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1、液壓錨桿機組合閥的設計 畢 業(yè) 論 文 院 部 專業(yè)班級 屆 次 學生姓名 學 號 指導教師 二一年六月十五日 1 目錄 摘要 . 6 引言 . 8 1組合閥體的基本原理和公式分析 . 10 1.1旋轉(zhuǎn)切割與推進自動適應基本原理及公式的推導 . 11 1.2公式分析 . 15 2組合控制閥換向閥的設計及計算 . 16 2.1換向閥的壓力損失分析及確定 . 16 2.1.1決定閥前孔直徑 . 17 2.1.2決定閥芯外徑、閥桿直徑和中心孔直徑 . 17 2.1.3決定換向閥的最大開口長度 . 18 2.1.4決定閥體沉割槽直徑和寬度 . 18 2.2換向閥的泄漏分析及有關尺寸的確定 . 19 2

2、.3換向可靠性分析及操作力計算 . 21 2.3.1摩擦阻力 . 22 2.3.2液動力 . 25 2.3.3閥芯兩端回油壓差引起的軸向力 . 25 2.3.4彈簧力 . 26 2.3.5操縱力的決定 . 27 2.4換向平穩(wěn)性分析 . 27 2.5換向閥彈簧的設計 . 28 3減壓閥的設計 . 30 3.1減壓閥簡介 . 30 3.2減壓閥的尺寸設計 . 31 3.3減壓閥彈簧的設計 . 33 4整體尺寸的確定 . 35 5密封裝置的設計及選擇 . 37 5.1密封的類型與選擇方法 . 38 5.1.1靜密封 . 38 2 5.1.2動密封 . 39 5.2密封的選擇 . 43 5.3組合控

3、制閥有關部位密封形式及材料的選擇 . 44 5.3.1各加工工藝孔的密封 . 44 5.3.2換向閥前、后端蓋的密封 . 44 5.3.3減壓閥前、后端蓋的密封 . 45 6組合閥各零件的制造選擇及總體裝配 . 46 7技術經(jīng)濟分析 . 46 8結(jié)論 . 47 致謝 . 48 參考文獻 . 49 3 Contents Summary . 6 Introduction . 8 1 Body composition analysis of the basic principles and . 10 1.1 Rotary cutting and promote the basic principle

4、s of automatic adaptation and Formula . 11 1.2 Formulas . 15 2 Combination control valve hydraulic valve design . 16 2.1 Valve of the pressure loss analysis and to determine . 16 2.1.1 Valve hole diameter before the decision . 17 2.1.2 Decision spool diameter, stem diameter and center hole diameter1

5、7 2.1.3 Determine the maximum valve opening length . 18 2.1.4 Shen decided to cut body diameter and the width of the groove . 18 2.2 Valve leakage analysis and determination of the size . 19 2.3 For reliability analysis and operation of the force calculation . 21 4 2.3.1 Friction . 22 2.3.2 Fluid Po

6、wer . 25 2.3.3 Plug both ends of the return oil pressure difference caused by . 25 2.3.4 Spring force . 26 2.3.5 Control force of a decision . 27 2.4 For the stability analysis . 27 2.5 Valve spring design. 28 3 Valve design . 30 3.1 Valve Description . 30 3.2 The size of valve design . 31 3.3 Valve

7、 spring design. 33 4 Determine the overall size . 35 5 Seal design and selection . 37 5.1 Sealing Types and Selection . 38 5.1.1 Static Seals . 38 5.1.2 Dynamic Sealing . 39 5.2 Seal Selection . 43 5.3 Combination control valve seal forms and materials related to site . 44 5.3.1 Sealing the hole pro

8、cessing technology . 44 5.3.2 Valve before and after sealing cover . 44 5.3.3 Valve before and after sealing cover . 45 6 The combination of valve components and general assembly . 46 7 Technical and economic analysis . 46 8 Conclusion . 47 Thanks . 48 References . 49 5 6 【摘要】本設計針對液壓錨桿機組控制閥進行改進設計，采用

9、旋轉(zhuǎn)切割液壓馬達與推進液壓缸并聯(lián)的油路連接方式，使旋轉(zhuǎn)切割與推進自動適應，而且推進速度具有較高的負載剛度。避免了原來的旁路節(jié)流調(diào)速回路速度剛度低，必然會導致推進速度受負載的影響很大的情況的發(fā)生，大大提高了作業(yè)效率。 通過對旋轉(zhuǎn)切割與推進自動適應基本原理的研究及公式的推導，驗證了旋轉(zhuǎn)切割液壓馬達與推進液壓缸并聯(lián)的油路連接方式的優(yōu)點，確定了研究方向，進而通過對液壓原件、機械設計、現(xiàn)代機械設計方法、彈簧等有關基礎書籍的學習與研究，經(jīng)過大量的研究與計算，設計出了該組合控制閥的基本外形及尺寸，最終通過相關技術書籍與指導老師的耐心指導，確定了該設計的具體形狀、尺寸及加工工藝。并通過CAXA軟件進行工程圖繪

