閥的外泄漏量增大；反之，如果d0太小或者L0太長，則會影響減壓閥的動態性能，例如會使出口壓力超調量加大。所以，取d0=1.2mm , L0=23mm （4）主閥閥口大開口量Smax。 為使閥口的大開口量Smax時，油液流經閥口不產生擴散損失，應使開口面積 max不大于主閥芯與主閥體間環形截面面積 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可以根據結構的布置確定 （6）主閥芯與先導閥蓋的間距L2 L2≥Smax （cm） （2-52） 式中Smax—主閥閥口大開口量（cm）。 （7）先導錐閥角2 的選定。 適當減小先導閥錐角2，除了可以減小先導閥的液動力剛度、提高先導閥的穩定性外，還可以增大閥芯與閥座接觸的支反力R，提高密封性能，以免在外界油壓發生變化時，由于密封性能不良，導致先導閥振動，如圖所示。但是先導閥錐角2也不易取得過小。因為錐角過小，一方面影響閥的溢流性能，另一方面導致支反力R過大。一般取2=40°，較新的減壓閥可以取2=24°。 如圖4-1 
4.2.2 主閥彈簧的設計主閥彈簧的作用是在主閥芯上升時作為復位力，并且主閥彈簧剛度較小，因此又稱為弱性彈簧。減小主閥彈簧的剛度K1，有利于提高減壓閥的壓力穩定性，但是，K1值過小會使減壓閥動態過渡時間延長，降低閥的動態性能。所以，合理的選擇主閥彈簧的剛度K1很是重要。 根據已有的性能良好的減壓閥資料統計[3]，主閥彈簧的預壓緊力Pt可以按照以下范圍來選取：對于工作壓力為21～31.5Mpa的減壓閥，額定流量小于250L/min時，主閥彈簧的預壓緊力Pt=19.6～45N；額定流量q=250L/min～500L/min時，主閥彈簧的預壓緊力Pt=58.8～78.4N；額定流量q>1000L/min時，主閥彈簧預壓緊力Pt=196～294N。主閥彈簧的預壓縮量Y按下列計算公式計算得： Y=（2～5）×S (9-53) 式中的系數，在大流量時取大值，反之取小值。S—主閥開口量（cm）。 所以，取 Y=20mm。 減壓閥經過阻尼孔后的壓力損失經驗為:2～3bar（即0.2～0.3Mpa） 根據計算公式得： (9-54) 式子中，Pmin=0.2Mpa，Pmax=0.3Mpa，r—閥芯低面槽的半徑（cm）， Y—主閥彈簧的預壓縮量(cm)，Smax—閥口大開口量（cm）。 計算得出:k1=3140N/m。 在主閥彈簧的剛度K1和預壓縮量Y選定之后，計算出主閥彈簧的預壓緊力Pt，有公式K1=Pt/Y得，Pt=62.8N。 Pt在額定流量q=250L/min～500L/min時，主閥彈簧的預壓緊力Pt=58.8～78.4N范圍內，所以符合要求。 現在已知條件：主閥彈簧的大載荷F=K1×（Smax+Y）=3140×(0.01+0.02)=94.2N，變量 為30mm,計算出彈簧的主要尺寸。 根據工作要求確定彈簧的結構、材料和許用應力，要求中需滑閥動作靈敏、可靠；所以這種彈簧材料為碳素彈簧應該列為第Ⅰ組類 - 首先初選彈簧的直徑為d=2mm，
- 選擇彈簧的指數C，有表12-6[2] 李振清，彭榮濟，崔國泰合編，《機械零件》，北京工業學院出版社.1987]，C=10 這里也考慮到了外徑為20mm左右。
- 計算彈簧絲的直徑，有公式得：曲度系數
 =1.145 (12-3)
有表12-1[2]查得，彈簧材料在d=2mm時，碳素彈簧鋼絲的拉伸強度極限 =2000Mpa，查表12-3得， =0.4×2000=800Mpa。大工作載荷為F，其強度公式為： 
再根據設計公式：  =1.86mm (12-5)
式中 —彈簧材料的許用扭轉應力（Mpa）； F—軸向載荷（N）； d —彈簧絲的直徑（mm）； C—彈簧指數，又稱為旋繞比，C= ， 為彈簧的中徑； K—曲度系數，又稱應力修正系數。 d<2mm，說明與初選值相符。 故采用d=2mm的彈簧絲。 
- 計算彈簧的工作圈數
