毕业设计（论文）说明书 题目：减压控制阀的设计 系 名 机械工程系 专 业 机械设计制造及其自动化 学 号 6012201230 学生姓名 周翔 指导教师 朱家玲 2016年5月20日 摘 要 随着工业技术的发展，液压系统在当今机械领域用途越来越广泛，各种大、中、小型液压设备中，液压减压阀是系统中的一个关键性的压力控制元件，它们的性能和寿命在很大程度上决定着整个液压系统的平稳性和工作能力。 设计中对减压阀结构进行了探讨，并且比较了两种方案的优劣特点，选择了管式螺纹连接定值输出减压阀。在现有的减压阀基础上通过改变主阀芯的材料，从而提高减压阀的灵敏度，使产品在满足设计条件要求的情况下，更加经济合理化。 在这次毕业设计中主要参考了DR50型先导式减压阀的相关产品的结构和技术参数，并以其为基础，重新设计了先导式定值输出液压减压阀阀芯的结构参数，通过计算和不断优化使减压阀的部分或整体性能有所提高完善。 关键词：先导式减压阀；管式连接；阀芯结构参数 Abstract Along with the development of the technology industry, Hydraulic system in tod- ays machinery field use more and more widely, In all the big or small hydraulic equi- pment, Hydraulic pressure reducing valve is system of a key pressure control compo- nents. This design mainly in the market today of the pressure reducing valve for the fo- undation, Pilot type setting value output pressure reducing valve design. In the gradu- ation design process adopted some of the pressure reducing valve about new technolo- gy and new ideas, And used topilot type setting value output pressure reducing valve design, In the design of pressure reducing valve structure were discussed. In the graduation design main reference the forerunner of the pressure reducing valve DR50 type of related products structure and technical parameters, And as the f- oundation, To guide the design of hydraulic pressure reducing valve setting value ou- tput valve core structure parameters, Through calculation and continuous optimization of the pressure reducing valve to part or whole performance improved perfect. Key words：Pilot Operated Reducing Valves；Tube Type Conjunction；The Valve Core Structure Parameters 第一章 引言 1 第二章 减压阀 3 2.1 减压阀的简介 3 2.2 定值减压阀 3 2.3 定比减压阀 5 2.4 定差减压阀 6 2.5 我国引进的德国力士乐公司压力阀系列 7 第三章 设计方案的分析与选定 9 3.1 设计的目的及范围 9 3.2 设计的任务要求 9 3.3 设计的总体思路 9 3.4 设计方案的对比与确定 10 第四章 减压阀的结构设计及计算 12 4.1 减压阀的设计内容 12 4.2 减压阀的设计步骤 12 4.2.1 主要结构尺寸的初步确定 12 4.2.2 主阀弹簧的设计 14 4.2.3 先导阀弹簧的设计计算 17 第五章 