大流量單向閥設計含SW三維及8張CAD圖,流量,單向閥,設計,sw,三維,cad 大流量單向閥設計 摘要： 單向閥作為一種常用液壓元件，具有結構簡單，工作可靠，穩(wěn)定性強，拆裝及維修方便等特點。并廣泛應用于城市地下排水管網(wǎng)，汽車發(fā)動機，廠房鍋爐以及采礦機械中的液壓支架。應用范圍十分廣泛。 設計目標：方案可行、經濟合理、有創(chuàng)新思路；體積小，重量輕，開閉動作平穩(wěn)；設計方法：從結構、材料、防銹、密封形式等方面提出相應的解決措施。 設計結果和結論：本課題針對一種流量Q=550 L/min，開啟壓力pk=0.04MPa，工作壓力p=12MPa，安裝在外徑為350mm的管道上的單向閥進行結構設計、受力分析與關鍵零部件校核，以完成閥門的結構設計仿真和優(yōu)化創(chuàng)新為目的。首先，根據(jù)設計要求參數(shù)設計閥門的結構，然后進行彈簧強度和閥體穩(wěn)定性校核；再利用cad和solidworks繪制閥門的二維和三維零件圖及裝配圖，接著對繪制的裝配圖進行建模分析。最終，確保了閥門工作的穩(wěn)定性和安全性。 關鍵詞:單向閥 錐閥芯 結構 大彈簧 純水介質 Design of Large Flow One-way Valve Abstract: As a commonly used hydraulic element, the one-way Valve has the characteristics of simple structure, reliable work, strong stability, easy to disassemble and repair. It is widely used in urban underground drainage pipe network, automobile engine, factory boiler and hydraulic support in mining machinery. The scope of application is very wide. Design objectives: The scheme is feasible, economical and reasonable, and has innovative ideas; Small size, light weight, smooth opening and closing action; Design method: from the structure, materials, anti-rust, sealing form and other aspects of the corresponding solutions. Design results and conclusions: This topic aims at a flow rate Q = 550 L/min, opening pressure PK = 0.04 MPa, working pressure P = 12 MPa, The unidirectional valve installed on the pipe with an external diameter of 350 mm is designed, analyzed, and checked for key parts. The purpose is to complete the structural design simulation, optimization and innovation of the valve. Firstly, according to the design requirements, the structure of the valve is designed, and then spring strength and body stability are checked; Then use CAD and Solidworks to draw two-and three-dimensional parts and assembly drawings of the valve, and then model and analyze the drawn assembly drawings. In the end, the stability and safety of the valve are ensured. Key words: unidirectional valve cone valve core structure large spring pure water medium III 目 錄 摘要 …………………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract…………………………………………………………………………………… Ⅱ1緒論…………………………………………………………………………………………5 1.1闡述單向閥的組成部件和作用，連接形式及要求……………………………5 1.2單向閥的種類……………………………………………………………………5 