某型二级同心先导式电磁溢流阀设计（含CAD图纸和说明书）
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摘 要对溢流阀的研究内容，主要包括理论研究，实验研究和数字仿真。国内外从六十年代初开始对先导控制式溢流阀进行研究，经历了定性和定量研究阶段，溢流阀静态特性研究方面的成果，衡量静态特性的指标有定压误差、卸荷压力、内泄流量和调压范围。研究结果已经给出了比较完整的设计准则和阻尼孔尺寸选择范围，分析了阀的结构参数对静压特性的影响。也讨论了加载阀特性的影响是产生溢流阀启闭特性实验误差的主要原因。证明了先导控制结构是实现理想恒压特性的根本原因。把功率键合图理论用于建立环形缝隙阻尼溢流阀的数学模型。通过数字仿真分析了阀的静特性，并进行了参数预测及优化。本次设计的内容是三级同心先导式电磁溢流阀，二级同心先导式电磁溢流阀是一种液压压力控制阀。在液压设备中主要起定压溢流作用，稳压，系统卸荷和安全保护作用。该课题结合机械工程专业的教学内容和国内外液压挖掘机的应用与发展。对二级同心先导式电磁溢流阀作较深入的分析研究。根据设计依据及要求，完成二级同心先导式电磁溢流阀的总体设计进一步掌握溢流阀的设计方法和步骤。关键词：溢流阀；二级同心；溢流阀设计AbstractThe research content of the overflow valve, including theoretical research, experimental research and numerical simulation. At home and abroad from sixty time first began to study the pilot control valve, through qualitative and quantitative research stage, static characteristics of the measuring results of overflow valve, static characteristic index error, constant pressure unloading pressure, flow rate and pressure range. The research results have been given the design criteria and damping hole size relatively complete range of choice, analyzes the influence of structure parameters on the static characteristics of valve. Also discussed the influence of loading valve characteristic is main reason of overflow valve opening closed experimental error characteristics. That pilot control structure is the basic reason for the realization of the ideal constant voltage characteristic. The power bond graph theory is used to establish mathematical model of the annular gap damping relief valve. The static characteristics of valve are analyzed by digital simulation, and the parameter prediction and optimization.The content of this design is three concentric guiding type electromagnetic overflow valve, the secondary concentric guiding type electromagnetic overflow valve