减压阀结构材料的选择及回油路的设计20 5.1 减压阀主要构件的材料选择 20 5.1.1 阀体（壳体）的材料选择 20 5.1.2 阀芯与阀套的材料选择 20 5.1.3 先导式减压阀的远程控制口K的用途 20 5.1.4 液压阀主要构件加工工艺 20 5.2 减压阀回油路的设计 21 5.2.1 减压回路的工作原理 21 5.2.2 减压阀设计应该注意事项 22 5.2.3 减压阀常见的故障及诊断排除 22 第六章减压阀的性能指标及造型 25 6.1 减压阀的主要静态性能指标 25 6.2 减压阀的动态性能 26 6.3 减压阀的设计造型图 27 第七章 结论 29 参考文献 30 外文资料 中文译文 致谢 第一章 引言 液压技术在功率密度、结构组成、响应速度、调速保护、过载保护、电液整台等方面都具有一定的优势，使其成为现代传动的重要技术手段和不可替代的关键基础技术之一，这些应用已经遍及了国民经济各个领域。 我国的液压工业第一个五年计划），由于机床制造工业发展的迫切需求，50年代初期，上海机床厂、天津液压件厂仿造了苏联的各类低压泵、阀。随后，以广州机床研究所为主的工厂，在引进消化国外中低压元件制造技术的基础上，了2.5MPa和6.3MPa公称压力的中低压液压阀系统（简称广州型），并迅速投入到生产当中60年代初期，为了让液压工程机械从中低压向高压方向得到稳定发展，以山西榆次液压件厂为主的工厂，引进了日本油研公司的21MPa公称压力的中高压系列的液压阀1977年正式完成了公称压力为31.MPa的新系列高压阀的设计建国以来，我国在液压行业及制造生产液压阀方面，从无到有取得了的成绩。与国外同类产品比较中，品种性能指标差距。液压设备能传很大的力力矩，单位功率重量轻，结构尺寸小，在同等功率下，反应速度快、准、稳；大范围内能够简单的实现无级变速的功能；容易放大功率；避免过载；使其更加润滑，寿命更长，制造成本更低。所以，世界各国均将液压阀应用在、、、汽车工业、工业、农业机械、船舶交通、铁道飞机、坦克、导弹、火箭、雷达等国防工业中通过调节，将进口压力减至某一需要的出口压力，介质本身的能量，使出口压力自动保持阀门的稳定性减压阀是能够将出口压力调节到低于进口压力的控制阀。可以减低系统中任一分支液压油路的压力，用来满足液压设备执行元件的需要，常见于各种液压控制系统、夹紧系统、辅助系统及润滑系统中。 图2-1 工作原理图 工作原理如图2-1：进口压力P1经减压口减压后压力变为出口压力P2，出口压力油经主阀体上的通道6和底座8上的通道进入主阀芯9的下腔，再经过主阀芯上的阻尼孔进入主阀芯的上腔和先导阀的前腔，然后再通过锥阀座4中的阻尼孔后，作用到先导锥阀3上。当出口压力低于调定压力时，先导阀口关闭，主阀芯下端的阻尼孔中没有油液流动，主阀芯上、下两端的油压力相等，主阀芯在弹簧力的作用下处于最下端位置，减压口全开，不起减压作用，即P1≈P2。当出口压力超过调定压力时，出油口部分液体经过阀座上的通道、主阀芯阻尼孔、主阀腔、先导阀口、先导阀上的泄漏油口L流回油箱。阻尼孔有油液通过，产生压力损失，使主阀芯上下腔产生压力（P2＞P1），此压力差所产生的作用力大于主阀弹簧力时，主阀上移，使节流口（减压口）关小，减压作用增强，直到主阀芯稳定到某一平衡位置，此时出口压力P2取决于先导阀弹簧所调定的压力值。 设A、Ac分别为主阀和先导阀有效作用面积m2)；Kx、Ky分为先导阀和主阀弹簧刚度(N/m)；X0 、X分别为先导阀弹簧预压缩量和开口量m)；Y0、Y、Ymax分别为主阀弹簧预压缩量、主阀开口量和最大开口量(m),则： 当Ac＜Ft时，先导阀关闭，主阀上下两端不产生压力差 当PAc＜Ft时，先导阀打开，主阀上下两端产生压力差，主阀芯提升，起减压作用Ft—设定压力值（N）； 忽略稳态液动力时，根据[1]先导阀和主阀的力平衡方程为： 式（2-1） 所以，出口压力： P2= 式（2-2） 又∵ X，Y+,Ky很小 ∴ ≈C（常数） ∴ P2=调节调压弹簧，改变硬弹簧力，即可改变出口压力。 特点：在减压阀出口油液不再流动时，由于先导阀卸油仍未停止，减压口仍有油液流动，阀就处于工作状态，出口压力也就保持调定压力不变。减压的含义：油液在某个地方的压力损失使得出口压力或进出口压差与某一负载压力之比为常数并保持恒定，称之为定比减压阀。工作原理：高压油P1经过减压口后从以P2流出，同时低压油作用于阀芯上腔+K（+X）= 式（2-3） 式子中 K—弹簧刚度,、X—弹簧预压缩量及阀口开度。 