1.3課題背景及研究意義……………………………………………………………7 1.4課題的國內外研究發(fā)展現(xiàn)狀……………………………………………………8 1.4.1國外研究現(xiàn)狀…………………………………………………………8 1.4.2國內研究現(xiàn)狀…………………………………………………………8 1.5對單向閥的要求………………………………………………………………9 1.6水介質單向閥的核心問題及應用意義…………………………………………9 2單向閥機械結構設計……………………………………………………………………10 2.1單向閥的主體結構和特點………………………………………………………10 2.2彈簧的結構種類和作用機理和發(fā)展現(xiàn)狀………………………………………10 2.3設計閥口結構和閥體結構……………………………………………………11 2.3.1幾何尺寸的確定…………………………………………………………11 2.3.2受力計算和性能計算……………………………………………………13 2.3.3強度計算…………………………………………………………………14 3圓柱形螺旋壓縮彈簧的設計與計算方法…………………………………………15 3.1彈簧端部結構的確定…………………………………………………………15 3.2彈簧鋼絲的材料及其機械性能………………………………………………15 3.3彈簧的設計與計算…………………………………………………………15 3.4彈簧的工作圖和技術要求……………………………………………………29 4單向閥建模……………………………………………………………………31 4.1單向閥…………………………………………………………………………31 4.2液控單向閥……………………………………………………………………31 5.結論……………………………………………………………………………………33 參考文獻……………………………………………………………………………………34 致謝……………………………………………………………………………………36 1. 緒論 1.1 闡述單向閥的組成部件和作用，連接形式及要求 單向閥由閥體、閥芯、閥蓋、閥芯彈簧幾部分組成。單向閥的特性是單向導通性。圖1-1為普通單向閥的結構示意圖，只允許流體從左往右單向流動，因此又稱為止回閥或逆止閥。當液體正向流動時，液壓力達到單向閥最低開啟壓力時，剛好和彈簧力平衡，頂開閥口，正向導通，反向時截止，液體不能通過。在連接形式上可分為螺紋連接、法蘭連接三種。在性能上單向閥要求正向開啟壓力小，液流通過時壓力損失小，反向泄露小，用作單向閥時，開啟壓力為0.03～0.05Mpa,用作背壓閥時，開啟壓力要求為0.2～0.6Mpa。單向閥常用在泵出口處，尤其是多泵并聯(lián)供液時，也常與其它閥配合使用。 圖1-1 普通單向閥 1---閥體； 2---閥芯；3---彈簧 1.2單向閥的種類 單向閥按控制方式不同，可分為普通單向閥和液控單向閥,普通單向閥前面已經介紹過，液控單向閥如圖1-2所示。 普通單向閥功能：只允許液流沿一個方向流動，A通B,反向被截止，B不通A。 結構：錐閥芯，彈簧。 正向開啟壓力：只需0.03～0.05Mpa,反向截止時密封性能好。 壓力損失：開啟后，進出口壓力差為0.2～0.3Mpa 圖1-2 1---閥芯；2---鋼球；3---單向閥 普通單向閥按閥芯結構形式不同可分為球閥芯、錐閥芯、柱閥芯，分別如圖1-3,1-4所示，按其流向與進出油口的位置關系，又分為直通式閥和直角式閥兩類。 圖1-3 球閥芯單向閥 1---閥體；2---鋼球；3---彈簧；4---擋圈 圖1-4 錐閥芯單向閥 1- --閥體；2---錐閥芯；3---彈簧；4擋圈 液控單向閥是能用液壓控制的單向閥，按其結構和原理可分為內泄式液控單向閥、外泄式液控單向閥和帶卸荷閥芯的液控單向閥。 單向閥按結構劃分，可分為升降式單向閥、旋啟式單向閥和蝶式單向閥三種，升降式單向閥和旋啟式單向閥如圖1-5，1-6所示，蝶式單向閥應用范圍較小，這里就不介紹了。 圖1-5 升降式單向閥 圖1-6 旋啟式單向閥 1.3課題背景及研究意義 應用于地下排水管網(wǎng)，介質為水，考慮水介質特殊的理化性能，分析大流量純水單向閥存在的關鍵技術問題。本課題針對現(xiàn)有單向閥存在的流量小，開啟壓力大，密封性不好，受沖擊和振動量大等問題設計一種低壓開啟大流量單向閥，且穩(wěn)定性和密封性好。當夏季梅雨季節(jié)周邊河道水位上漲溢出時，可以有效防止地下水通過地下排水管網(wǎng)倒灌到小區(qū)里，避免人民群眾受到損失。單向閥應用范圍很廣，除此之外，還應用于煤炭開采中的液壓支架。因為煤炭開采數(shù)量巨大，在開采過程中的許多機械設備又用到了許多單向閥，為了提高開采效率，節(jié)約成本，就要求開采設備具有良好的可靠性和壽命，在保證工人安全的前提下晝夜不停的開采煤礦。近年來 ，隨著綜采工作面的采煤效率的不斷升高 ，對液壓支架用單向閥的使用壽命提出了更高要求 ，對可靠性要求也比之前高。