is a kind of hydraulic pressure control valve. Main constant pressure relief role in the hydraulic equipment, voltage regulator, unloading system and safety protection. The subject at home and abroad in conjunction with the teaching content of mechanical engineering and the application and development of the hydraulic excavator. For secondary concentric guiding type electromagnetic overflow valve for more in-depth analysis and research. According to the design basis and requirements, complete the secondary concentric guiding type electromagnetic overflow valve further grasp the overall design of the design method and steps of the relief valve.Keywords: overflow valve；Two concentric；Design of overflow valve目录引言11液压阀的历史发展32压力控制阀62.1压力控制阀的分类62.1.1溢流阀62.2溢流阀的的工作过程102.2.1 开启过程102.2.2 闭合过程122.3 溢流阀的性能指标122.3.1静态性能指标122.3.2 动态性能指标132.4溢流阀的结构设计152.4.1溢流阀的结构型式152.4.2先导式溢流阀主要零件173电磁溢流阀的详细设计233.1溢流阀主要尺寸设计233.2溢流阀静态特性计算273.2.1基本方程式273.2.2静态特性303.2.3静态特性计算323.2.4主阀弹簧的详细设计384电磁阀的设计434.1电磁阀主要尺寸设计434.2电磁阀主要设计参数444.3电磁阀设计计算444.3.1几何尺寸的确定444.3.2电磁换向阀的受力计算454.3.3电磁阀弹簧的设计474.3.4电磁铁的选择494.4液压阀的材料及工艺要求495技术经济性分析516结 论52致谢53参考文献54附录A55附录69引言当前，液压技术已经成为一门比较成熟的应用技术。它以传动平稳、反应灵敏、安全可靠等优点在工业领域受到青睐。液压阀是液压系统中一个重要的组成部分，主要作用式控制液压系统中液体流动方向、流量和压力。任何一个液压系统中都有液压阀类元件的存在。液压阀的性能可靠关系到这个液压系统正常工作。液压阀技术的发展穿心进步也为液压系统的优化及相关领域提供保证。液压技术在工业中的应用 液压技术一般应用于重型，大型，特大型设备，如冶金行业轧机压下系统，连铸机压下系统等； 军工中高速响应场合，如飞机尾舵控制，轮船舵机控制，高速响应随动系统等 工程机械，抗冲击，要求功重比较高系统一般都采用液压系统 以上三个领域是应用液压技术的最大领域 液压传动控制是工业中经常用到的一种控制方式，它采用液压完成传递能量的过程。因为液压传动控制方式的灵活性和便捷性，液压控制在工业上受到广泛的重视。液压传动是研究以有压流体为能源介质，来实现各种机械和自动控制的学科。液压传动利用这种元件来组成所需要的各种控制回路，再由若干回路有机组合成为完成一定控制功能的传动系统来完成能量的传递、转换和控制。 从原理上来说，液压传动所基于的最基本的原理就是帕斯卡原理，就是说，液体各处的压强是一致的，这样，在平衡的系统中，比较小的活塞上面施加的压力比较小，而大的活塞上施加的压力也比较大，这样能够保持液体的静止。所以通过液体的传递，可以得到不同端上的不同的压力，这样就可以达到一个变换的目的。我们所常见到的液压千斤顶就是利用了这个原理来达到力的传递。 液压传动基本原理 液压传动中所需要的元件主要有动力元件、执行元件、控制元件、辅助元件等。