有公式 ，G—彈簧材料的剪切彈性模量，對于鋼G為80000Mpa，青銅G為40000Mpa；  =6.37，取為7圈 (12-2)所以，n=7；
- 彈簧的穩定性校核
彈簧的自由高度 與中徑之比，稱為高徑比b,也稱為細長比。 當高徑比b值較大時，軸向載荷F如果超過一定的限度，就會使彈簧產生側向彎曲而失穩，這在工作中是不允許的，故設計壓縮彈簧時應該給予校核。 要使壓簧不產生失穩現象，其高徑比應該小于臨界高徑比 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=5.3，一端固定，一段可自由轉動時=3.7，兩端可自由轉動時=2.6。 彈簧的節距 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，一端可以自由轉動，=3.7，故穩定。 
- 其他計算
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、內徑 為： =Cd=10×2=20mm ,D=+d=22mm , =-d=18mm 總圈數： =n+2.5=7+2.5=9.5 彈簧螺旋線升角： =6.6° 彈簧的展開長度L為：L= =596.75≈597mm。 
- 畫工作圖
彈簧的端部結構對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，端面經磨平并與彈簧的軸線垂直。圖4-2 技術要求：1.總圈數：=9.5 2.工作圈數：n=7 3.旋向 右旋 4.展開長度L=597mm， 5.制造技術條件按GB1239-76。 4.2.3先導閥彈簧的設計計算1）首先初選彈簧的直徑為d=3mm，根據工作要求確定彈簧的結構、材料和許用應力，這種彈簧也選用碳素彈簧鋼絲，但應該列為第Ⅱ組類。當壓力為35Mpa時，壓力損失（0.2Mpa～0.3Mpa），先導閥的大載荷Fmax=34.8× =437N。 2）選擇彈簧的指數C，有表12-6[2 3）計算彈簧絲的直徑，有公式得：曲度系數  =1.40 (12-3)
有表12-1[2]查得，彈簧材料在d=3mm時，碳素彈簧鋼絲的拉伸強度極限=1700Mpa，查表12-3得，=0.4×1700=720Mpa。大工作載荷為F，其強度公式為： 
再根據設計公式：  =2.94mm (12-5)
式中—彈簧材料的許用扭轉應力（Mpa）； F—軸向載荷（N）； d —彈簧絲的直徑（mm）； C—彈簧指數，又稱為旋繞比，C=，為彈簧的中徑； K—曲度系數，又稱應力修正系數。 d<3mm，說明與初選值相符。 故采用d=3mm的彈簧絲。 4）計算彈簧的工作圈數 有公式，G—彈簧材料的剪切彈性模量，對于鋼G為80000Mpa，青銅G為40000Mpa；  =10.7，取為11圈 (12-2)
所以，n=7； 5）彈簧的穩定性校核 節距 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，一端可以自由轉動，=5.3，故穩定。 6）其他計算 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、內徑為： =Cd=4×3=12mm ,D=+d=15mm , =-d=9mm 總圈數：=n+2.5=11+2.5=13.5 彈簧螺旋線升角： =7.56°≈7.6° （表12-4） 彈簧的展開長度L為：L= =513.189≈513.2mm。 7）畫工作圖 彈簧的端部結構對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，端面經磨平并與彈簧的軸線垂直。圖4-3 
技術要求：1.總圈數：=13.5 2.工作圈數：n=11 3.旋向 右旋4.展開長度L=513.2mm， 5.制造技術條件按GB1239-76。與本產品相關論文：200X先導隔膜式水用減壓閥安裝要求 |
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