為了防止礦井底下人員發(fā)生安全事故和保護采礦機械上的液壓設備，以此來確保液壓支架的正常穩(wěn)定的運行，其中最有效的方法就是改進設備結構，提高工作性能。用研制高性能大流量單向閥的方法降低支架卸載過程中的沖擊、減少單向閥的失效率和提高支架系統(tǒng)的卸載效率，具有十分重大的意義。 1.4課題的國內外研究發(fā)展現(xiàn)狀 1.4.1國外研究現(xiàn)狀 西方發(fā)達國家及日本等國對單向閥等液壓元件做了大量的研究[1-4]，其研制的單向閥基本上達到了 1～32MPa 的壓力范圍，且已經投入生產和使用。但是應用范圍不大，因為這類閥的流量一般很少有突破 200L/min的。 從研究狀況來看，國際一流水平的單向閥工作壓力最高已經達到45MPa，流量最高已經超過了2000L/min ，相比于國產單向閥，性能更加穩(wěn)定、安全、可靠。德國已研制出高密封性、高靈敏度、大流量、抗沖擊能力強的各類液壓閥，以適應一般工業(yè)領域內各類液壓閥機械的工作性能要求。 單向閥在使用過程中經常會發(fā)生振動，對單向閥控制精度、使用壽命及液壓系統(tǒng)穩(wěn)定性造成很多不利的影響。二十世紀七十年代，美國首先提出可以在單向閥閥孔處開槽，利用彈簧轉動増加阻尼的方法來減輕單向閥振動的方法，這個方法雖然對減少振動有效，但是也帶來了其他副作用，比如増加了單向閥的開啟壓差[11]。 單向閥最重要的性能是密封性能，如果密封性不好，單向閥會發(fā)生反向泄壓，直接影響液壓系統(tǒng)正常工作的功能。上世紀九十年代初，SqressunHL通過仿真模擬和物理試驗對球面密封單向閥和錐面密封單向閥內部流場做了詳細分析，并畫出了曲線圖，更加直觀的描述和再現(xiàn)了起內部流場，將無量綱流動阻力系數(shù)作為研究結構和開口量對密封性影響的標準[17]。2002年，YoshinoriNakamura等采用試驗詳盡研究了單向閥錐面密封的動靜態(tài)特性[18]。 1.4.2國內研究現(xiàn)狀 改革開放以后，除了吸引外資企業(yè)來華投資辦廠，我國還實施了科教興國戰(zhàn)略，大力發(fā)展科技，在科研項目中投入了大量的人力和物力，許多科研人才放棄在國外的優(yōu)厚待遇，頂著巨大的壓力毅然回到祖國的懷抱，準備將自己所學知識和大好青春年華全部奉獻給偉大祖國，為中國之崛起而奮斗。液壓閥一直是我國的短板，與西方發(fā)達國家差距很大，但是隨著計算機軟件技術的發(fā)展，科學家和科研機構逐漸把西方國家研究液壓閥所使用的軟件應用到我國液壓閥的研究中來[5]。但是由于起步較晚，底子薄弱，加上高精尖科研設備只能依靠進口，而科研經費有限，所以科研設備數(shù)量不多，質量一般，研究出來的單向閥流量都不大，加上國內材料質量不過關，所以承受壓強也不高，一般流量沒有超過 800L/min 的，而且壓強也都局限于中低壓范圍。 近年來國內也十分重視液壓閥的研究工作，國產液壓閥流量也達到了 1000 L/min及以上。但是目前我國制造的單向閥存在許多問題，首先是流量普遍不大，其次是卸載沖擊很大，而且密封效果不好，不僅如此，大流量液控單向閥工作不穩(wěn)定，可靠性低，閥容易失效，因此在實際生產中，這種閥一般都是進口的。 單向閥的卸載沖擊會對單向閥閥壁造成損壞，影響單向閥的正常工作，因此我國投入了許多科研經費對如何降低單向閥的卸載沖擊做了大量研究，包括單向閥的卸載沖擊機理和結構優(yōu)化設計。研究出了阻尼減振和二級卸載等方法，實現(xiàn)減小卸載沖擊和實現(xiàn)大流量化。 目前，國內外對大流量單向閥的動態(tài)特性方面做了許多仿真模型或者優(yōu)化設計，但能用物理實驗驗證的很少，國內外大流量單向閥的相關研究主要集中在卸載沖擊特性和流場分析方面的研究。 1.5對單向閥的要求 (1)開啟壓力要小;(2)能產生較高的反向壓力,反向的泄露要小;(3)正向導通時,閥的阻力損失（壓力損失）要小;（4）閥芯運動平穩(wěn),無振動、沖擊或噪聲。 1.6水介質單向閥的核心問題及應用意義 純水流體傳動中，需要解決的核心問題是純水單向閥的設計與制造（設計高分子材料、工程陶瓷等新型工程材料的應用)。當夏季漫長的梅雨季節(jié)來臨時，短時間內的強降雨會使周邊河道水位急劇上升，甚至漫出河堤，通過灌溉水渠進入農田以及通過城市地下排水管道進入小區(qū)，給城鄉(xiāng)居民帶來生命安全和財產損失問題。研究與設計下水道用純水大流量單向閥對大雨傾盆時住宅小區(qū)向河道內可靠、有效的排水，防止小區(qū)被淹有著重要的理論意義和實用價值。 2.單向閥機械結構設計 2.1單向閥的主體結構和特點 單向閥的主體結構有閥體、閥芯（錐形或鋼球式）、彈簧等，特點是只允許液體單向流動，不許反流。管式和板式是單向閥的最主要的兩種種安裝方式。管式的，是螺紋孔，將管接頭擰進去安裝管子的。板式的，是光孔，孔周圍（或者安裝板上）會有O型圈槽，使用O型圈進行密封的，是用螺釘將單向閥安裝在閥塊或者安裝板上。 2.2彈簧的結構種類和工作機理和發(fā)展現(xiàn)狀 根據(jù)受力性質不同，彈簧有拉伸彈簧、壓縮彈簧、扭轉彈簧和彎曲彈簧四種，根據(jù)形狀不同可分為碟形彈簧、環(huán)形彈簧、板彈簧、螺旋彈簧、截錐渦卷彈簧以及扭桿彈簧等，根據(jù)制作過程不同可以分為冷卷彈簧和熱卷彈簧。 