10、制與修改。 關鍵詞：液壓錨桿機 并聯(lián)系統(tǒng) 組合控制閥 設計 CAXA Hydraulic Valve Bolt Machine Combination The objective of this design for the hydraulic control valve unit is improved bolt design, with rotating cutting hydraulic motors and hydraulic cylinders in parallel to promote oil line connection to rotary cutting and advan

11、ce automatically adjust and advance speed with a high load stiffness. Bypass to avoid the original stiffness of the low speed throttle speed control loop, will inevitably lead to advancing speed by the load of a great happening, greatly improved work efficiency. By automatically adapting rotary cutt

12、ing and basic principles of promoting research and 7 the derivation of the formula is verified with the forward rotating cutting cylinder hydraulic motor oil line connections parallel the advantages of a study to determine the direction, then through hydraulic original, Machine Design, Modern mechan

13、ical design , Spring and other books relating to the basis of learning and research, through extensive research and calculations to design the basic shape combined control valve and size, the final guidance by the relevant technical books and patience and guidance of the teacher to determine the spe

14、cific shape of the design, size and processing technology. CAXA software works by mapping and modification. Key words: hydraulic bolting machine; parallel system; combination control valve; design; CAXA 8 引言 液壓錨桿鉆機是錨桿支護作業(yè)中的一種新型產(chǎn)品，它以液壓油為工作介質(zhì)，具備工作壓力高，適應范圍廣，效率高，重量輕且操作方便的顯著特點?？稍?f 8 的各種巖石硬度的巷道內(nèi)實現(xiàn)高速高質(zhì)量的鉆

15、進工作，在有壓縮空氣的巷道內(nèi)使用可以節(jié)能增效，在沒有敷設壓風管路的巷道內(nèi)是用戶的必備設備。在綜掘巷道內(nèi)可與綜掘機配套使用。 錨桿支護是有宜于加快井巷掘進速度、提高頂板支護效果、降低支護勞動強度和減少支護材料消耗的先進技術。我國僅國有重點煤礦每年掘進500多萬米巷道，1997年末，錨桿支護率全國平均已達31.5%，按規(guī)劃，到2000年，錨桿支護率平均應達到50%，但已有大同、邢臺、平頂山、鐵法、西山、龍口等16個礦務局率先使錨桿支護率超過50%。國外先進采煤國錨桿支護率往往超過80%；近幾年的應用水平更有重大的提高。 錨桿孔鉆進設備以錨桿鉆機為主體。錨桿鉆機按結(jié)構分為單體式、鉆車式、機載式；按動

16、力分為電動式、氣動式、液壓式；按破巖方式分為回轉(zhuǎn)式、沖擊式、沖擊回轉(zhuǎn)式、回轉(zhuǎn)沖擊式。與錨桿鉆機配套的鉆具，因破巖方式不同而不同，總的來說有回轉(zhuǎn)類破巖鉆具、沖擊類破巖鉆具以及回轉(zhuǎn)沖擊類破巖鉆具。 國內(nèi)外錨桿孔鉆進設備現(xiàn)狀及液壓式錨桿鉆機的優(yōu)點分析： 國外錨桿孔鉆進設備的品種與功能多樣，技術性能優(yōu)越，可靠性高。美國煤礦大量使用塔架鉆車式錨桿鉆機，班工作效率達120240根，并著手開發(fā)計算機控制的全自動錨桿鉆機。法國生產(chǎn)的轉(zhuǎn)架式錨桿鉆機集鉆孔、安裝錨桿為一體，并具有儲存錨桿桿體的錨桿倉。芬蘭生產(chǎn)具有樹脂注射系統(tǒng)的鉆車式錨桿機，使鉆孔、安裝錨桿桿體、注入粘結(jié)劑全由機械完成，機械化程度頗高。澳大利亞有4

17、家錨桿鉆機生產(chǎn)廠家，生產(chǎn)各種不同類型的錨桿鉆機，尤以單體氣動支腿式錨桿鉆機使用居多，并有多家公司生產(chǎn)能與掘進配套的單體支腿式液壓錨桿鉆機。 國內(nèi)錨桿鉆機的研制經(jīng)歷了30多年的歷程，曾先后研制機械支腿式電動錨桿鉆機、鉆車式錨桿鉆機、支腿與導軌式液壓錨桿鉆機、支腿式氣動 1 錨桿鉆機、非機械傳動支腿式電動錨桿鉆機、機載式錨桿鉆機和雙級氣腿鑿巖機等。從實際情況看，MQT-50C系列支腿式氣動錨桿鉆機、MZ-型導軌式液壓錨桿鉆機、ZYX100型(改進成MYT-115型)支腿式液壓錨桿鉆機以及ZY24M、7665M氣動雙級氣腿鑿巖機在國內(nèi)有一定市場。其中，MQT-50C系列產(chǎn)品近年已能代替同類(氣腿齒輪