其中液压动力元件是为液压系统产生动力的部件，主要包括各种液压泵。液压泵依靠容积变化原理来工作，所以一般也称为容积液压泵。齿轮泵是最常见的一种液压泵，它通过两个啮合的齿轮的转动使得液体进行运动。其他的液压泵还有叶片泵、柱塞泵，在选择液压泵的时候主要需要注意的问题包括消耗的能量、效率、降低噪音。 液压执行元件是用来执行将液压泵提供的液压能转变成机械能的装置，主要包括液压缸和液压马达。液压马达是与液压泵做相反的工作的装置，也就是把液压的能量转换称为机械能，从而对外做功。 液压控制元件用来控制液体流动的方向、压力的高低以及对流量的大小进行预期的控制，以满足特定的工作要求。正是因为液压控制元器件的灵活性，使得液压控制系统能够完成不同的活动。液压控制元件按照用途可以分成压力控制阀、流量控制阀、方向控制阀。按照操作方式可以分成人力操纵阀、机械操纵法、电动操纵阀等。 除了上述的元件以外，液压控制系统还需要液压辅助元件。这些元件包括管路和管接头、油箱、过滤器、蓄能器和密封装置。通过以上的各个器件，我们就能够建设出一个液压回路。所谓液压回路就是通过各种液压器件构成的相应的控制回路。根据不同的控制目标，我们能够设计不同的回路，比如压力控制回路、速度控制回路、多缸工作控制回路等。 根据液压传动的结构及其特点，在液压系统的设计中，首先要进行系统分析，然后拟定系统的原理图，其中这个原理图是用液压机械符号来表示的。之后通过计算选择液压器件，进而再完成系统的设计和调试。这个过程中，原理图的绘制是最关键的。它决定了一个设计系统的优劣。 液压传动的应用性是很强的，比如装卸堆码机液压系统，它作为一种仓储机械，在现代化的仓库里利用它实现纺织品包、油桶、木桶等货物的装卸机械化工作。也可以应用在万能外圆磨床液压系统等生产实践中。这些系统的特点是功率比较大，生产的效率比较高，平稳性比较好。 液压作为一个广泛应用的技术，在未来更是有广阔的前景。随着计算机的深入发展，液压控制系统可以和智能控制的技术、计算机控制的技术等技术结合起来，这样就能够在更多的场合中发挥作用，也可以更加精巧的、更加灵活地完成预期的控制任务。 在液压传动系统中，用于控制系统中液流压力、流量和液流方向的元件总称液压控制阀。液压控制阀是液压技术中品种规格最多、应用最灵活的元件。通过液压阀的不同组合，可以组成多种类型的液压系统以实现所需的设备功能，同时液压阀的性能优劣以及与系统其他元件参数的匹配是否合理在很大程度上决定了液压系统的性能。电磁溢流阀是小规格的电磁换向阀与溢流阀构成的复合阀。此类阀除了具有溢流阀的全部功能外，还可以通过电磁阀的通、断控制，实现液压系统的卸荷或多级压力控制；还可以在溢流阀与电磁阀之间加装缓冲阀以适应不同的卸荷要求。该课题结合液压传动设计的教学内容和国内外液压控制阀的应用与发展。1.液压阀的历史发展公元2000年前，中国人就在输出管道上使用了竹管和木塞阀。公元前18世纪，古埃及人为了防止尼罗河水泛滥而兴办的大规模治水工程中，就采用了木制旋塞，用来控制水的流动方向，并可调节水的流量，这就是线代旋塞阀的雏形。公元1135年中国宋代五普纪述“莲花漏”上使用浮子-阀门式机构自动调节漏壶水位。 16世纪，明代宋应星所著的天工开物一书中也曾记载，从盐井中汲水制盐时，在竹管上安装了阀，用来控制盐水的流动。 随着锅炉的使用，1681年D.帕潘发明了带安全阀的压力釜，实现压力自动控制。 18世纪中叶赢过工程师弗莱明.詹金发明世界上第一台压差补偿流量阀。十八世纪七十年代，人类进入蒸汽机时代。蒸汽机的发明使阀进入了机械工程领域。十八世纪七十年代，人类进入蒸汽时代。蒸汽机的发明使阀进入机械工程领域，在瓦特的蒸汽机上除了使用旋塞阀、安全阀和止回阀外，还是了碟阀，可以调节流量。随着蒸汽机流量和压力的增大，使用旋塞阀控制蒸汽机的进气和排气已不能满足需要，于是出现了滑阀。 19世纪是液压技术走向工业应用的世 纪。特别是工业革命一来的社会产业需求刺激了液压技术及元件方面的不断进步。 20世纪是液压传动与控制技术飞速发展并趋近成熟的世纪。特别是30年代以后，由于汽车工业发展及二次世界大战中大规模武器的生产促进了机械制造工业标准化、模板化概念及技术的形成发展，也是控制理论与工作实践飞速发展的时期，从而也为电液控制工程进步提供了理论基础和技术进步。 