彈簧一般可以分為6種： 扭轉彈簧，主要承受扭轉變形，它的工作部分密繞成螺旋形。 拉伸彈簧，主要承受軸向拉力。在空載，拉伸彈簧的圈與圈之間一般沒有間隙。 壓縮彈簧，主要承受軸向壓力，它所用的材料截面多為圓形，也有用矩形和多股鋼縈卷制的，彈簧一般為等節(jié)距的。 漸進型彈簧，這種彈簧粗細、疏密不一致，但是精確度較差。 線性彈簧，線性彈簧從上至下的粗細、疏密不變，彈性系數(shù)為固定值。 短彈簧短彈簧，相比原廠彈簧要短一些，而且更的粗壯。 21世紀以來，隨著經濟全球化的進一步發(fā)展，我國彈簧行業(yè)取得了長足的進步，技術已經達到國際一流水平，大大縮小了與西方發(fā)達國家的差距，不僅種類齊全，而且質量得到了國際認可。由于彈簧是通用件，所以應用范圍很廣，幾乎存在于我們生活中的方方面面，包括汽車、航空。醫(yī)療、建筑、電力和兒童玩具等。彈簧作為彈性元件，功能很多，可以減震，控制，維持張力和儲存能量。 2010年以來，我國彈簧生產企業(yè)通過自主創(chuàng)新，高薪聘請國外科研人才，投入大量資金成功完成了轉型升級，產品質量大大提高，并且為主機裝備提供了完整可靠的配套產品，占據(jù)了很大的國外市場，行業(yè)經濟運行質量和效益明顯提高。但是現(xiàn)階段還存在著許多問題，主要是產品種類雜而不精，自主創(chuàng)新能力還有待提高，產品質量和壽命與西方同類產品相比毅然有很大差距，而且缺乏核心技術，原創(chuàng)產品不多，研發(fā)效率不高，投入多，回報少，許多高強度高精度產品毅然依靠進口。 國內外單向閥在以下方面已有顯著地成果 1）元件小型化：便于適應電子器件的直接控制,同時也節(jié)省了能耗。 2）節(jié)能化：減少液壓閥系統(tǒng)因為發(fā)熱而損失的能量，這也是系統(tǒng)設計的目標之一 3）環(huán)?；簡蜗蜷y中的流體可能對環(huán)境有污染，所以應該應當無泄漏及低噪聲,因為工業(yè)的發(fā)展不能以犧牲環(huán)境為代價。 4）新材料的應用：新型磁性材料的應用是與電磁閥單向閥結合在一起的。 5）非礦物油介質元件：非礦物油介質元件是應用于特殊場合例如醫(yī)學，防腐蝕場合等[4]。 21世紀以來，其值得關注的趨勢有更高效的機電一體化設計、高效節(jié)能元件的研發(fā)和環(huán)保與純水液壓系統(tǒng)的開發(fā)。我們也應借鑒西方發(fā)達國家的成功經驗，讓本國少走彎路，實現(xiàn)彎道超車，并努力開發(fā)有自己核心技術的產品。 為保證單向閥元件不斷創(chuàng)新和發(fā)展，首要的是移植國外現(xiàn)有的先進技術，不斷給單向閥元件注入新的活力，以滿足將來發(fā)展的需求，其主要發(fā)展趨勢有以下幾個方面： 1）新材料新工藝的應用：新型材料如陶瓷，聚合物的使用可使單向閥技術有一個新飛躍 2）增強對環(huán)境的適應性，防止漏油、降低噪聲 3）進行純水介質單向閥元件的開發(fā)研究：水壓元件具有廣泛的應用前景，具備如下優(yōu)點：無污染、成本低、安全性、響應快、溫升小、維護檢測成本低。 2.3設計閥口結構和閥體結構 已知設計要求：流量Q=550L/min,開啟壓力Pk=0.04MPa，工作壓力P=12MPa,安裝在外徑為350mm的管道上。 2.3.1幾何尺寸的確定 以下公式參見《液壓閥設計與計算》，宋鴻堯，丁忠堯主編 1.進出水口直徑 根據(jù)第二章第一節(jié)進出水口直徑d的計算公式 式中,Qg--流量(L/min) Vg--進、出油口直徑d處油液流速，一般可取Vg=6(m/s)。代入數(shù)據(jù)得 顯然d=350mm＞44mm,滿足要求 2.閥座內孔直徑Dz 取Dz=348mm 式中d--進、出油口直徑(cm)。 式（4-66）為經驗公式。 3.閥芯錐角的半角αz和閥座錐角的半角α′z 閥芯錐角的半角αz要考慮與閥座保持線接觸，同時也要考慮過流面積問題。對于單向閥一般取 αz =45° （4-67） αˊz= αz+（2°～3°） (4-68) 4.通過公稱流量時錐閥閥口開口量δ* 根據(jù)第二章第一節(jié)錐閥閥口開口量計算公式，結合單向閥的情況得 式中Qg-- 公稱流量δ； C-- 錐閥流量系數(shù)，可取C=0.77； Dz--閥座內孔直徑(cm)； αz--閥芯錐角的半角（°）； g--重力加速度（m/s2）； γ--油液重度（kgf/cm2）；這里的介質為水，γ=0.01kgf/cm3； 這里只考慮低開啟壓力時的情況，[△Ps]s--低開啟壓力時，當通過公稱量時錐閥閥口壓力損失的設定值，可取[△Ps]s?=[△Ps]?-(1～2） （kgf/cm2） [△Ps]?是低開啟壓力時壓力損失允許值，這里因為一般[△Ps]≦4kgf/cm2,所以△Ps取[△Ps]?=4kgf/cm2,所以[△Ps]s?=3kgf/cm2。代入數(shù)據(jù)得 5.閥芯徑向孔直徑dj 只對直通式單向閥計算閥芯徑向孔直徑dj,其他單向閥可根據(jù)結構情況確定。