18、馬達式)進口產(chǎn)品。 煤礦錨桿鉆機多為回轉(zhuǎn)式，為配合推廣小直徑樹脂錨桿，鉆頭采用2729mm的回轉(zhuǎn)鉆頭，其結(jié)構類型多為兩翼對稱、兩翼不對稱和兩翼連筋式，可供鉆進不同性質(zhì)巖石時選用。鉆桿由B19或B22(少數(shù))六角中空鋼加工。經(jīng)多年聯(lián)合攻關，錨桿鉆頭和鉆桿已能初步滿足一定條件下錨桿支護的需要。 近來，石家莊煤礦機械廠生產(chǎn)的MQT-50C系列氣動錨桿鉆機已能逐步代替國外進口的齒輪馬達式錨桿鉆機；正定煤礦機械廠的ZYX系列液壓錨桿鉆機在與S100掘進機配套使用中，取得可喜進展；國產(chǎn)柱塞氣動馬達式錨桿鉆機逐步投入市場；澳大利亞CRAM氣動錨桿鉆機在中國已建立專業(yè)維修公司，并在元件的中國國產(chǎn)化方面取得一些

19、進步。這都有宜于使錨桿鉆機進一步滿足錨桿支護發(fā)展的需要。然而，可靠性高、性能優(yōu)異的國產(chǎn)化錨桿鉆機還為數(shù)不多，與錨桿鉆機配套的鉆具規(guī)格不全、質(zhì)量不穩(wěn)定和適應巖石條件有限。 液壓錨桿鉆機與氣動錨桿鉆機相比，由于旋轉(zhuǎn)切割的扭矩大和對鉆機的推進力大，逐漸受到了煤礦系統(tǒng)的青睞。目前國際和國內(nèi)都已經(jīng)研制出各種類型的液壓錨桿鉆機。液壓錨桿鉆機由液壓鉆機、推進液壓缸和操縱臂三大部分組成。鉆機通常用內(nèi)嚙合齒輪馬達驅(qū)動，推進液壓缸通常采用伸縮套筒式雙作用液壓缸，操縱臂通常由操縱裝置和組合式液壓控制閥組成。其中組合式液壓控制閥控制液壓馬達的旋轉(zhuǎn)切割和鉆機推進的動作以及這兩個動作的配合，因此組合式液壓控制閥的性能關系

20、到液壓錨桿鉆機旋轉(zhuǎn)切割與推進能否相互協(xié)調(diào)、能否高效率的工作的關鍵。 2 1組合閥體的基本原理和公式分析 圖1-1 旁路節(jié)流調(diào)速回路速度負載特性曲線 我國現(xiàn)有的液壓錨桿鉆機的旋轉(zhuǎn)切割液壓馬達和推進液壓缸通常通過組合式液壓控制閥串聯(lián)連接，為了控制液壓缸的推進速度，推進部分采用旁路節(jié)流調(diào)速回路。圖1-1所示為旁路節(jié)流調(diào)速回路的速度-負載特性曲線，根據(jù)圖1-1可知由于旁路節(jié)流調(diào)速回路的速度剛度較低，必然會導致推進速度受負載的影響很大，所以旁路節(jié)流調(diào)速回路適應于負載不變或變化很小的工況，然而液壓錨桿鉆機在井下作業(yè)時，負載變化是很大的而且變化規(guī)律是隨機的，于是采用這種液壓系統(tǒng)的液壓錨桿鉆機在空載或輕負荷時

21、鉆進速度較高，而在負載上升時速度下降極快，在大負荷時速度極慢，井下作業(yè)現(xiàn)場的反映也是如此。為了提高作業(yè)效率我們研制了旋轉(zhuǎn)切割與推進自動適應，而且推進速度具有較高的負載剛度的液壓錨桿鉆機。 采用旋轉(zhuǎn)切割液壓馬達與推進液壓缸并聯(lián)的油路連接方式，用減壓閥自動協(xié)調(diào)液壓馬達轉(zhuǎn)速和液壓缸的進給速度，可以使旋轉(zhuǎn)切割和推進速度 3 具有較大的速度剛度，避免了現(xiàn)有液壓錨桿鉆機支腿采用旁路節(jié)流調(diào)速回路，支腿速度剛度差的缺點，實現(xiàn)液壓錨桿鉆機高效率的工作。 1.1旋轉(zhuǎn)切割與推進自動適應基本原理及公式的推導 1液壓馬達 2支腿液壓缸 3換向閥 4減壓閥 圖1-2 液壓錨桿鉆機液壓系統(tǒng)原理圖 圖1-2所示為旋轉(zhuǎn)切割與推

