减压阀的设计

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 ）m 042.0614.312014][q 40D =⨯⨯=≥Vs s π (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：()V Q 22D1-D 4⨯=π，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： QqD D D 22.06100]2[4Qq 67.1622≥⨯⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-≤π （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）×2-10， 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DS πmax 不大于主阀芯与主阀体间环形截面面积(),1D -D 422 π即 ()22D1-D 4max ππ≤DS （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L2L2≥Smax （cm ） （2-52）式中Smax —主阀阀口最大开口量（cm ）。

（7）先导锥阀角2ϕ的选定。

适当减小先导阀锥角2ϕ，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2ϕ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2ϕ=40°，较新的减压阀可以取2ϕ=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q>1000L/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：Y K r ⨯=⨯⨯1Pmin 2π()Y K r P +•=⨯⨯Sm ax 1m ax 2π (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λ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12-6[2] 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10615.04-1041-104C 615.04-C 41-C 4K +⨯⨯=+= =1.145 (12-3) 有表12-1[2]查得，弹簧材料在d=2mm 时，碳素弹簧钢丝的拉伸强度极限B σ=2000Mpa ，查表12-3得，[]B 4.0στ==0.4×2000=800Mpa 。

最大工作载荷为F ，其强度公式为：[]τπτ≤=2dFC 8K 再根据设计公式：[][]800102.94145.16.16.18d ⨯⨯⨯=⨯=≥ττπKFCKFC=1.86mm (12-5) 式中[]τ—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=dD 2，2D 为弹簧的中径； K —曲度系数，又称应力修正系数。

d<2mm ，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38n FCd G λ=，G —弹簧材料的剪切弹性模量，对于钢G 为80000Mpa ，青铜G 为40000Mpa ；33102.948230800008n ⨯⨯⨯⨯==FC d G λ=6.37，取为7圈 (12-2) 所以，n=7；5） 弹簧的稳定性校核弹簧的自由高度0H 与中径2D 之比，称为高径比b,也称为细长比。

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c b 即b=0H /2D ≤c b ,c b 的值视弹簧端部支承方式而定。

端部支承为两端固定时c b =5.3，一端固定，一段可自由转动时c b =3.7，两端可自由转动时c b =2.6。

弹簧的节距 t ， 由表12-4[1]查得:t=d+δ≥d+λ/n+0.1d=2+30÷7+0.2=6.49mm (表12-4)δ—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： 0H = nt + 2d=7×7+2×2=53mm 。

(表12-4) 高径比: b=0H /2D =21053Cd H 0⨯==2.65, 一端固定，一端可以自由转动，c b =3.7，故稳定。

6） 其他计算极限载荷 有表12-3查得 []τττ25.1j =≤s =1.25×800=1000Mpa则弹簧的极限载荷j F 为： 145.11081000214.3K 822⨯⨯⨯⨯==C d F jj τπ=127.12N 最小工作载荷取为：1F =0.4F=0.4×94.2=37.68N极限载荷下的变形量：14.312.127j ==K F jλ=40.4mm 极限载荷下的弹簧高度：j 0j H λ-=H =53-40.4=12.6mm 。

最大工作载荷下的弹簧高度：102λ-=H H =53-30=23mm 。

最小工作载荷下的弹簧高度：10-H H 01==53-10=43mm 。

弹簧的中径2D 、外径D 、内径1D 为：2D =Cd=10×2=20mm ,D=2D +d=22mm , 1D =2D -d=18mm总圈数：1n =n+2.5=7+2.5=9.5弹簧螺旋线升角：2014.37tan tan 121⨯==--D t πα=6.6° 弹簧的展开长度L 为：L=026.6cos 5.92014.3cos n D ⨯⨯=απ=596.75≈597mm 。

7） 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3/4～143圈的并紧支承圈，端面经磨平并与弹簧的轴线垂直。

图4-2技术要求：1.总圈数：1n =9.5 2.工作圈数：n=7 3.旋向 右旋4.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Ⅱ组类。

当压力为35Mpa 时，压力损失（0.2Mpa ～0.3Mpa ），先导阀的最大载荷Fmax=34.8×224⨯π=437N 。

2）选择弹簧的指数C ，有表12-6[2] 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4615.04-441-44C 615.04-C 41-C 4K +⨯⨯=+==1.40 (12-3) 有表12-1[2]查得，弹簧材料在d=3mm 时，碳素弹簧钢丝的拉伸强度极限B σ=1700Mpa ，查表12-3得，[]B 4.0στ==0.4×1700=720Mpa 。

最大工作载荷为F ，其强度公式为：[]τπτ≤=2dFC 8K 再根据设计公式： [][]720443740.16.16.18d ⨯⨯⨯=⨯=≥ττπKFCKFC=2.94mm (12-5) 式中[]τ—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=dD 2，2D 为弹簧的中径； K —曲度系数，又称应力修正系数。