按油液流速要求，閥芯徑向孔直徑dj為 式中Qg--公稱流量（l/min）； Vaj--閥芯徑向孔處油液流速（m/s）,可取Vaj=6(m/s)； Zj--閥芯徑向孔數(shù)，查資料得S型管式單向閥有4個徑向孔。代入數(shù)據(jù)得， 2.3.2受力計算和性能計算 1.閥芯將開始移動時所受的液壓作用力Fkq*，這里只考慮低壓開啟時的作用力Fkq1, 式中Dz--閥座內孔直徑(cm)； [Pkq]*--開啟壓力設計要求(kgf/cm2)。 之前已求得Dz=34.8cm,已知開啟壓力Pk=0.04Mpa=4kgf/cm2,代入數(shù)據(jù)得， 2.錐閥閥口處在設定的壓力損失[△Ps]s*下，油液作用于閥芯上的液壓力Fay*,同上只考慮低壓開啟時的壓力損失， 式中Dz--閥座內孔直徑(cm)。 之前已求得[△Ps]s1=0.03Mpa=3kgf/cm2,代入數(shù)據(jù)得， 3.閥芯運動阻力Fv 根據(jù)式(4-6)閥芯運動阻力的表達式可得 式中D--閥芯與閥體孔的配合直徑(cm)； L--閥芯與閥體孔的接觸長度(cm)； C--閥芯運動速度（m/s）,可用閥芯動作時間為0.01s時的平均速度代替； μ-- 油液動力粘度(kgf.s/cm2)； △γ--閥芯與閥體孔的單邊配合間隙(cm)。 前面已求得D=Dz=34.8cm,參照第三節(jié)設計計算示例，取L=0.8cm,閥芯運動速度V=40cm/s,查機械設計課程設計手冊表9-1，選標準公差等級為IT8，由公稱尺寸取標準公差為89um=8.9×10-3cm,故單邊配合間隙為4.45×10-3cm,查資料得水在10℃，20℃，30℃時的動力粘度分別為1.308×10-3Pa.s,1.005×10-3Pa.s,0.801×10-3Pa.s，這里取1.005×10-3Pa.s=1.005×10-7kgf.s/cm2，代入數(shù)據(jù)得， 4.錐閥的穩(wěn)態(tài)液動力Fw* 根據(jù)第一章第三節(jié)液動力分析，上流式錐閥穩(wěn)態(tài)液動力的計算公式為 結合單向閥的情況，并且不考慮方向性，則， 式中C--錐閥流量系數(shù)，可取C=0.77； Dz--閥座內孔直徑(cm)； δ*--按式（4-70）求得的錐閥閥口開口量（cm）； [△Ps]s*--通過公稱流量時錐閥閥口壓力損失設定值(kgf/cm2)； αz--閥芯錐角的半角（o）。 之前已求得Dz=34.8cm,δ*=0.2cm,[△Ps]s*=0.03Mpa=3kgf/cm2,αz=45o,代入數(shù)據(jù)得 2.3.3強度計算 以下公式參見《液壓系統(tǒng)建模與仿真》，張展主編。 1.閥體最小壁厚 閥體最小壁厚按第四強度理論計算，表3-19 第四強度理論最小壁厚 式中d′--閥體腔中最大內徑（mm）； P--取公稱壓力數(shù)值的1/10（Mpa）； tB′--考慮腐蝕余量后閥體的壁厚（mm）； [σL]--材料的許用拉應力（Mpa）； C--考慮鑄造偏差、工藝性和介質腐蝕等因素而附加的裕量（mm）； 前面已求得P=12Mpa,d′=348mm,由表3-20附加裕量C,取C=3mm,閥體材料選擇HT150,則[σL]=21.5Mpa,代入數(shù)據(jù)得 當tB≧tB′時為合格，圓整后取tB=4mm。 3.圓柱形螺旋壓縮彈簧的設計與計算方法 3.1.彈簧端部結構的確定 彈簧端部結構有YI-1、YI-2、YI-3三種型式，這里取YI-2型，YI-2型的支承圈每端為1圈，即n1-n=2,兩端磨平，尖端在鄰圈貼緊，有效圈從每端1圈處開始計算。 3.2.彈簧鋼絲的材料及其機械性能 根據(jù)彈簧在液壓閥中的受力情況（2類負荷），彈簧的材料一般選擇碳素彈簧鋼絲I組，其機械性能可如下確定： 抗拉強度σb按YB248-64選?。? 允許扭轉極限應力τ=0.5σb； 允許扭轉工作應力[τ]=0.4σb； 剪切彈性模數(shù)G為 彈簧鋼絲直徑d≦2mm,G=8400kgf/cm2 2mm≦d﹤5.5mm,G=8200kgf/cm2 5.5mm﹤d﹤10mm,G=8000kgf/cm2 3.3.彈簧的設計與計算 ①彈簧指數(shù)C 彈簧指數(shù)即螺旋比，是彈簧中徑D2與鋼絲直徑d的比值 為了使彈簧比較穩(wěn)定，不至過軟而產生振動，C值就不能太大；然而，為避免彈簧鋼絲卷繞時產生劇烈彎曲，C值又不能太小。根據(jù)彈簧實際使用和生產的經驗，不同彈簧鋼絲直徑d相應的C為： 表3.1 不同彈簧鋼絲直徑d相應的C d(mm) 0.2～0.4 0.45～1 1.1～2.2 2.5～6 7～16 18～42 C 7～14 4～13 5～10 4～12 4～8 4～6 這里取C=8,根據(jù)上面表格d=16,則代入公式得D2=C×d=8×16=128mm。 ②彈簧曲度系數(shù)K′ 曲度系數(shù)K′是包含彈簧指數(shù)C的一個系數(shù)，根據(jù)理論推導（見下面彈簧鋼絲直徑d的計算） 但彈簧實際受力情況與理論分析的受力情況稍有差別，經過試驗采用下面經驗公式更精確 式（5-3）是目前國內外普遍采用的曲度系數(shù)K′的計算式，代入數(shù)據(jù)得 ③彈簧大徑D和內徑D1，由①得D2=128mm,d=16mm, D=D2+d=128+16=144mm (5-9) D1=D2-d=128-16=112mm (5-10) ④彈簧有效圈數(shù)n 由式（5-21）得 在彈簧工作行程h給定的情況下,過少的有效圈數(shù)將使彈簧的螺旋角α增大，這對于彈簧的受力變形是不利的，會影響到它的強度，從而影響彈簧正常工作，一般彈簧的螺旋角應為α=6°～9°；根據(jù)彈簧制造的實際情況，當n≦2時，會達不到設計的彈簧力，實際的彈簧力比設計的彈簧力要降低25%。 鑒于以上情況，彈簧的有效圈數(shù)應為 n≧3～4 (5-30) 這里取n=6.5圈 ⑤彈簧總圈數(shù)n1 為了使彈簧受力后變形均勻，彈簧兩端尖端處最好錯位180°，即要求總圈數(shù)n1以0.5為尾數(shù)，n1與n的關系是 n1=n+(1.5～2.5) (5-31) 由④得n=6.5圈 ，取中間值，則n1=6.5+2=8.5 ⑥彈簧剛度Kt 彈簧微分長度dl上的扭轉應變量為 式中，dθ--彈簧微分長度dl在彈簧軸線切面上相應的扭轉角； γ--彈簧鋼絲半徑， 根據(jù)扭轉變形的虎克定律 因為 ， 所以 式（5-13）中 Jp稱為彈簧鋼絲剖面的極慣性矩。 相應于彈簧微分長度dl的彈簧軸向極限變形量為 式中α--彈簧的螺旋角。 將式（5-13）代入式（5-15）得 將式（5-16）在彈簧有效圈數(shù)的展開長度上積分 彈簧有效圈數(shù)的展開長度L′為 因為α=6°～9°，所以cosα≈1,這樣 前面已求得D2=128mm,n=6.5,代入數(shù)據(jù)得， L′=π×128×6.5≈2613.8mm 將式（5-19）和式（5-14）代入式（5-17）得 由式（5-20）得 之前已求得d=16mm,D2=128mm,n=6.5,彈簧材料選低碳鋼，由彈簧鋼絲直徑d取剪切彈性模量G為700Mpa,代入數(shù)據(jù)得 ⑦彈簧允許極限負荷下的極限變形量fj和允許極限負荷下的單圈變形量fj′ 前面已求得Fkq1=109.33kgf﹥Fay1=82kgf,取較大者作為極限負荷F,因為力的傳遞性，前后大小不變，故可用閥芯所受作用力作為彈簧所受作用力，所以 Fj=Fkq1=109.33kgf 前面已求得D2=128mm,d=16mm,代入數(shù)據(jù)得， 同理代入數(shù)據(jù)得， 所以彈簧剪切面上的剪切應力τ為， 由式（5-7）得 將式（5-22）代入式（5-20）得， 前面已求得D2=128mm,n=6.5,G=700Mpa,d=16mm,K′=1.18 代入數(shù)據(jù)得， 允許極限負荷下單圈變形量， ⑧彈簧最大工作負荷Ft2和最小工作負荷Ft1 彈簧在極限負荷下工作，容易產生疲勞破壞，因此對于2類負荷，彈簧的最大工作負荷應取為 取Ft2=0.8Fj,前面已求得Fj=Fkq1=109.33kgf,代入數(shù)據(jù)得Ft2=0.8×109.33=87.464kgf, 彈簧在開始變形的一段范圍內，彈簧力與變形量的線性關系較差，設計中要使彈簧避開這一段而工作。根據(jù)彈簧制造實踐，認為彈簧最小工作負荷應取為 取Ft1=0.3Fj,代入數(shù)據(jù)得， Ft1=0.3×109.33=32.799kgf. ⑨彈簧在最大工作負荷下的變形量f2和最小工作負荷下的變形量f1 f2≦0.8fj (5-26) 取f2=0.8fj,前面已求得fj=239mm,代入數(shù)據(jù)得， f2=239×0.8=191.2(mm) 同理f1≧0.3fj (5-28),取f1=0.3fj,代入數(shù)據(jù)得， f1=239×0.3=71.7(mm) ⑩彈簧間隙δ 當彈簧有限位裝置時，為了使彈簧受力與變形量更接近于線性關系，應使間隙δ為， 式（5-32）是西德DIN2089提出的經驗公式。 當彈簧無限位裝置時，應使間隙δ為， 前面已求得fj′=37mm,n=6.5,d=16mm,代入數(shù)據(jù)得，有限位時， 無限位時，代入數(shù)據(jù)得， ?彈簧節(jié)距t 一般t約為 這里取無限位裝置時計算，前面已求得d=16mm,代入數(shù)據(jù)得， 經檢驗符合范圍 ?彈簧自由高度H0和壓并高度Hb, H0和Hb是與彈簧兩端面的磨平量相關的，所以，要計算H0和Hb,先要確定彈簧每端的理論磨平量。從增大彈簧端面的接觸面積來說，似乎應使端面彈簧鋼絲的頭部到磨尖為止，但是當頭部磨尖后，彈簧兩端頭部尖角會刮傷被接觸零件的表面，同時對彈簧的端部結構為YI-1和YI-2型來說，在頭部磨尖的一小段范圍內，受力后易變形，從而會增加彈簧在圓周方向變形的不均勻性。為此，彈簧端面的理論磨平量不是到頭部磨尖為止，而是磨到使頭部保留1/4d(d--彈簧鋼絲直徑),也就是說每端磨到3/4圈。確定了理論磨平量以后，從圖5-1可知：對于YI-1型彈簧 前面已求得n=6.5,t=53mm,d=16mm,代入數(shù)據(jù)得, 對于YI-2型彈簧， 代入數(shù)據(jù)得， 對于YI-3型彈簧， 同理代入數(shù)據(jù)得， 對式（5-35）～式（5-40）經過轉換，可得出YI-1,YI-2,YI-3型彈簧自由高度H0和壓并高度Hb的計算通式為， 彈簧在制造時端面的實際磨平量是一個不定值，這是因為彈簧鋼絲的直徑存在偏差，并且鋼絲在卷繞時直徑會變形。