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 ）

D 0≥4q s =π[Vs ]1=0. 042m (2-9) 3. 14⨯64⨯

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) 4

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： 通过主阀芯与阀体间环形通道的流量公式为：Q =π⨯ D 2-D12V ，上式中()

⎛D ⎫16. 67Qq ≤[D 2- ⎪]⨯100⨯64⎝2⎭ （2-48）

D ≥0. 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）×10-2， 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π2

面积πDS max 不大于主阀芯与主阀体间环形截面面积π

4 D 2-D 12 , 即 ()

πDS max ≤π(4 D 2-D12 （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4-1

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：

Pmin ⨯π⨯r 2=K 1⨯Y

2 P max ⨯π⨯r =K 1∙(S max +Y ) (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

K =4C -10. 6154⨯10-10. 615+=+ =1.145 (12-3) 4C -4C 4⨯10-410

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σB =2000Mpa，查表12-3得，[τ]=0. 4σB =0.4×2000=800Mpa。最大工作载荷为F ，其强度公式为：τ=K 8FC ≤[τ] 2πd

再根据设计公式：

d ≥8KFC

πτ=1. 6⨯KFC

τ=1. 6⨯. 145⨯94. 2⨯10=1.86mm (12-5) 800

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=D 2，D 2为弹簧的中径； d

K—曲度系数，又称应力修正系数。

d

故采用d=2mm的弹簧丝。 4） 计算弹簧的工作圈数

G λd 有公式n =，G —弹簧材料的剪切弹性模量，对于钢G 为80000Mpa ，38FC

青铜G 为40000Mpa ；

G λd 80000⨯30⨯2n ===6.37，取为7圈 (12-2) 8FC 38⨯94. 2⨯103

所以，n=7；

5） 弹簧的稳定性校核

弹簧的自由高度H 0与中径D 2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b c 即

b=H 0/D 2≤b c , b c 的值视弹簧端部支承方式而定。端部支承为两端固定时b c =5.3，一端固定，一段可自由转动时b c =3.7，两端可自由转动时b c =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： H 0= nt + 2d=7×7+2×2=53mm。 (表12-4) 高径比: b=H 0/D 2=H 053==2.65, 一端固定，一端可以自由转动，Cd 10⨯2

b c =3.7，故稳定。

6） 其他计算

极限载荷 有表12-3查得

τj ≤τs =1. 25[τ]=1.25×800=1000Mpa

3. 14⨯22⨯1000则弹簧的极限载荷F j 为： F j ==127.12N =8C K 8⨯10⨯1. 145

最小工作载荷取为：F 1=0.4F=0.4×94.2=37.68N 极限载荷下的变形量：λj =F j

K =127. 12=40.4mm 3. 14πd 2τj

极限载荷下的弹簧高度：H j =H 0-λj =53-40.4=12.6mm。

最大工作载荷下的弹簧高度：H 2=H 0-λ1=53-30=23mm。

最小工作载荷下的弹簧高度：H 1=H 0-10=53-10=43mm。

弹簧的中径D 2、外径D 、内径D 1为：

D 2=Cd=10×2=20mm ,D=D 2+d=22mm , D 1=D 2-d=18mm

总圈数：n 1=n+2.5=7+2.5=9.5 弹簧螺旋线升角：α=tan -1t 7=6.6° =tan -1

πD 23. 14⨯20

弹簧的展开长度L 为：L=πD 2n 3. 14⨯20⨯9. 5==596.75≈597mm 。 cos αcos 6. 60

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

3端各有3/4～1圈的并紧支承圈，端面经磨平并与弹簧的轴线垂直。

4

图4-2

技术要求：1. 总圈数：n 1=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

π时，压力损失（0.2Mpa ～0.3Mpa ），先导阀的最大载荷Fmax=34.8×⨯22=437N。 4

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

K =4C -10. 6154⨯4-10. 615+=+=1.40 (12-3) 4C -4C 4⨯4-44

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

查表12-3得，[τ]=0. 4σB =0.4×1700=720Mpa。最大工作载荷为F ，σB =1700Mpa，

其强度公式为：τ=K 8FC ≤[τ] 2πd

再根据设计公式： d ≥8KFC

πτ=1. 6⨯KFC

τ=1. 6⨯1. 40⨯437⨯4=2.94mm (12-5) 720

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=D 2，D 2为弹簧的中径； d

K—曲度系数，又称应力修正系数。

d

故采用d=3mm的弹簧丝。

4）计算弹簧的工作圈数

G λd 有公式n =，G —弹簧材料的剪切弹性模量，对于钢G 为80000Mpa ，38FC

青铜G 为40000Mpa ；

G λd 80000⨯10⨯3n ===10.7，取为11圈 (12-2) 8FC 38⨯437⨯43

所以，n=7；

5）弹簧的稳定性校核

节距 由表12-4[1]查得:t=d+δ≥d+λ/n+0.1d=3+10÷11+0.3=4.2mm δ—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： H 0= nt + 2d=5×11+2×3=61mm。 (表12-4) 高径比: b=H 0/D 2=H 061==5.08, 一端固定，一端可以自由转动，Cd 4⨯3

b c =5.3，故稳定。

6）其他计算

极限载荷 有表12-3查得

τj ≤τs =1. 25[τ]=1.25×720=900Mpa

3. 14⨯32⨯900则弹簧的极限载荷F j 为： F j ==567.72N =8C K 8⨯4⨯1. 40

最小工作载荷取为：F 1=0N

K 2=弹簧的刚度计算, 有式子得：Gd 80000⨯3==42.61N/mm。 （12-7） 338C n 8⨯4⨯11πd 2τj

极限载荷下的变形量：λj =F j

K =567. 72=13.32mm 42. 61

最小工作载荷的变形量为0。

极限载荷下的弹簧高度：H j =H 0-λj =61-13.32=47.68mm。

最大工作载荷下的弹簧高度：H 2=H 0-λ1=61-10=51mm。

最小工作载荷下的弹簧高度：H 1=H 0=61mm

弹簧的中径D 2、外径D 、内径D 1为：

D 2=Cd=4×3=12mm ,D=D 2+d=15mm , D 1=D 2-d=9mm

总圈数：n 1=n+2.5=11+2.5=13.5 弹簧螺旋线升角：α=tan -1t 5=7.56°≈7.6° （表12-4） =tan -1

πD 23. 14⨯12

弹簧的展开长度L 为：L=

7）画工作图 πD 2n 3. 14⨯12⨯13. 5==513.189≈513.2mm 。 cos αcos 7. 60

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

3端各有3/4～1圈的并紧支承圈，端面经磨平并与弹簧的轴线垂直。 4

。

图4-3

技术要求：1. 总圈数：n 1=13.5 2.工作圈数：n=11 3.旋向 右旋4. 展开长度L=513.2mm， 5.制造技术条件按GB1239-76。