若忽略刚度很小的弹簧力，则有近似的阀芯平衡方程式： 式（2-4） 由上式可知道只要选择柱塞直径比，即可获得所需的进出口压力比。 图2-2 工作原理图 2.4 定差减压阀 定差减压阀的含义：利用油液在某个地方的压力损失，使进出口压差或出口压力与某一负载压力之差为常数并保持恒定，故称定差减压阀工作原理：高压油P1先经过节流口减压后再以低压P2流出，同时低压油经过阀芯中心孔将压力P2传递至阀芯上腔，其进出油压在阀芯有效作用面积上的压力与弹簧力相平衡根据[1]有： △P=（Pa）式中，K、X0分别为弹簧刚度（N/m）和预压缩量（m）P1、P2、X、D和d如图-3所示。 应用：与节流阀组合作调速阀，通过节流阀的流量基本不会受到外界负载所带来的任何影响。 (a)工作原理；(b)符号图-3 定差减压阀 图2-4 代号意义 1、先导式减压阀=DB；不带通径主阀芯的先导阀：通径10=DBC、通径25、32=DRC（不标通径和连接方式）；带主阀芯的先导阀=DRC（注明通径10或32、不标注连接方式）； 2、公称通径； 3、板式连接=无标记；管式连接=G； 4、调节手柄＝1，带保护罩的调节螺栓＝2，带锁的调节手柄＝3； 5、30系列=30； 6、控制压力10Mpa=100；控制压力31.5Mpa=315； 7、控制油供排方式：内供内排=无标注；外供内排=X；内供外排=Y（泄漏油从Y口排出）；外供外排=XY； 8、有单向阀=无标记；没有单向阀=M； 9、矿物质液压油=无标记；磷酸酯液压液=V； 10、附加说明。 第三章 设计方案的分析与选定 3.1 设计的目的及范围 作为理工科类院校，特别是我们的机械设计制造及其自动化专业，液压技术是其中必学的课程之一。本次毕业设计最主要是针对减压阀部分设计和分析，减压阀是主要的研究对象，对减压阀部分进行设计。最后，探讨减压阀的理论研究，内容包含减压阀的工作原理、特征结构、以及静态性能的分析等。 3.2 设计的任务要求 指导老师提供了毕业设计的课题，题目为一种减压控制阀的设计。不仅要对减压阀的结构进行设计，还要运用三维建模软件对减压阀的外形设计。 减压阀的额定流量为：500L/min 调压范围为：14～35Mpa 三维设计：用UG或者SolidWorks软件画出装配图。 3.3 设计的总体思路 毕业设计是对先导式定值输出减压阀的设计，导阀和主阀两部分共同组成了先导式定值输出减压阀。导阀是最常用的一种锥阀式结构；而主阀分为全周开口节流口的滑阀结构和弓形节流口的插装式结构。两者的液阻半桥中不相同的是其固定液阻（阻尼孔）的位置，前者固定液阻和主阀芯成一体，后者固定液阻独立并且其结构与主阀芯没有关系。我们需要利用现有的技术观点进行减压阀设计。 必须先根据已知的参数进行方案确认、造型设计，然后根据各方面要求确定每个零件的尺寸大小、设计、造型及规范。 从机械设计手册中查得，直动型减压阀的工作压力范围为0.5～63MPa，额定流量为2～350L/min。先导式减压阀的工作压力范围为0.3～35MPa，额定流量为40～1250L/min。 从机械设计手册中选择合适的减压阀，然后确定为先导式减压阀。目前，先导式减压阀常出现的问题是：调压失灵、主阀芯磨损或径向夹紧、工作压力调定后出油口压力自动升高、噪声、压力波动及振荡等多种情况。 由于先导式减压阀工作要求，所以就需要定压精度高、灵敏度高、工作平稳，无振动和噪声，当主阀关闭时密封要好，泄露要小。因此在机构设计上要考虑以上主要要求。以上所提到的结构设计要求都需要一一满足，仔细查询目前成功的结构设计案例，研究探讨和分析，并且取长补短，不断完善。 设计过程当中，需要从以下几个方面中解决典型的技术问题： 1、调压失灵 2、阀芯径向卡紧 3、工作压力调定后出油口压力自行升高 4、噪声、压力波动及振荡 3.4 设计方案的对比与确定 先导式定值减压阀的结构有两种方案： 方案一：管式连接 图3-1 主阀为滑阀的先导式减压阀 阀体6上开有进油口P1、P2，阀盖5上开有外控口K和外泄油口L。主阀芯中部的阻尼孔9为液压半桥的输入液阻（固定液阻）。减压阀稳态工作时，二次压力油进入主阀芯底部，经阻尼孔9进入主阀弹簧腔，并进入先导阀芯3前腔，导阀上的液压力与调压弹簧2的设定力相平衡并使导阀开启，主阀芯上移，实现减压和稳压。调节调压手轮1即可改变调压弹簧的设定压力，从而改变减压阀的二次压力设定值，导阀泄油通过外泄口L接回油箱；通过管路在遥控口K外接电磁换向阀和远程调压阀，可以实现多级调压。此种结构的先导式减压阀（压力可以达到32MPa）。 