22、進液壓系統(tǒng)并聯(lián)連接錨桿鉆機的液壓系統(tǒng)原理圖。系統(tǒng)設定壓力為16MPa，鉆機液壓馬達與支腿液壓缸采用并聯(lián)連接，這樣在同樣壓力下與串聯(lián)系統(tǒng)比較，液壓馬達進、出口的壓差更大，使得鉆機工作時有輸出較大的旋轉(zhuǎn)力矩的能力，在支腿之前串聯(lián)減壓閥，減壓閥設定的壓力為2.8MPa，控制支腿的最大推力不超過16000N，液壓馬達和支腿液壓缸既可以同時動作也可以單獨動作。工作時，旋轉(zhuǎn)切割和鉆機進給同時動作，液壓馬達的工作壓力通常遠大于2.8MPa，所以減壓閥處于工作狀態(tài)，支腿液壓缸可輸出較大的推力，推進鉆機快速進給，通過支腿液壓換向閥閥芯相對與閥體的位置，可以控制進入支腿液壓缸的流量，以控制進給速度。減壓閥閥口的最

23、大開口量為3mm，減壓閥從閥芯開始移動到閥口完全關閉，其出口壓力上升0.4MPa。此時旋轉(zhuǎn)切割與推進處于協(xié)同工作狀態(tài)。下面分析馬達的轉(zhuǎn)速、液壓缸進給速度和負載之間的關系。 為了提高液壓錨桿鉆機液壓系統(tǒng)的效率鉆機采用恒流量系統(tǒng)，即液壓泵的輸出流量QB=常數(shù)，由于液壓馬達和液壓缸采用并聯(lián)連接，因此QB=QM+QG。為了分析問題方便，設回油阻力為零，系統(tǒng)壓力損失為零。液 4 壓馬達的輸出扭矩Mm為 MM?1pqM2? 式（1-1） 式中 p組合閥進口壓力（液壓馬達入口壓力） qM液壓馬達排量。 液壓馬達的轉(zhuǎn)速為nM nm?Qm?mv qm 式（1-2） 式中 Qm液壓馬達輸入流量； ?mv液壓馬達容

24、積效率。 推進液壓缸的推進力Fg為 Fg?p1A ?N? 式（1-3） 式中 p1減壓閥出口壓力（液壓缸進口壓力）； A液壓缸大腔有效作用面積（由于液壓缸采用兩級伸縮式 液壓缸，所以A值將分級降低）。 推進液壓缸的運動速度vg為 vg?QgA 式（1-4） 式中 Qg流入液壓缸的流量。 由于減壓閥與液壓缸串聯(lián)連接，所以流入液壓缸的流量等于流過減壓閥的流量。根據(jù)減壓閥閥口流量方程可得流入液壓缸的流量為 5 Qg?Cdf 其中 式（1-5） f?whax?x?m 式（1-6） 式中 Cd流量系數(shù)； f減壓閥口通流面積； ?液體密度； w減壓閥面積梯度； hma減壓閥口最大開度； x x減壓閥芯位移

25、量。 減壓閥穩(wěn)態(tài)工作時，減壓閥芯的受力平衡方程式為（圖1-2）所示為減壓閥的結(jié)構原理圖 p1S?k?x0?x? 式（1-7） 式中 S減壓閥下腔有效作用面積； k減壓閥調(diào)壓彈簧剛度； x0調(diào)壓彈簧預壓縮量。 聯(lián)立（1-2）、（1-4）、（1-5）、（1-6）和（1-7）式并經(jīng)理后可得 vg? ? 式（1-8） Qb?QgQnm?m?qmqmm 式（1-9） 6 1.2公式分析 在系統(tǒng)總供油流量恒定的條件下，據(jù)公式（1-1）知，當旋轉(zhuǎn)力矩負載M增大時，系統(tǒng)壓力p增大；p的增大將使進入液壓缸的流量增大（1-5），從而使推進速度加快（1-8），推進速度的加快，必然導致推進阻力F的增加，推進阻力的增加

26、又將導致減壓閥出口壓力同時也是液壓缸入口壓力的p1的增大，p1的增大使減壓閥原有的平衡破壞，根據(jù)公式（1-7）可知減壓 閥芯將上移，減壓作用加強，壓力損失增大，因此p1下降，當鉆機又在另 一穩(wěn)定工況下工作時，由于減壓閥芯的上升距離x很?。ㄒ驕p壓閥的最大開口量hmax3mm）所以減壓閥的出口壓力，即液壓缸的進口壓力p1的增 大很?。ㄟ@也說明液壓缸速度的增加很?。?。同時，由于減壓縫隙的減小，使減壓閥口的節(jié)流作用加強，因此，當旋轉(zhuǎn)負載力矩增加，引起減壓閥進口壓力p上升時，由于減壓閥口減壓縫隙的減小，補償了由于減壓閥進口壓力上升而造成流量增大，使推進速度和旋轉(zhuǎn)速度基本維持不變。同理可得，當旋轉(zhuǎn)力矩減小

