1、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)042.614.32q40DVs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)通过主阀芯与阀体间环形通道的流量公式为： ，上式中VQ2D1-4 流量
2、Q 以公称流量 Qq 代入，环形通道中油液流速 V6m/s，取 d1=D/2,则：（2-48）qDD2.0 610246712式子中：Qq公称流量（L/min）,根据已知条件 Qq=500L/min,计算得出：D49.19mm 。 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=（0.080.12） ， L0=（719）d0 （2-50）2-10d0 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
3、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DS ,1D-42 （2-51）21-4max上式中，取 D1=D/2，则 Smax0.187D=0.18750=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 L2L2Smax （cm） （2-52）式中 Smax主阀阀口最大开口量（
4、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 4-14.2.2 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
5、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）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
6、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： YKr1Pmin2 (9-54)Smaxax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/min500L/min 时，主阀弹簧的预压紧力Pt=58.878.4N 范围内，所以符
7、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组类1） 首先初选弹簧的直径为 d=2mm，2） 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 这里也考虑到了外径为20mm 左右。3） 计算弹簧丝的直径，有公式得：曲度系数=1.145 (12-3)1065.4-C615.04-K有表 12-12查得，弹簧材料在
8、d=2mm 时，碳素弹簧钢丝的拉伸强度极限=2000Mpa，查表 12-3 得， =0.42000=800Mpa。最大工作载荷为BB.0F，其强度公式为： 2dFC8K再根据设计公式：=1.86mm (12-5)8012.945.16.6.18d 式中 弹簧材料的许用扭转应力（Mpa） ；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= ， 为弹簧的中径；dD2K曲度系数，又称应力修正系数。d2mm，说明与初选值相符。故采用 d=2mm 的弹簧丝。4） 计算弹簧的工作圈数有公式 ，G弹簧材料的剪切弹性模量，对于钢 G 为 80000Mpa，38nFCd青铜 G 为
9、 40000Mpa；=6.37，取为 7 圈 (12-2)33102.94所以，n=7；5） 弹簧的稳定性校核弹簧的自由高度 与中径 之比，称为高径比 b,也称为细长比。0H2D当高径比 b 值较大时，轴向载荷 F 如果超过一定的限度，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 即cbb= / , 的值视弹簧端部支承方式而定。端部支承为两端固定时02Dcb=5.3，一端固定，一段可自由转动时 =3.7，两端可自由转动时 =2.6。cb cbc弹簧的节距 t， 由表 12-41查得:t=d+ d+ /n+0
10、.1d=2+307+0.2=6.49mm (表 12-4)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：= nt + 2d=77+22=53mm。 (表 12-4) 0H高径比: b= / = =2.65, 一端固定，一端可以自由转动，0H2D21053Cd=3.7，故稳定。cb6） 其他计算极限载荷 有表 12-3 查得=1.25800=1000Mpa25.1js则弹簧的极限载荷 为： =127.12NjF145.082.3K2Cdjj最小工作载荷取为： =0.4F=0.494.2=37.68N1极限载荷下的变形量： =40
11、.4mm14.327jj极限载荷下的弹簧高度： =53-40.4=12.6mm。j0jH最大工作载荷下的弹簧高度： =53-30=23mm。12最小工作载荷下的弹簧高度： =53-10=43mm。-01弹簧的中径 、外径 D、内径 为：2=Cd=102=20mm ,D= +d=22mm , = -d=18mm2D21D2总圈数： =n+2.5=7+2.5=9.51n弹簧螺旋线升角： =6.604.37tanta121弹簧的展开长度 L 为：L= =596.75597mm。06.cos59s7） 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端各有 3/41 圈的并紧
12、支承圈，端面经磨平并与弹簧的轴线垂直。43图 4-2技术要求：1.总圈数： =9.5 2.工作圈数：n=7 3.旋向 右旋1n4.展开长度 L=597mm， 5.制造技术条件按 GB1239-76。4.2.3 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，但应该列为第组类。当压力为35Mpa 时，压力损失（0.2Mpa0.3Mpa） ，先导阀的最大载荷 Fmax=34.8=437N。242）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=4 这里
13、也考虑到了外径为 12mm 左右。3）计算弹簧丝的直径，有公式得：曲度系数=1.40 (12-3)4615.0-4615.04-K有表 12-12查得，弹簧材料在 d=3mm 时，碳素弹簧钢丝的拉伸强度极限=1700Mpa，查表 12-3 得， =0.41700=720Mpa。最大工作载荷为BB.F，其强度公式为： 2dFC8K再根据设计公式：=2.94mm (12-5)72043.16.6.18d 式中 弹簧材料的许用扭转应力（Mpa） ；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= ， 为弹簧的中径；dD2K曲度系数，又称应力修正系数。d3mm，说明与初选
14、值相符。故采用 d=3mm 的弹簧丝。4）计算弹簧的工作圈数有公式 ，G弹簧材料的剪切弹性模量，对于钢 G 为 80000Mpa，38nFCd青铜 G 为 40000Mpa；=10.7，取为 11 圈 (12-2)334710所以，n=7；5）弹簧的稳定性校核节距 由表 12-41查得:t=d+ d+ /n+0.1d=3+1011+0.3=4.2mm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：= nt + 2d=511+23=61mm。 (表 12-4)0H高径比: b= / = =5.08, 一端固定，一端可以自由转动，0
15、2D3461CdH0=5.3，故稳定。cb6）其他计算极限载荷 有表 12-3 查得=1.25720=900Mpa25.1js则弹簧的极限载荷 为： =567.72NjF40.1893.K22Cdjj最小工作载荷取为： =0N1弹簧的刚度计算,有式子得： =42.61N/mm。 G332n（12-7） 极限载荷下的变形量： =13.32mm61.475jKFj最小工作载荷的变形量为 0。极限载荷下的弹簧高度： =61-13.32=47.68mm。jjH最大工作载荷下的弹簧高度： =61-10=51mm。102最小工作载荷下的弹簧高度： m61弹簧的中径 、外径 D、内径 为：2=Cd=43=12mm ,D= +d=15mm , = -d=9mm2D21D2总圈数： =n+2.5=11+2.5=13.51n弹簧螺旋线升角： =7.567.6 （表 12-4.35tanta1214）弹簧的展开长度 L 为：L= =513.189513.2mm。026.7cos5.csD7）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。43。图 4-3技术要求：1.总圈数： =13.5 2.工作圈数：n=11 3.旋向 右旋 4.展1n开长度 L=513.2mm， 5.制造技术条件按 GB1239-76。