方案二：板式连接 主阀为插装结构的先导式减压阀，阀体上的A、B、Y分别为二次压力油口、 图3-2 主阀为插装结构的先导式减压阀 一次压力油口和外泄油口。可动阀芯4相对于阀套3上、下移动，串联的阻尼孔2和7组成的固定液阻和导阀芯11的可变液阻形成先导液压半桥。稳态工作时，二次压力油经阻尼孔2、流道6进入导阀前腔，并经阻尼孔9进入主阀上腔，二次压力克服调压弹簧12的弹簧力将导阀开启，先导油液经流道14和油口 排回油箱，主阀芯4上移开启，实现减压与稳压。阻尼孔9为动态液压阻尼，用以提高平稳性。通过调节调压机构，即可改变二次压力的设定值。遥控口用于外接远程调压阀实现多级减压。 方案一管式连接比较适合此次的毕业设计，因为结构简便，广泛存在于社会上，主要用于液压系统，能够较大的承受调节压力。 第四章 减压阀的结构设计及计算 4.1 减压阀的设计内容 减压阀设计的主要内容包含了以下几个关键点：根据已知的额定工作压力要求，能够选择合适的阀的结构形式（画出阀的结构草图）；根据已知的额定流量和其他静态性能指标的要求，明确减压阀的主要结构尺寸（画出减压阀的零件图及装配图）；再根据减压阀的结构尺寸，估算出减压阀的静态性能好坏，必要时还要对其进行动态特性的计算机仿真，根据静、动态分析结果，对有关参数作必要的修改。 计算分为几何尺寸的确定和静态特性计算两部分。几何尺寸的确定主要包括主阀芯中间大直径D和小直径D1,阻尼孔直径d0和长度L0,主阀阀口最大开口量Smax,阀体槽宽B1和B2，主阀弹簧的装配长度L等。初步确定这些主要几何尺寸以后，就要根据设计要求进行静态特性计算。由于主阀弹簧刚度K1和预压缩量X1以及导阀弹簧刚度K2和预压缩量X2是与静态特性密切相关的，所以在静态特性计算中要涉及到这些量。静态设计计算包括下列内容：主阀芯最小位移量Xmin和最大位移量Xmax；主阀弹簧刚度K1和预压缩量X1；最低调定压力Pmin和最高调定压力Pmax时阻尼孔所造成的最低压力降△Pmin和最高压力降△Pmax的核算；进口压力为公称压力Ps，出口压力为最低调定压力Psmin时进口油腔到主阀芯上端油腔的内泄漏量q，阻尼孔直径d0和长度L0的确定。 4.2 减压阀的设计步骤 4.2.1 主要结构尺寸的初步确定 1、减压阀的进出口直径D0（单位为m） 式中：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。，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： 式（4-1） 式子中：Qq—公称流量（L/min）,根据已知条件Qq=500L/min,计算出：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）×， L0=（7～19）×d0 式（4-2） 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max不大于主阀芯与主阀体间环形截面面积即 式（4-3） 上式中，取D1=D/2，则Smax≤0.187，D=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） 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°。 图4-1 先导锥阀 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 式(4-5) 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： 式(4-6) 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。 已知：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，由公式得：曲度系数 =1.145 弹簧材料在d=2mm时，碳素弹簧钢丝的拉伸强度极限=2000Mpa，=0.4×2000=800Mpa。最大工作载荷为F，其强度公式为： 式(4-7) 再根据设计公式： =1.86mm 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； 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，G—弹簧材料的剪切弹性模量，对于钢G为80000Mpa，青铜G为40000Mpa； =6.37，取为7圈 所以，n=7； 5、弹簧的稳定性校核 弹簧的自由高度H0与中径D2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bc即b=H0/D2≤bc, bc的值视弹簧端部支承方式而定。