27、時，系統(tǒng)的也能維持速度的穩(wěn)定。推進速度和切割轉(zhuǎn)速與減壓閥口開口量（hmax?x）、旋轉(zhuǎn)切割負載力矩（M）和推進阻力（F）之間的關系由公式（1-8）和公式（1-9）所示，從公式可以清楚的看出，M與F、x對推進速度和旋轉(zhuǎn)切割速度的影響是相反的，所以 F、x的變化將削弱由于旋轉(zhuǎn)切割力矩M的變化對推進速度和旋轉(zhuǎn)切割速度的影響，使旋轉(zhuǎn)切割速度和推進速度均有較高的速度缸度。同理可得，當推進負載上升時，由于切割速度的增加將導致切割負載的上升，使減壓閥前壓力上升，當減壓閥恢復平衡后，減壓閥口前后壓差變較小，使推進速度變化較小 試驗證明，采用本液壓系統(tǒng)的液壓錨桿鉆機工作時，旋轉(zhuǎn)切割轉(zhuǎn)速和推進速度穩(wěn)定，受負載變化

28、的影響較小。 2組合控制閥換向閥的設計及計算 換向閥的設計主要是根據(jù)液壓系統(tǒng)的工作要求，確定它的通道數(shù)，然后根據(jù)換向閥的性能要求進行水力計算和結(jié)構設計。通常在保證液流通過 7 換向閥的壓力損失要小的前提下，確定換向閥的主要尺寸，然后從結(jié)構上保證其它要求，步驟如下： 2.1換向閥的壓力損失分析及確定 壓力損失是換向閥的重要指標之一。液流通過換向閥時的壓力損失，包括閥口壓力損失和流道壓力損失。其中閥口壓力損失與閥的開口長度有關：當閥的開口量很小(x<0.1cm)時，閥口壓力損失很大且變化急??；當閥的開口長度增大(x>0.2cm)后，閥口的壓力損失減小，且變化平緩。換向閥的流道壓力損失主

29、要為局部阻力損失，理想的情況是流道的幾何形狀與流線一致，顯然這只有采用鑄造流道才有可能做到。 在閥的開口長度和閥內(nèi)流道形狀以及尺寸一定時，換向閥的壓力損失決定于通過換向閥內(nèi)的液流速度。流速越大，壓力損失越大。為了減小壓力損失，在設計換向閥時，應限制閥內(nèi)的流速，但流速也不宜過小，否則會使閥的結(jié)構尺寸過大。目前，一般限制閥內(nèi)各流道的流速為26m/s(壓力較低時)或48m/s(壓力較高時)。這里推薦的流速限制值不是絕對不變的，只是對現(xiàn)有結(jié)構而言的。在確定限制的流速之后，就可以著手計算閥的主要尺寸了，步驟如下： 2.1.1決定閥前孔直徑 閥前孔也就是閥的進油口和出油口，它的直徑按下式確定 d0?10.

30、3?10?3 ?m?圓整為常用值10mm 式(2-1) 式中 Qs流經(jīng)閥的額定流量(m3/s),此設計中Qs?40l/min v0閥前孔的允許流速(m/s)，此設計中v0=8m/s。 2.1.2決定閥芯外徑、閥桿直徑和中心孔直徑 閥芯外徑D一般按下式選取 D?1.4:1.7?d0 ?m? 式(2-2) 8 當閥芯中心無孔時，上式取系數(shù)1.4，當閥芯中心有孔時，上式取系數(shù) 1.7，此設計中閥芯中心無孔 D=1.4d0?1.4?10.3?10?3?14.42?10?3 (m)圓整為常用值16mm 并取閥桿直徑d為 d?d0?10mm 式(2-3) 這樣可使閥芯中心孔壁厚面積?d2?d12 4、閥桿

31、外環(huán)形面積?D2?d2? 4 與閥前孔面積?d02 4相當。 2.1.3決定換向閥的最大開口長度 換向閥的最大開口長度xmax是指滑閥移到一端位置時，閥芯臺肩端面與 閥體上沉槽端面間的軸向距離，一般按下式計算 xmax?Q?3?10?3 ?m? 式（2-4） ?Dv 式中 Q流經(jīng)最大開口處的流量(m/s)， v閥內(nèi)最大開口處的允許流速，一般取v=v0(m/s)； D閥芯直徑?m?。 2.1.4決定閥體沉割槽直徑和寬度 閥體沉割槽直徑D1一般按下式計算 D1?D?0.5:0.8?10?2?20?10?3 ?m? 式（2-5） 閥體沉割槽寬度B，對液動滑閥 ?3 B?3:4（2-6） ?x?m?