1936年 Harry Vickers 发明先导控制压力阀为标志的管式系列液体控制元件，之后简单的通断式液压控制阀问世，确实为工业的某些领域的发展提供了强大的动力源。但是他们组成的回路和系统，在控制功能、精度及动作时间方面，往往不能满足某些使用场合的要求。 50年代，线性控制理论的形成对液压控制技术的发展产生了深远的影响。由于仿形切削加工，航海与航空伺服控制系统的实践需要，液压仿形刀架、电液伺服元件及系统相继问世。电磁伺服阀是电子和液压两门技术结合，能满足自动控制更高要求。液压伺服阀能把很小的电气输出信号放大成功率很大的液压能量输出，并能随电气信号的变化而快速跟踪，使执行机构获得较高的动作频率，以满足高精度控制要求。它具有控制精度高、响应速度快、体积小，以及能适应连续信号控制和脉冲信号控制等优点。但是由伺服控制元件组成的连续式伺服控制系统，由于需要反馈回路，系统较复杂，元件及整个系统的造价昂贵，且工作条件要求严格，这给使用和维护带来很大困难。我国的液压阀的制造,起始于第一个五年计划,50年代初期,仿造了苏联的各类低压阀。随后,在引进消化国外中低压元件制造技术的基础上自行设计了公称压力为2.5MPa和6.3MPa的中低压液压阀系统,简称(广州型)。 60年代后期，各类民用工程对电液控制技术的需求，显得更加迫切和广泛，这些液压系统通常只希望采用较简易的电气装置，来实现对精度和响应速度要求不太高的控制。例如连续比例控制。有的仅要求遥控，并且大多数都是不要求反馈的开环控制。另外希望它对液压系统污染控制要求不很高，容易达到工作安全、可靠使用维修简单的目的。比例控制阀正是根据这种需要产生，它在通断式控制元件和伺服控制元件的基础上发展起来的一种新型的电-液控制元件。60年代初期,为适应液压工程机械从中低压向高压方向的发展,以山西榆次液压件厂为主,引进了日本油研公司的公称压力为21MPa的中高压液压阀系列,设计成我国的中高压液压阀,简称(榆次型)。 1968年,在公称压力21MPa液压阀的基础上,设计了我国一套公称压力为31.5MPa的高压阀系列,并投入批量生产。 随着人们在应用中的不断摸索和实践，同时期出现了板式以及叠装式液压元件系列，从而使液压技术的发展进入了一个新的阶段。它使液压系统结构紧凑，减少阀之间的管道连接，便于安装、使用和维修。但是，用这些常用的液压阀构成的集成系统的各种方式，仅对小流量的液压系统能收到较为良好的效果，对中、大流量，特别是流量大于200L/min的液压系统，采用这些方式进行集成仍不免有很多困难，一般还只能采用管道进行阀间连接，组成系统。由于流量大，管道粗，因此配管工作量大，安装、维修困难，而易出现漏油、振动等弊病，这就构成了液压技术发展中的一个难题。国内外从六十年代初开始对先导控制式溢流阀进行研究,经历了定性和定量研究阶段,溢流阀静态特性研究方面的成果,衡量静态特性的指标有定压误差、卸荷压力、内泄流量和调压范围。研究结果已经给出了比较完整的设计准则和阻尼孔尺寸选择范围,分析了阀的结构参数对静压特性的影响。证明了先导控制结构是实现理想恒压特性的根本原因。把功率键合图理论用于建立环形缝隙阻尼溢流阀的数学模型。通过数字仿真分析了阀的静特性,并进行了参数预测及优化。70年代初，作为液压技术的一个新的分支-液压逻辑阀（插装阀）出现了，后来逐步形成的标准化功能控制单元为特征的模块化集成单元技术。它不仅能实现常用液压控制阀的各种动作要求，而且和普通的液压阀相比，在控制同等功频的情况下，具有重量轻，体积小，功率损失小，动作速度快和易于集成等突出优点，特别适用于大流量液压系统的控制和调节。我国于1973年再次组成“液压阀联合设计组”,又增补了多种规格和新品种,并使国产阀的安装连接尺寸首次符合国际标准。并于1977年正式完成了公称压力为31.MPa的高压阀新系列的设计。80年代是我国液压技术发展比较迅速的时期。80年代以来，由于微电子技术的不断进步，微处理机、点子功率放大率、传感器与液压控制单元互相集成，形成了机械电子一体化产品，为液压阀改善性能、提高控制性创造了条件。80年代的主要进展是比例技术和二通插装技术相结合形成了一席列二通比例压力、流量、方向控制组件，配以各种参数检测反馈和电子或微机控制单元，使液压系统性能大幅度提高，系统大幅度简化，更好的适应了中功率工程控制的技术要求。90年代，机电一体化已成为国外工程机械发展的趋势。