端部支承为两端固定时bc=5.3，一端固定，一段可自由转动时bc=3.Kaiyun 开云7，两端可自由转动时bc=2.6。 弹簧的节距t，t=d+≥d+/n+0.1d=2+30÷7+0.2=6.49mm —相邻两圈间的间隙(mm)， 所以，取t=7mm.两端支承圈共为2.5圈，弹簧的自由高度为： H0= nt+2d=7×7+2×2=53mm 高径比：b=H0/D2==2.65,一端固定，一端可以自由转动，=3.7，故稳定。 6、其他计算 极限载Kaiyun 开云荷=1.25×800=1000Mpa 则弹簧的极限载荷为：=127.12N 最小工作载荷取为：=0.4F=0.4×94.2=37.68N 极限载荷下的变形量：=40.4mm 极限载荷下的弹簧高度：=53-40.4=12.6mm 最大工作载荷下的弹簧高度：=53-30=23mm 最小工作载荷下的弹簧高度：=53-10=43mm 弹簧的中径、外径D、内径为： =Cd=10×2=20mm,D=+d=22mm, =-d=18mm 总圈数：=n+2.5=7+2.5=9.5 弹簧螺旋线° 弹簧的展开长度L为：L==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3/4～1圈的并紧支承圈，端面经磨平并与弹簧的轴线 主阀弹簧 技术要求：1.总圈数：n1=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×=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 =1.40 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，=0.4×1700=720Mpa。最大工作载荷为F，其强度公式为： 再根据设计公式： =2.94mm 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； K—曲度系数，又称应力修正系数。 D＜3mm，说明与初选值相符。 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，青铜G为40000Mpa； =10.7，取为11圈 所以，n=7； 5、弹簧的稳定性校核 节距t=d+≥d+/n+0.1d=3+10÷11+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，弹簧的自由高度为： = nt + 2d=5×11+2×3=61mm 高径比:b=/==5.08，一端固定，一端可以自由转动，=5.3，故稳定。 6、其他计算 极限载荷=1.25×720=900Mpa 则弹簧的极限载荷为：=567.72N 最小工作载荷取为：=0N 弹簧的刚度计算,有式子得：=42.61N/mm 极限载荷下的变形量：=13.32mm 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 最大工作载荷下的弹簧高度：=61-10=51mm 最小工作载荷下的弹簧高度： 弹簧的中径、外径D、内径为： =Cd=4×3=12mm,D=+d=15mm,=-d=9mm 总圈数：=n+2.5=11+2.5=13.5 弹簧螺旋线° 弹簧的展开长度L为：L==513.189≈513.2mm 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3/4～1圈的并紧支承圈，端面经磨平并与弹簧的轴线 先导阀弹簧 技术要求：1.总圈数：=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 第五章 减压阀结构材料的选择及回油路的设计 5.1 减压阀主要构件的材料选择 5.1.1 阀体（壳体）的材料选择 以液压油为工作介质的普通液压阀中阀体的材料绝大多数为孕育铸铁（如HT250、HT300等）或者是球墨铸铁（如QT400-15、QT500-3等），少量采用合金铸铁和蠕墨铸铁，油道多数为铸造成型。