32、式max?8?10 由以上數(shù)據(jù)設計出來的換向閥的樣圖 9 1、2先導閥 3液動換向閥 4、5、6、7平衡制動閥 8、9、10、11緩沖閥 12、1 3變幅油缸 14電磁換向閥 15、16壓力繼電器 17、18、 19、20單向閥 圖2-1 換向閥樣圖 2.2換向閥的泄漏分析及有關尺寸的確定 換向閥的泄漏量過大，將導致液壓系統(tǒng)發(fā)熱嚴重，效率降低，影響執(zhí)行元件的運動速度。因此，泄漏量也是評價換向閥性能好壞的指標之一。實驗和理論分析表明；換向閥的泄漏量隨閥芯和閥孔之配合間隙以及問前后工作壓差的增大而增加，隨油液粘度的下降、封油長度的減小而增加。 換向閥閥芯與閥體孔之環(huán)形間隙的流動狀態(tài)一般為層流，考慮

33、到最壞的情況，按偏心環(huán)形間隙泄漏量計算 ?Q?D?p(1?1.5?2)?3 (m3/s) 式(2-7) 12?l l?3.5?10?m，其中 D?16?10?3m，?p?0.4?106Pa， 1 2 ?0.02?10?3m，e?0，?0，?4.14?10?2N?s/m2 3.14?16?10?3?0.4?10?61?31?0?0.02?10 ?Q? ?2?312?4.14?10?3.5?102 10 ?11.6?10?9m3/s 式中 ?p間隙兩端的壓力差(Pa); D閥芯直徑(m); l封油長度(m)； ?閥芯與閥體孔的半徑間隙(m); ?e/?(相對偏心)； e閥芯中心線與閥體孔中心線的偏

34、心距(m); ?油液動力粘度(N?s/m2)。 換向閥總的泄漏量應根據(jù)閥的結(jié)構，找出從高壓到低壓的封油間隙數(shù)，按每處的封油長度、間隙壓差分別求出泄漏量，然后求和。 從公式(2.8)可以看出，換向閥的泄漏量與間隙壓差?p、閥芯直徑D(D決定于閥的額定流量)以及閥芯與閥體孔的半徑間隙?的三次方成正比，與封油長度l成反比。顯然，半徑間隙?對泄漏量的影響最大。 為了減小換向悶的泄漏量，設計時： （1）取換向閥的半徑間隙 1?0.007:0.02?10?8 (m) 式(2-8) 2? （2）適當增大封油長度。通常按給定的壓力差決定允許的最小封油長度l0，下表為推薦值. 表2-1 封油長度表 工作壓力?b

35、ar? 最小封油長度525 2580 80160 160320 ?320 l0?mm? 0.150.2 0.20.3 0.30.4 0.40.5 0.60.7 11 （3）取閥體沉割槽間距b b?2:3?l 式(2-9) 其中 l封油長度。 2.3換向可靠性分析及操作力計算 按向閥的換向可靠性主要包括二個方面，一是在換向信號發(fā)出后，閥芯能靈敏地動作到指定位置，二是在沒有換向信號時，閥芯在彈簧力作用下能自動復位到原始位置。 換向閥換向時，閥芯在閥體內(nèi)作相對運動將遇到摩擦阻力Fm、滾動力 Fs，彈簧力Pt，以及因閥芯兩端回油壓差引起的液壓軸向力Fz等阻力。因 此，要保證可靠換向，就必須使操縱力F大

36、于上述阻力之代數(shù)和。即 F>Fm?Pt?Fs?Fz 式(2-10) 這里忽略了慣性力。如果換向閥高頻連續(xù)換向，則慣性力的影響不能忽略。 為了保證換向閥可靠復位，則必須使彈簧力Pt，大于摩擦力Fm、液動力Fs以及液壓軸向力Fz的代數(shù)和 Pt?Fm?Fs?Fz 式（2-11） 下面討論各種阻力的形成以及減小其影響的措施，最后確定換向閥的操縱力。 2.3.1摩擦阻力 換向閥的摩擦阻力Fm包括三部分，即純牛頓流體剪切力Fmj、液壓卡緊力Fmk和推桿與彈簧座之間的密封表面的摩擦阻力Fmf。 （1）純牛頓流體剪切力Fmj 當閥芯和閥體孔處于同心位置，且閥芯和閥體孔均無錐度時，壓力油 12 沿同心圓環(huán)

