4.2減壓閥的設(shè)計(jì)方法4.2.1主要結(jié)構(gòu)規(guī)格的初步確定[7]（1）減壓閥的進(jìn)出口半徑D0（單位為m）(2-9)方程中：qs-閥的公稱流量；[Vs]-進(jìn)出油口處油液的許用流速，通常取[Vs]=6m/s。因此，取進(jìn)出口半徑D0=48mm（2）主軸套大半徑D及后邊小半徑D1。適當(dāng)減小主軸套大半徑D，可以提升閥的靈敏度，減少壓力超調(diào)量；可以減少開啟壓力，保證閥的壓力穩(wěn)定。不過，D值過大時(shí)必將使閥的結(jié)構(gòu)規(guī)格和氣閥品質(zhì)加強(qiáng)、主閥上腔體積提高，造成動(dòng)態(tài)過渡時(shí)間延長(zhǎng)。從硬度考慮：D1≥D/2(cm)通過主襯套與閥門間環(huán)型通道的流量公式為：，上式中流量Q以公稱流量Qq代入，環(huán)型通道中油液流速V≤6m/s，取d1=D/2,則：（2-48）方程中：Qq—公稱流量（L/min）,按照已知條件Qq=500L/min,估算得出：D≥49.19mm。因此，取D=50mm，D1=25mm（3）尼小孔半徑d0及厚度L0,設(shè)計(jì)時(shí)通常依據(jù)經(jīng)驗(yàn)選用：d0=（0.08～0.12）×減壓閥，L0=（7～19）×d0（2-50）d0與L0的確定是非常重要的：假如d0太大或L0太緊，則起不到減振作用，這除了影響到出口壓力的穩(wěn)定性，并且還能使通過導(dǎo)閥的外泄露量減?。环粗?，假如d0太小或則L0太長(zhǎng)，則會(huì)影響減壓閥的動(dòng)態(tài)功耗，比如會(huì)使出口壓力超調(diào)量加強(qiáng)。

因此，取d0=1.2mm,L0=23mm（4）主閥閥口最大開口量Smax。為使閥口的最大開口量Smax時(shí)，油液流經(jīng)閥口不形成擴(kuò)散損失，應(yīng)使開口面積max不小于主襯套與主閥門間環(huán)型截面面積即（2-51）上式中，取D1=D/2，則Smax≤0.187D=0.187×50=9.35mm因此，取Smax=10mm。（5）閥門的槽寬腔B1和B2。槽寬腔B1和B2可以按照結(jié)構(gòu)的布置確定（6）主襯套與先導(dǎo)閥蓋的寬度L2L2≥Smax（cm）（2-52）式中Smax—主閥閥口最大開口量（cm）。（7）先導(dǎo)錐閥角2的選取。適當(dāng)降低先導(dǎo)閥錐角2，不僅可以降低先導(dǎo)閥的液動(dòng)力撓度、提高先導(dǎo)閥的穩(wěn)定性外，還可以減小襯套與墊圈接觸的支反力R，增加密封功耗，以免在外界液壓發(fā)生變化時(shí)，因?yàn)槊芊夤牟涣?，造成先?dǎo)閥震動(dòng)，如圖所示。雖然先導(dǎo)閥錐角2也不易取得過小。由于錐角過小，一方面影響閥的溢流功耗，另一方面造成支反力R過大。通常取2=40°，較新的減壓閥可以取2=24°。如圖4-14.2.2主閥彈簧的設(shè)計(jì)主閥彈簧的作用是在主襯套上升時(shí)作為復(fù)位力，使得主閥彈簧撓度較小，所以又稱為弱性彈簧。降低主閥彈簧的撓度K1，有促使增加減壓閥的壓力穩(wěn)定性，而且，K1值過小會(huì)使減壓閥動(dòng)態(tài)過渡時(shí)間延長(zhǎng)，增加閥的動(dòng)態(tài)功耗。

因此，合理的選擇主閥彈簧的撓度K1很是重要。按照已有的功耗良好的減壓閥資料統(tǒng)計(jì)[3]，主閥彈簧的預(yù)壓緊力Pt可以根據(jù)以下范圍來選定：對(duì)于工作壓力為21～31.5Mpa的減壓閥，額定流量大于250L/min時(shí)，主閥彈簧的預(yù)壓緊力Pt=19.6～45N；額定流量q=250L/min～500L/min時(shí)，主閥彈簧的預(yù)壓緊力Pt=58.8～78.4N；額定流量q>1000L/min時(shí)，主閥彈簧預(yù)壓緊力Pt=196～294N。主閥彈簧的預(yù)壓縮量Y推薦按下述估算公式估算得：Y=（2～5）×S(9-53)式中的系數(shù)，在大流量時(shí)取最大值，反之取小值。S—主閥開口量（cm）。因此，取Y=20mm。減壓閥經(jīng)過減振孔后的壓力損失經(jīng)驗(yàn)為:2～3bar（即0.2～0.3Mpa）依照估算公式得：(9-54)方程中，Pmin=0.2Mpa，Pmax=0.3Mpa，r—閥芯低面槽的直徑（cm）減壓閥，Y—主閥彈簧的預(yù)壓縮量(cm)，Smax—閥口最大開口量（cm）。估算得出:k1=3140N/m。在主閥彈簧的撓度K1和預(yù)壓縮量Y選取以后，估算出主閥彈簧的預(yù)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(shí)，主閥彈簧的預(yù)壓緊力Pt=58.8～78.4N范圍內(nèi)，因此符合要求。

目前已知條件：主閥彈簧的最大荷載F=K1×（Smax+Y）=3140×(0.01+0.02)=94.2N，變量為30mm,估算出彈簧的主要規(guī)格。按照工作要求確定彈簧的結(jié)構(gòu)、材料和許用蠕變，要求中需滑閥動(dòng)作靈敏、可靠；因此這些彈簧材料為碳素彈簧應(yīng)當(dāng)列為第Ⅰ組類首先初選彈簧的半徑為d=2mm，選擇彈簧的指數(shù)C，有表12-6[2]李振清，彭榮濟(jì)，崔國(guó)泰合編，《機(jī)械零件》，上海工業(yè)大學(xué)出版社.1987]，C=10這兒也考慮到了直徑為20mm左右。估算彈簧絲的半徑，有公式得：彎度系數(shù)=1.145(12-3)有表12-1[2]查得，彈簧材料在d=2mm時(shí)，碳素彈簧鋼絲的拉伸硬度極限=，查表12-3得，=0.4×2000=。最大工作荷載為F，其硬度公式為：再依照設(shè)計(jì)公式：=1.86mm(12-5)式中—彈簧材料的許用扭轉(zhuǎn)撓度（Mpa）；F—軸向撓度（N）；d—彈簧絲的半徑（mm）；C—彈簧指數(shù)，又稱為旋繞比，C=，為彈簧的中徑；K—曲度系數(shù)，又稱撓度修正系數(shù)。d

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