液压件铸件毛坯要有足够的强度、韧性、弹性模量等力学性能及致密性，以便承受较高的工作压力；铸造毛坯要有精度的定位基准、准确光整的外形及光滑的铸造内流道，以便满足数控机床、加工中心等加工手段的要求并减小系统压力损失；铸件内腔应该清洁，无任何残砂、锈蚀、氧化皮和其他杂物，以便提高阀及系统工作的可靠性。 5.1.2 阀芯与阀套的材料选择 油压阀中阀芯、阀套等精密零件一般选用45钢、40Cr、Cr12MoV、12CrNi3A、18CrMnTi、18CrNiWA及GCr15等高级工具钢、高合金结构钢、优质钢及轴承钢等材料。要求材料具有良好的耐磨性、线胀系数和变形量小等优点。为了提高阀芯的耐磨性，必须使材料的表面达到一定的硬度（一般的要求≥58HRC）。因而，针对不同的材料可选用淬火、渗碳、渗氮等不同的热处理手段。 5.1.3 先导式减压阀的远程控制口K的用途 先导式减压阀中的远程控制口K有两个作用： 1、远程调压，通过油道接到另外一个减压阀（远程调压阀的结构和减压阀的先导控制部分一样），调节远程调压阀的弹簧力，即可调节减压阀诸法心上端的也压力，从而对减压阀的二次压力实行远程控制调压，但是，远程调压阀所能调节的最高压力不得超过减压阀本身导阀的调整压力； 2、多级调压，通过电磁换向阀外接多个远程调压阀，便可实现多级调压。 5.1.4 液压阀主要构件加工工艺 阀类元件要求阀芯在阀体孔内移动灵活、工作可靠，泄漏小且寿命长。在油压阀中，通常各种滑阀的配合间隙为0.005～0.035mm，配合间隙公差为0.005～0.015mm；其圆度和圆柱度的允许一般为0.002～0.008mm；对于台阶式阀芯和阀孔，各圆柱面的同轴度允差为0.005～0.01mm；对于平板阀阀芯与阀座的平面度误差应该不大于0.0003mm；阀芯与阀孔的配合表面，一般要求粗糙度为Ra的值为0.1～0.2μm。考虑到孔的加工比外圆困难，一般规定阀芯外圆的表面粗糙度Ra为0.1μm,阀孔内圆表面的Ra值为0.2μm。 可见，对于阀芯和阀孔的形状精度，位置精度及其表面粗糙度都有较严格的要求。若对于水压阀则上述各项要求会更加高，为了达到所要求的加工精度，阀芯的加工在进行车、铣、磨后，最后还需要光整加工。阀芯外圆常用的加工方法有研磨和高光洁度磨削。阀孔的加工一般在进行钻孔、扩孔、铰孔、镗孔、磨孔后，再光整后加工。孔常有的光整加工方法：精细镗、珩磨、研磨和挤压等。 5.2 减压阀回油路的设计 5.2.1 减压回路的工作原理 当泵的输出压力是高压而局部回路或者支路要求低压时，可以采用减压回路，例如机床液压系统中的定位、夹紧、回路分度以及液压元件的控制油路等，它们往往要求比主油路较低的压力。减压回路较为简单，一般是在所需要低压的支路上串联减压阀。采用减压回路虽然能够方便的某支路稳定的低压，但压力油经过减压阀口时要产生压力损失，这是它的缺点。 最为常用的减压回路为通过定值减压阀与主油路相连如下图所示,回路中的可调节流阀6为主油路低压（低于减压阀调整压力）时防止油液倒流，起到短时保压作用。 图5-1 减压阀回路图 利用先导式减压阀的外控制口K外接远程调压阀，可以组建成二级、三级等减压回路。如上图为二级减压阀回路，液压泵的最大压力值有溢流阀设定，使回路获得二级压力，但调压时必须使阀9与先导式减压阀4的调整压力满足P9＜P4.固定节流器7用于防止压力变换时出现的压力损失。压力表5可以测出减压阀出口压力值，可调节流阀6作为回路的负载力，8为系统的二位二通手动换向阀，7、8、9构成了减压阀4的远程控制端口系统，从而实现远程控制。 为了使减压回路工作可靠，减压阀的最低调整压力不应该小于0.5Mpa，最高调整压力至少应该比系统压力小0.5MPa。当减压回路中的执行元件需要调速时，调速元件应该放在减压阀的后面，以避免减压阀的泄漏（指由减压阀泄油口流回油箱的油液）对执行元件的速度产生影响。 5.2.2 减压阀设计应该注意事项 1、应该根据液压系统的工况特点和具体要求选择减压阀的种类，并且要注意减压阀的启闭特性的变化趋势与溢流阀相反（即通过减压阀的流量增大时二次压力有所减小）。另外一点应该注意减压阀的泄油量较其他控制阀多，始终有用油液从导阀流出来（有时候会多达1L/min以上），从而影响到液压泵容量的选择。 2、正确选择减压阀的连接方式，正确选用连接件（安装底板或者管接头），并且要注意到连接处的密封；阀的各个油口应该正确接入系统，外部的卸油口必须直接接回油箱。 3、根据系统的工作压力和流量合理选定减压阀的额定压力和流量（通径）规格。 4、根据减压阀在系统中的用途和作用确定和调节二次压力，必须要注意减压阀设定压力与执行器负载压力的关系。