将液压技术与计算机、自动控制等互相交融，从而提高了液压控制元件的自动化程度，改善作业性能，实现较高效节能的目的。数字阀也是在这种背景下诞生，与比例阀、伺服阀相比，这种阀结构简单，工艺性好，价廉，重复性好，工作稳定，功率小。但是它的发展速度不快，应用范围也不大。这是由于数字阀的类型都有自身的局限性。一般数字阀主要用于先导控制和中小流量控制场合，如数控电液伺服阀。21世纪，液压技术发展趋于成熟，研究者充分利用其它科学发展液压技术，实现了液压技术的机电一体化。液压阀的发展和液压技术的发展信心相关。液压阀的新品种也层出不穷。这些新的品种，有的是对普通的结构进行改革，提高性能，扩大阀的使用功能；有的将几个阀连接；有的根据常用经典回路组成组合阀。2压力控制阀液压控制阀，液压传动中用来控制液体压力、流量和方向的元件。其中控制压力的称为压力控制阀，控制流量的称为流量控制阀，控制通、断和流向的称为方向控制阀。2.1压力控制阀的分类液压控制阀作为液压传动系统中的控制元件，其应用数量大，种类繁多，除了不同品种、规格的通用阀外，还有许多专用阀和复合阀。就液压阀的基本类型来说，通常用的液压控制阀分类有以下几种1.通断式控制元件（即开关或定值控制阀）：这是常用的一类液压阀，又称普通液压阀。2.伺服式控制元件：压力伺服阀、流量伺服阀等。3.比例式控制元件：比例压力阀、比例流量阀和比例方向阀等。 在液压传动系统中，液流的压力是最基本的参数之一，执行元件的输出力或输出扭矩的大小，主要由供给的液压力所决定。为了对油液压力进行控制，并实现和提高系统的稳压、保压、减压、调压等性能或利用压力变化实现执行机构的顺序动作等，根据油液压力和控制机构弹簧力相平衡的工作原理，人们设计制造了各种压力控制阀。2.1.1溢流阀溢流阀是压力控制阀中最基本的一种，以它为基础可以组合成各种进行阀前（进口）压力控制的压力控制阀，如电磁溢流阀就是由溢流阀和电磁换向阀组合而成。溢流阀在液压系统中使用极为普遍，所有液压系统都要至少使用一个溢流阀来作定压阀或安全阀。溢流阀在不同的场合有不同的用途。它的基本功能有两个，一是限制液压传动系统的最高工作压力，起安全保护作用，通常又称为安全阀；另一个是保持系统压力（主要是液压泵的输出压力）基本稳定不变，起稳压作用，一般称为稳压阀或溢流阀。如在定量泵节流调速系统中，溢流阀用来保持液压系统的压力（即液压泵出口压力）恒定，并将液压泵多余的流量溢流回油箱，这时溢流阀作稳压阀用。在容积节流调速系统中，溢流阀在液压系统正常工作时处于关闭状态，只是系统压力大于或等于溢流阀调定压力时才开启溢流，对系统过载保护作用，这时溢流阀作安全阀用。在需要卸荷回路的液压系统中，溢流阀还可以作卸荷阀用，这时只需通过电磁换向阀将先导式溢流阀的遥控口与油箱接通，液压泵即可卸荷，从而降低液压系统的功率损耗和发热量。若将先导式溢流阀的遥控口接远程调压阀，则可实现远程控制并能多级调压。溢流阀也可串联于执行元件出口的回油路上，使执行元件的出口侧形成一定的背压（一般小于0.6MPa），以改善执行元件运动平稳性。常用的溢流阀按其结构和工作原理，可分为直动式和先导式两种。(1)直动型溢流阀 图2-1 直动型溢流阀结构简图 Fig.2-1 Direct relief valve structure diagram（a）锥阀式 (b)球阀式 (c)滑阀式 (d)溢流阀的基本符号 1-调压螺栓 2-弹簧 3-阀芯 4-阀体（含阀座）直动式溢流阀是依靠系统中的压力油直接作用在阀芯上与弹簧力等相平衡，以控制阀芯的启闭动作。直动式溢流阀的结构主要有滑阀、锥阀、球阀和喷嘴挡板等形式，其基本工作原理相同。 (2)先导式溢流阀 直动式溢流阀,在高压大流量情况下工作时启闭特性都将变坏。如果用一个小规格自动型溢流阀作先导阀来控制另一个主阀，便能获得较好的启闭特性，先导式溢流阀就是种形式的双级阀。图2-2二节同心式溢流阀的典型结构之一 Figure 2-2 section two concentric type one of the typical structure of the relief valve二节同心式溢流阀的典型结构之一如图2-2所示，该阀除了为管式连接外。锥阀座6上的固定节流小孔c既起到动态液压阻尼作用，也影响稳态性能。固定节流小孔a与固定节流小孔c及导阀的锥阀口的可变液阻组成的串联液阻来组成先导液压半桥。