如果只控制彈簧每端的磨平量，則加工后彈簧的實際壓并高度往往大于理論計算的壓并高度。所以，彈簧在制造時每端的磨平量總是大于3/4d,即每端磨到3/4圈，到達到彈簧的理論計算壓并高度為止。 ?壓縮彈簧細長比b, 細長比b是檢驗彈簧穩(wěn)定性的一個指標，它是自由高度H0與中徑D2的比值，即， 前面已求得YI-1型，YI-2型，YI-3型的H0分別為360.5mm,368.5mm,376.5mm,且D2=128mm,代入數(shù)據(jù)得， 根據(jù)彈簧細長比b,其穩(wěn)定性可按圖5-4經驗曲線來檢驗。在圖5-4中，橫坐標為細長比b,縱坐標為彈簧在最大工作負荷下的變形量f2與自由高度H0的百分比。當兩者的交點在曲線2之下時，則認為彈簧穩(wěn)定性可靠；當兩者的交點在曲線2之上與曲線1之下時，則對于兩端磨平的壓縮彈簧需有導向裝置；當兩者的交點在曲線1 之上時，則認為彈簧工作時不穩(wěn)定。圖5-4彈簧穩(wěn)定性判別曲線來源于西德DIN2089,它是在理論計算和試驗修正的基礎上得出的。 ?彈簧螺旋角 前面已提到，螺旋角要求為6°～9°。 前面已求得，t=53mm,D2=128mm,代入數(shù)據(jù)得， 經檢驗，滿足要求 ?彈簧展開長度L, 前面已求得，D?=128mm,n1=8.5,α=45°,代入數(shù)據(jù)得， ?彈簧壓并時的外徑D′, 彈簧選YI-2型，所以H0=368.5mm,前面已求得D=144mm,d=16mm,n=6.5,n1=8.5,代入數(shù)據(jù)得， 式（5-46）是經驗公式，來源于西德DIN2089。設計時應保證安置彈簧的零件的孔徑大于D′. ?彈簧允許極限負荷下的高度Hj、最大工作負荷下的H2和最小工作負荷下的高度H1, 前面已求得，H0=368.5mm,fj=239m,f1=71.7mm,f2=191.2mm,代入數(shù)據(jù)得， ?彈簧自振頻率υ 如果彈簧的自振頻率υ與液壓系統(tǒng)的壓力脈動頻率接近，就會出現(xiàn)共振，共振會導致彈簧疲勞失效，降低單向閥工作的可靠性和穩(wěn)定性，還會縮短彈簧的使用壽命，所以這里需要對單向閥中彈簧的自振頻率進行驗算。 彈簧振動時受到3個力的作用：即慣性力Fg,彈簧力Ft和阻尼力Fz。這三個力的關系是 現(xiàn)假定彈簧兩端固定（如圖5-5所示），在離左端x處取一微分長度dl,dl長度質量上的慣性力Fg為 式中γ--彈簧鋼絲的重度； f--彈簧的變形量，它是彈簧長度l的函數(shù)，即f=ψ(l); g--重力加速度。 彈簧微分長度dl的變形量df為， 今取一圈彈簧計算，即dl=πD?，則 為區(qū)分彈簧微分長度dl的彈簧力Ft，把式（5-20）中的允許極限負荷Fj代以一般彈簧力F,F是彈簧長度l的函數(shù)，即F=ψ(l)。彈簧微分長度dl的彈簧力Ft為 由式（5-20）的關系可得 所以 彈簧阻尼力包括材料的內摩擦力、外部接觸介質阻力、彈簧兩端圈的摩擦力以及各種能量損失，它與運動速度成正比。若設μ為單位彈簧鋼絲長度在單位時間內的阻力，則彈簧微分長度dl的阻尼力為 將式（5-51）、式（5-52）、式（5-53）代入式（5-50）得 可以認為彈簧質量按彈簧長度平均分布，則圖5-5中的x一段的彈簧長度l為 所以 將式（5-55）代入式（5-54）得 因為彈簧剛度 彈簧重量 所以 設 則 彈簧的阻尼力較小，故Fz可忽略不計，即認為μ=0，b=0。這樣。式（5-56）可簡化為 式（5-57）是一個典型的縱波傳遞微分方程式，它表明彈簧變形量f是距離x的函數(shù)，又是時間t的函數(shù)?？扇? 所以 代入式（5-57）得 上式兩邊除以φ（x）·ψ（t）得 要滿足式（5-58）的條件是兩邊都等于一個常量，現(xiàn)設此常量為（﹣ω2），則 式（5-59）和式（5-60）為二階常系數(shù)齊次線性微分方程，它們的特解分別為 根據(jù)歐拉公式，式（5-59）和式（5-60）的通解分別為 式（5-61）和式（5-62）中，A1、B1、A2、B2為常數(shù)，可由邊界條件決定。因為 所以 彈簧的邊界條件是兩端固定，即當x=0時，f=0，代入式）（5-63） 所以，B0=0，當x=H時，f=0，代入式（5-63） 上式等于零的必要和充分條件是 要滿足式（5-64）的條件是 即 ω為彈簧的圓頻率，一階（m=1）的彈簧自振頻率υ為 因為彈簧材料為低碳鋼，主要成分為鐵，所以 , 代入數(shù)據(jù)得， 3.4.彈簧的工作圖和技術要求 D（或D1）和H0的不同精度等級的公差值見表5-1和5-2。 彈簧技術要求應包括下列內容： ⑴展開長度； ⑵旋向； ⑶有效圈數(shù)； ⑷總圈數(shù)； ⑸熱處理（低溫回火）； ⑹表面處理（噴丸、發(fā)黑）； ⑺強壓處理； ⑻軸線對兩端面的不垂直度（按有關標準1級精度要求）； ⑼工作負荷的允許偏差（按有關標準1級精度要求）； ⑽其他未注公差（按有關標準2級精度要求）。 