主减压阀的二次压力设定值应该高于远程调压阀的设定压力。二次压力的调节范围决定于所用的调压弹簧和阀的通过流量。最低调节压力应该保证一次与二次压力之差为0.3～1Mpa。 5、调压时应该注意以正确旋转方向调节调压机构，调压结束时应该锁紧螺母固定。 6、如果需要通过先导式减压阀的遥控口对系统Kaiyun 开云进行多级减压控制，则应该将遥控口的螺堵拧下来，接入控制油路；否则应将遥控口严密堵封。 7、卸荷溢流阀的回油口应该直接接回到油箱，以减小背压。 8、减压阀出现减压失常或者噪音振动较大等故障时，应该进行诊断排除，拆洗过的减压阀组成零件应该正确安装，并注意防止二次污染。 5.2.3 减压阀常见的故障及诊断排除 减压阀的常见故障有调压失灵、主阀芯磨损或径向卡紧、工作压力调定后出油口压力自行升高、噪声、压力波动及振荡等多种情况。 1、调压失灵（不能够减压或者无二次压力） 调压失灵常见的现象如：调节调压手轮时，出油口的压力不上升。其原因之一是主阀芯阻尼孔堵塞，出油口油液不能够流入到主阀芯上腔和导阀部分前腔，出油口压力传递不到锥阀上，使导阀失去对主阀出油口压力调节的作用。又因为阻尼孔堵塞后，主阀上腔失去了油压的作用，是主阀变成了一个弹簧力很弱的直动型滑阀，故在出油口压力很低时就将主阀减压口关闭，使出油口建立不起压力。另外，主阀减压口关闭时，由于主阀芯卡住，锥阀未安装在阀座孔内，外控口未堵住等，也是使出油口压力不能上升的原因。 出油口压力上升后达不到额定数值，其原因有调压弹簧选用错误，永久变形或者是压缩行程不够，锥阀磨损过大等原因。 调节调压手轮，出油口压力和进油口压力同时上升或者下降。其原因有锥阀座阻尼小孔堵塞，泄油口堵住和单向阀泄漏等原因。 锥阀座阻尼小孔堵塞后，出油口压力同样也传递不到锥阀上，使导阀失去对主阀出油口压力调节的作用。又因阻尼小孔堵塞后，便无先导流量流经主阀芯阻尼孔，使主阀上、下腔油液压力相等，主阀芯在主阀弹簧力的作用下处于最下部位置，减压阀口通流面积为最大，所以出油口的压力就跟随进油口压力的变化而变化。 如泄油口堵住，从原理上来说，等于锥阀座阻尼小孔堵塞。这时候，出油口压力虽然能够作用在锥阀上，但同样也无先导流量流经主阀芯阻尼孔，减压口通流面积也为最大，故出油口压力也跟随进油口压力的变化而变化。 单向减压阀的单向阀部分泄漏严重时，进油口压力就会通过泄漏处传递给出油口，使出油口压力也会跟随进油口压力的变化而变化。另外，当减压阀口处于全开位置时，由于主阀芯卡住，也是使出油口压力随进油口压力变化的原因。 调节调压手轮时，出油口压力不下降。其原因主要是由于主阀芯卡住引起。出口压力达不到最低调定压力的原因，主要由于先导阀中的“O”型密封圈与阀盖配合过紧等。 故障的原因可能为：（1）泄油口不通或者是泄油通道堵塞，使主阀芯卡阻在原始的位置上，不能够关闭。（2）无油源。（3）主阀弹簧折断或者是弯曲变形。 诊断排除的方法：（1）检查拆洗泄油管路、泄油口使其通畅，假如油液污染了，应该更换油。（2）检查油路排除故障。（3）更换弹簧。 2、阀芯径向卡紧（二次压力不能继续升高或者是压力不稳定） 由于减压阀和单向减压阀的主阀弹簧力很弱，主阀芯在高压情况下容易发生径向卡紧现象，而使阀的各种性能下降，也将造成零件的过度磨损，并缩短阀的使用寿命，甚至会使阀不能工作，因此必须加以消除。 故障的原因可能为：（1）先导阀密封不够严。（2）主阀芯卡阻在某一个位置，负载有机械干扰。（3）单向减压阀中的单向阀泄漏过大。 诊断排除的方法：（1）修理或者更换先导阀或阀座。（2）检查排除执行器机械干扰。（3）拆检、更换单向阀零件。 3、调压过程中压力非连续升降（工作压力调定后出油口压力自行升高） 在某些减压控制回路中，如果用来控制电液换向阀或外控顺序阀等，当电液换向阀或者外控顺序换向或工作后，减压阀出油口的流量即为零、但压力还需保持原先调定的压力。在这种情况下减压阀的出油口压力往往会升高，这是由于主阀泄漏量过大所引起。 在这种工况中，因减压阀出口流量变为零，流经减压口的流量只有先导流量，由于先导流量很小，一般在2L/min以内，因此主阀减压口基本上处于全关位置，先导流量由三角槽或者斜面处流出。如果主阀芯配合过松或磨损过大，则主阀泄漏量增加。按照流量连续性定理，这部分泄漏量也必须从主阀阻尼孔内流出，流经阻尼孔的流量即由原有的先导流量和这部分泄漏量两部分组成。因阻尼孔面积和主阀上腔油液压力未变（由已经调整好的调压弹簧预压缩量确定），为使通过阻尼孔的流量增加，而必然引起主阀下腔油液压力P2的升高。