37、間隙的長度方向，從高壓到低壓泄漏，其壓力分布規(guī)律為直線。由于在任意橫斷面的圓周上各點的壓力相等，因此液壓徑向力之和為零。這時，閥芯與閥體孔之間為純液體摩擦，其摩擦力稱為純牛頓流體剪切力，可按下式計算 Fmj?Advv?D?l 式（2-12） dy? 其中 ?運動粘度； A過流端面面積。 當閥芯直徑 D=1.6?10?2m,?l?1.2?10?2m,?0.5?10?5m,v?0.2m/s時(取 ?15?10?3N?s/m3)，代入上式，可計算得，F(xiàn)mj?0.36N。 （2）液壓卡緊力Fmk 實際上，由于閥芯與閥體孔不可能絕對同心，由于閥芯或閥體孔不可能絕對無錐度，因此作用在閥芯圓周方向的壓力不會

38、相等，于是產(chǎn)生不平衡的液壓徑向力，將閥芯推壓在閥體孔的一側(cè)。由不平衡的液壓徑向力引起的摩擦阻力稱為液壓卡緊力，記為Fmk,Fmk對閥芯運動的阻礙作用很大。隨著閥芯停留時間增加，液壓卡緊力Fmk遞增，當閥芯與閥體間的油膜被壓破，出現(xiàn)金屬間的干摩擦時，液壓卡緊力Fmk達到某一飽和值。為了保證換向閥的換向可靠，必須采取措施平衡徑向液壓，同時對電磁換向閥每次動作之間的停留時間不宜過長。當然，隨著生產(chǎn)工藝水平的提高，不平衡的徑向液壓力完全消除后，這一限制將會取消。 （3）推桿和彈簧座之間的密封表面的摩擦阻力Fmf 摩擦阻力Fmf，在閥芯開始動作時較大，動作后減小。提高推桿表面 13 光潔度，嚴格控制密封

39、圈和密封圈容槽的尺寸以保證臺理的預壓縮量，都有利于摩擦阻力Fmf的減少。 由于摩擦阻力影響較小，可整合到以下液動力的計算中。 2.3.2液動力 這里指穩(wěn)態(tài)液動力。對換向閥而言，需要強調(diào)兩點： （1）換向閥在換向過程中，滑閥開口是變化的，即從零增大到某一設計值。在此變化過程中，起初液動力Fs迅速增大為最大值，然后下降，當 滑閥開口增大至某一數(shù)值后，液動力Fs，接近于常數(shù)Fs。其變化曲線如圖 2-2所示，即液動力Fs，在換向閥換向過程中是變化的。 圖2-2 液動力Fs曲線 （2）換向閥的閥腔數(shù)與閥的通路數(shù)和臺肩數(shù)有關。如二通和三通滑閥在工作狀態(tài)只有一個完整的閥腔;四通滑閥中閥芯為二臺肩式(閥體為三

40、槽 14 式)時有一個完整的閥腔、一個不完整的閥腔;四通滑閥中閥芯為三臺肩式(閥體為五槽式)時有二個完整的閥腔。因此，作用在閥芯上的液動力應為各閥腔液動力的代數(shù)和。 總之，作用在換向滑閥閥芯上的液動力Fs，應按具體結(jié)構來確定最大 值(一般由實驗來確定)及其作用方向。 Fs?qv2cos?2CdCvwxcos?p 式(2-13) 其中 ?油液密度； q流經(jīng)閥口的流量； ?閥口射流角，一般?69?； Cd閥口流量系數(shù)； Cv閥口流速系數(shù)； W閥口面積梯度，即閥口的過流周長； ?p閥口前后壓力差。 帶入數(shù)據(jù)， ?2?0.9?80.?6?2?5?1630?cos69 ?26N0.4 2.3.3閥芯兩端

41、回油壓差引起的軸向力 對閥芯兩端油腔通回油的結(jié)構，當閥芯向左或向右移動換向時，油液經(jīng)右端或左端回油。于是在回油一端閥芯臺肩與閥體孔之間隙處存在壓力損失，使閥芯兩端出現(xiàn)壓力差，因而產(chǎn)生軸向力Fz。軸向力Fz按下式計算: Fz?D2 4?pz (N) 式(2-14) 式中 D一一閥芯直徑(m) 15 ?pz閥芯兩端油腔之壓力差(Nm) ?z一一端部油腔回油間隙處之阻力系數(shù) ?油液密度?N?s2/m4? Qz端部回油流量(m3/s) Az端部回油間隙處之過流面積(m2)。 顯然，要減少軸向力Fz，應將端部回油通道過流面積取得大一些，過 渡圓滑一些。至于軸向力Fz的方向，則與閥的基本結(jié)構有關。圖2-3