表5-1 D、D1公差 單位：毫米 精度等級 彈簧指數(shù)（C=D2/d） 最小公差值 4～8 ＞8～16 1 ±0.01D2 ±0.015D2 ±0.20 2 ±0.015D2 ±0.02D2 ±0.30 3 ±0.02D2 ±0.03D2 ±0.40 表5-2 H0公差 單位：毫米 自由高度（H0） 1級精度 2級精度 3級精度 ＜20 ±0.7 ±1.2 ±1.8 ＞20～60 ±1.0 ±1.5 ±2.5 ＞60～120 ±1.5 ±2.5 ±4.0 ＞120～200 ±2.0 ±3.5 ±6.0 ＞200～300 ±3.0 ±4.5 ±9.0 ＞300～450 ±4.0 ±7.0 ±12 ＞450～600 ±5,5 ±9.0 ±15 ＞600 ±0.01H0 ±0.015H0 ±0.025H0 彈簧材料應具有以下3個主要性能： 1. 高強度：為了提高彈簧抵抗疲勞失效和松弛的能力，彈簧材料必須具有高的屈服強度和彈性極限以及屈強比。彈簧的彈性極限與屈服強度成正比，而抗拉強度與屈服強度接近，在實際生產中貨物標注的一般都是抗拉強度。但是強度也不是越高越好，因為強度太高時彈簧的塑性和韌性會降低，材料會變脆。 2. 良好的塑性和韌性：在加工過程中彈簧在各個工序都會受到加工變形，所以材料應該具有一定的塑性，否則會出現(xiàn)折損和裂紋。而彈簧在工作中會受到沖擊和變載荷的作用，這就要求彈簧具有一定的韌性，這樣才可以保證彈簧在正常工作時具有良好的壽命。 3. 良好的表面狀態(tài)和抗疲勞性能：由于一般彈簧工作時一般表面受力最大，所以疲勞破壞往往是從彈簧表面開始的，對于應用于重要場合的彈簧，其壽命要求一般很高，這就要求彈簧具有很高的抗疲勞性能，影響彈簧材料抗疲勞性能的因素很多，例如材料的硬度，化學成分，表面質量，含碳量，材料的純凈度和金相組織等，足以主要的影響因素是表面質量。而材料的表面缺陷。例如劃痕，裂紋，壓紋，腐蝕都會造成應力集中，應力集中往往是造成疲勞破壞的主要原因。彈簧熱處理時可采用控制氣氛或真空熱處理，防止表面脫碳和氧化。 4.單向閥建模 一般的建模方法有解析法、功率鍵圖法和傳遞函數(shù)法等，必須要先確定方程系數(shù)，才可以確定模型，這就要求我們對所研究的系統(tǒng)的結構、尺寸和性能等要全面了解，也就是將系統(tǒng)視為“白箱”才能準確的確定出其數(shù)學模型。 但是“灰箱”建模法卻截然不同，“灰箱”建模法將理論分析和實驗辨識相結合。它將液壓系統(tǒng)視為“灰箱”，其中元件和系統(tǒng)的結構參數(shù)已知，而有些性能參數(shù)如閥口流量系數(shù)等是未知的。這種方法充分利用了有關液壓系統(tǒng)和元件的已知信息和現(xiàn)有參數(shù)，利用較少的實驗數(shù)據(jù)通過參數(shù)辨識就可以獲得待定的性能參數(shù)及用理論方法難以確定的參數(shù)，所建立的模型不僅可以用作計算機仿真，而且描述的系統(tǒng)動態(tài)性能更加精確。所以我在這里選擇采用“灰箱”建模法： 4.1單向閥 水平放置的直通式單向閥運動方程為 式中m,x--閥芯質量和位移； p?,p?--單向閥進、出口壓力 A--液體作用面積，即流通面積； Ks,Ff--彈簧剛度和預壓縮所產生的預緊力。 實際上單向閥正常使用時就相當于一個液阻元件，將單向閥的液阻簡化成線性液阻，其模型形式（流量方程）為： 式中q--通過單向閥的流量； R--液阻； G--液導； p?,p?--單向閥進、出口壓力。 4.2液控單向閥 若忽略液動力、庫倫摩擦、黏性阻尼和閥芯重力的影響，則液控單向閥開啟時閥芯運動方程為 式中m,x--閥芯質量和位移； p3,A3--控制腔油壓及作用面積； p1,A1--高壓腔油壓及作用面積； p2,A2--低壓腔油壓及作用面積； Ks,x0--彈簧剛度及預壓縮量。 液控單向閥開啟后，通過液控單向閥的流量為 式中C--液控單向閥綜合流量系數(shù)。 式（6-26）是液控單向閥用于液壓大系統(tǒng)中的簡化形式，進入液控單向閥控制腔的液體流量方程如式6-12所示。 5.結論 本次設計產品為大流量單向閥，具體設計過程分為兩部分，即關鍵零部件結構參數(shù)的設計計算校核與系統(tǒng)建模分析。 (1)在關鍵零部件結構參數(shù)的設計計算這部分中，根據(jù)老師給定的設計要求，對閥體、閥芯，彈簧等主要零件進行了計算與校核，同時也考慮到閥門的密封問題，對密封面進行了比壓計算，以及主要連接部位的強度校核，設計結果滿足要求且合理，還有自己的創(chuàng)新點--大流量。 (2)在系統(tǒng)建模分析這部分中，根據(jù)選擇的題目和建立數(shù)學模型需要準確、簡明、使用的要求，以及為了提高動態(tài)仿真結果的準確程度，這里選擇了一種理論分析和實驗辨識相結合的“灰箱”建模法。 本次畢業(yè)設計設計通過對關鍵零部件的結構參數(shù)設計和系統(tǒng)建模分析，對所設計的單向閥進行了系統(tǒng)全面的分析和校核，最終使設計的單向閥達到設計目標，滿足了設計要求，并且確保了單向閥工作的可靠性和穩(wěn)定性。 參考文獻 [1] Kramer-wasserkaT, T K, Kramer-wasserka T. 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