因此，减压阀出口压力调定好后，如果出口流量为零时，出口压力会因为主阀芯配合过松或者磨损过大而升高。 故障的原因可能为：调压弹簧弯曲或者折断 诊断排除的方法：拆检换新。 4、噪声、压力波动及振荡 由于减压阀是一个先导式的双级阀，其导阀部分和溢流阀的导阀部分向通用，所以引起噪声和压力波动的原因也和溢流阀基本相同。 减压阀在超流量的使用中，有时候会出现主阀振荡现象，使出口压力不断地升压—卸荷—升压—卸荷，这是由于过大的流量使液流力增加所致。当流量过大时，软弱的主阀弹簧平衡不了由于过大流量所引起的液流力的增加，因此主阀芯在液流力作用下使减压口关闭，出油口压力和流量即为零则液流力也是零，于是主阀芯在主阀弹簧力的作用下，又使减压口打开，出油口压力和流量又增大，于是液流力又增加，使减压口关闭，出油口压力和流量又为零。这样就形成主阀芯振荡，使出油口压力不断地变化，因此减压阀在使用时不宜超出推荐的公称流量。 故障的原因可能为：先导阀弹簧自振频率与减压过程中产生的压力-流量脉动合拍，产生共振。 诊断排除的方法：迅速拧调节螺杆，使之超过共振区，如无效或实际上不允许这样做（如压力值正在工作区，无法超过），则在先导阀高压油进口处增加阻尼，如果在空腔内加一个松动的堵，缓冲先导阀的先导压力-流量脉动。 第六章 减压阀的性能指标及造型 6.1 减压阀的主要静态性能指标 减压阀的主要静态性能指标有：调压范围、压力稳定性、压力偏移、进口压力变化引起的出口压力变化量、外泄漏量、反向压力损失和动作可靠性等。 1、调压范围 减压阀的调压范围是指将调压阀的调压手轮从全松到全闭时，阀出口压力的可调范围。减压阀的出口压力范围应该随着调压手轮的调节而平稳的上升或下降，不应该有突跳和迟滞现象。 2、压力稳定性 压力稳定性是指出口压力的振摆。对于公称压力为16Mpa以上的减压阀，一般会要求压力振摆值不超过±0.5Mpa；对于公称压力为16Mpa以下的减压阀，压力振摆值不超过±0.3Mpa。 3、压力偏移 压力偏移是指出油口的调定压力在规定时间内的偏移量。一般按1min计算，对采用Ha、Hb、Hc、Hd四根不同调压弹簧的减压阀，其压力偏移值一般对应要求为0.2Mpa、0.4Mpa、0.6Mpa和1.0Mpa。 4、进口压力变化引起的出口压力变化量 当减压阀进口压力变化时，必然对出口压力产生影响，出口压力的波动值越小，减压阀的静性能也越好。测试时，一般使被试减压阀的进口压力在比调压范围的最低值高2MPa至公称压力的范围内变化时，测量出口压力的变化量。对于采用Ha、Hb、Hc、Hd △p—出口压力超调量；t1—出口压力升压时间；t2—出口压力升压稳定时间；t3—出口压力回升时间；t4—升压过程时间；t5—升压动作时间；t6—出口压力卸荷时间；t7—卸荷过程时间；t8—卸荷动作时间 图R50系列的减压阀为基础上，并结合如今社会上日益成熟的阀门技术特征和最新观点对先导式减压阀进行了不断的改进完善，我所工作的过程如下： 1）经常查找资料，了解并掌握当前国内外关于减压阀方面最新的研究发展状况； 2）对减压阀的结构和其工作原理进行仔细的分析思考和深入研究； 3）打破传统的学习思路，对现有的减压阀改进并完善，然后对先导式减压阀的阀芯进行改造，更换材料让其更加耐磨和实用，拥有更高的灵敏度； 4）实现油道、主阀弹簧、先导弹簧、主阀芯、先导阀体和主阀体的设计。 经过以上的工作流程，总结并分析先导式定值输出减压阀的方方面面，能够得出以下主要的结论： 1）此次毕业设计的减压阀结构简单，加工精度低，耐磨性高，使用寿命长，使减压阀的加工成本大幅度降低； 2）在一定程度上提高了先导式定值输出减压阀的工作性能，减压阀的振动和噪声也得到了很好的改善，减压阀的使用寿命变得更长； 3）更方便的维修，容易拆卸组装。 由于我的个人技术水平有限，所以在本次设计中可能会有些不尽如人意的地方。有些地方考虑不周全，主要是因为对液压先导式定值输出减压阀相关资料的缺乏而不能确认阀体腔的合理结构尺寸大小，必须要更详细的研究和检验来解决这个问题。 参考文献 [1] 何存兴，张铁华.液压传动与气压传动（第二版）[M]武汉：华中科技大学出版社，2000[M]．北京工业学院出版社，1987. [3] 李壮云.液压元件与系统第2版[
1 s2 main家长担忧提供者反应以及自闭症谱系障碍诊断及时性.pdf
apfrq macroeconap宏观经济学2010年自由回答题一个非营利性会员协会.pdf
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