42、所示 閥芯的二臺肩的結(jié)構，軸向力Fz與彈簧力Pt，的方向相反。對閥芯為三臺 肩式(閥體為五槽式)的結(jié)構，軸向力Fz與彈簧力Pt的方向相同。 2.3.4彈簧力 Pt?K?x0?l?x? ?N? 式(2-15) ?25(3.2?3.5?3) ?242.5N 式中 K 彈簧剛度(Nm) x0彈簧預壓縮量(m)； x滑閥的開口長度(m)； l滑閥封油長度(m)。 在電磁換向閥中彈簧力Pt，用來保證可靠復位，因此又稱為復位彈簧 力，它應大于摩擦阻力Fm、液動力Fs；以及軸向力Fz之代數(shù)和。由于總的復位阻力的極大值多發(fā)生在復位起始點，極小值多發(fā)生在復位終點，因此，復位彈簧應滿足 16 ? Fa?Fb? 式

43、（2-16）K?S?Pt0?Fb Pt0?Kx0 Fa、Fb 分別為復位起始點和終點的總阻力， S 復位全行程。 按公式(4.16)選擇的單彈簧雖然能夠保證復位，但在閥芯復位的大部分 行程中，彈簧力遠遠大于復位阻力，這不僅對閥芯的復位是不必要的，而 且會增大換向操縱力。為此，宜采用雙彈簧方案，兩個彈簧的剛度和預壓 縮量不同。采用雙彈簧結(jié)構能使彈簧力和復位阻力變化一致，并使復位力 增加。 2.3.5操縱力的決定 換向閥的操縱力可能是電磁鐵吸力(電磁換向閥)，也可能是液動力(液 動換向閥)或機械力(手動及機動換向閥)。 F?Fm?Pt?FS?FZ 5 ?0?242.? ?281.N3 2.4換向平

44、穩(wěn)性分析 38?. 8 式(2-17) 要求換向閥換向平穩(wěn)，實際上就是要求換向時壓力沖擊要小。要減小 壓力沖擊主要從以下二個方面著手。 (一)控制換向時間 由于液動換向閥通過的流量較大，因此迅速切斷油路所引起的液壓沖 擊值很大。為了減小壓力沖擊，這種閥在控制油路的回油路上裝有阻尼器， 所采用的辦法是在閥芯的回油臺肩上開節(jié)流槽或作成制動錐(錐角利用阻尼器中的節(jié)流閥來控制端面回油，從而控制換向時間。 ?=3?5?,錐長，l=35mm)，實現(xiàn)回油節(jié)流，控制換向時間。 17 (二)選擇合理的滑閥機能 滑閥機能為O、H、Y、X、P型的換向閥，由于中位油缸兩腔互通，因此在滑閥換向到中位時壓力沖擊值迅速下降

45、。其中，H、Y、X型因為中位通回油，效果更好。根據(jù)設計要求采用O型換向閥。 2.5換向閥彈簧的設計 換向閥彈簧主要受液動力，由上可知液動力為26N，安全系數(shù)取3，得彈簧許用壓力F為26?3?80N。根據(jù)設計要求彈簧剛度p'定為25N/mm。 由胡克定律： p'x 式（2-18） 0?F （其中x0為彈簧的預壓縮量） x0?F80?3.2mm 'p25 根據(jù)前述閥體與閥芯的設計尺寸，初步確定彈簧的工作變形F1（即閥芯的工作行程）為12mm。 彈簧中徑D2為彈簧的公稱直徑，其值應符合系列值，并應嚴格控制外 徑或內(nèi)徑的偏差。為保證有足夠的空間，應考慮彈簧受載荷后，簧圈的增大。

46、根據(jù)密封端蓋的尺寸設計彈簧中徑D2為9?10?3m，根據(jù)多次計算得彈簧絲徑d為1.4?10?3m，由旋繞比公式C? 由彈簧工作圈數(shù)計算公式 D2得C?6。 d Gd4F2 式（2-19） n?38FD2 G彈簧材料的切變模量（MPa）G?8000MPa F2彈簧的最大工作變形（mm） F2?x0?F1?3.2?12?15.2mm 18 代入數(shù)據(jù)得n?8.15圈，為滿足彈簧結(jié)構要求n?8圈。為滿足彈簧端部結(jié)構要求需要在兩端共加入2.5圈壓并各壓并半圈。 自由高度，壓縮彈簧的自由高度H0是指自由狀態(tài)下的高度，由自由高 度公式 H0?nt?1.5d 式(2-20) 由彈簧節(jié)距t?(0.30.55)D2，得t?2.74.95mm， 代入(2-20)得 H0?23.741.7mm， 由上可知彈簧工作行程為12mm，彈簧并緊長度為11.2mm，此外為使各圈間不接觸，應保留一定間隙，此間隙最小取0.1d，由此可確定安裝此彈簧所需的最小空間為12mm?11.2mm?0.1d?8?24.32mm所以彈簧自由高度可取24.32mm以上41.7mm以下。根據(jù)換換向閥的結(jié)構設計彈簧自由高度取為27mm。 由彈簧強度公式 ?K8FC 式（2-21） 2?d