工作时溢流阀进油腔P的压力油在直接作用于主阀芯3的下端面的同时，经小孔a进入主阀芯上端面的复位弹簧腔，并经小孔b、锥阀座6的小孔c作用在锥阀芯7上。当作用在阀芯7上的液压力因溢流阀进油腔压力的增大而增大到高于调压弹簧8的预压力时，锥阀芯7开启，复位弹簧腔的油液经流道b、小孔c、锥阀口和流道d流入阀的出油腔T，然后回到邮箱，因小孔a的前后压差，主阀芯3开启，PT，实现定压溢流。内部回油是将外部回油腔用螺堵堵住，使先导阀的回油通过阀盖上及主阀芯中间的回油通道，经主阀溢油腔流回油箱。如果因阀盖和主阀芯中间回油通道的阻力损失，及主阀溢油腔压力，使腔的背压过高时，电磁铁推力可能克服不了推杆上受到的液压作用力，先导阀不能正常工作。在这种情况下，就应将内部回油改成外部回油。它是将外部回油腔的螺堵拆除，并将密封螺钉置于阀盖上的回油通道中，使先导阀的回油通过外部回油腔直接回油箱，外部回油背压也应小于先导阀允许承受的背压值。（3）电磁溢流阀电磁溢流阀是小规格的电磁换向阀与溢流阀构成的复合阀。此类阀除了具有溢流阀的全部功能外，还可以通过电磁阀的通、断控制，实现液压系统的卸荷或多级压力控制；还可以在溢流阀与电磁阀之间加缓冲阀以适应不同的卸荷要求。电磁溢流阀中的先导式溢流阀可采用二级同心或三级同心式结构；电磁溢流阀阀中的电磁阀有二位二通、二位四通和三位四通等形式，以实现不同的功能要求。内部回油是将外部回油腔用螺堵堵住，使先导阀的回油通过阀盖上及主阀芯中间的回油通道，经主阀溢油腔流回油箱。如果因阀盖和主阀芯中间回油通道的阻力损失，及主阀溢油腔压力，使腔的背压过高时，电磁铁推力可能克服不了推杆上受到的液压作用力，先导阀不能正常工作。在这种情况下，就应将内部回油改成外部回油。它是将外部回油腔的螺堵拆除，并将密封螺钉置于阀盖上的回油通道中，使先导阀的回油通过外部回油腔直接回油箱，外部回油背压也应小于先导阀允许承受的背压值。根据系统不同的工作状况，应选择不同滑阀机能的先导电磁阀，如型滑阀机能仅在电磁铁通电时才能使系统卸荷，则适用于工作时间长、卸荷时间短的工况。型滑阀机能则相反，它适用于工作时间短、卸荷时间长的工作状况。这种电磁溢流阀的主阀，在稳定工作时的受力情况和平衡方程与上节所述的三节同心先导式电磁溢流阀相同，它们的结构特点和原理也是一样的。由电磁阀性能介绍可知，回油背压的高低对阀的正常工作有很大影响。二位二通先导阀有两种回油形式，一种是内部回油形式，另一种是外部回油形式，可根据回油背压高低分别选择。图2-2二级同心先导式电磁溢流阀 Figure 2-2 secondary concentric guiding type 图2-3缓冲阀 electromagnetic overflow valve Figure 2-3 cushion valve 如图所示为二位二通电磁换向阀、缓冲阀与二节同心先导式溢流阀构成的电磁溢流阀。电磁阀安装在缓冲阀盖上。P为进油口O为回油口，电磁阀的两个通口接缓冲阀两个通口上。缓冲阀的两个通口分别接溢流阀的主阀弹簧腔和先导阀弹簧腔。图中电磁阀为常闭阀，当电磁铁未通电时候，电磁阀两通口不通，此时系统在溢流阀的调定压力下工作；当电磁阀通电时，电磁阀两孔接通，进入主阀弹簧腔及先导阀前腔的有油液便通过两口和先导阀弹簧腔以及主阀体的流道，经过主阀回油口排回油箱，使溢流阀在很低的进口压力下就能获得推动主阀芯的压差，从而使系统卸荷。2.2溢流阀的的工作过程2.2.1 开启过程（1） 当液压系统压力低于先导阀的开启压力时，先导阀保持关闭。此时主阀芯受力条件为：（2） （2-1）此时阀口仍关闭。式中， 主阀芯活塞的下腔作用面积； 主阀芯活塞的上腔作用面积； 主阀芯下腔油压； 主阀芯上腔油压； 先导阀弹簧刚度（）； 主阀弹簧刚度（）； 先导阀弹簧的预压缩量（）； 主阀弹簧的预压缩量（）。 主阀芯与阀套的摩擦力； 主阀芯重力；(3)当系统压力上升到先导阀的开启压力时，先导阀处于即将开启但未开启的状态，主阀芯受力关系仍为式（2.1）。(4)当系统压力升高超过先导阀开启压力时，先导阀打开，液压油经由阻尼孔流向先导阀再流回油箱。此时主阀芯上下两腔将产生压力差，但尚未到达足以抬升主阀芯的程度，主阀芯的受力方程为： （2-2） (5)当系统压力上升到主阀开启压力时，通过阻尼孔的流量增大，产生的压力差使主阀芯处于平衡状态： （2-3）(6)当系统压力高于主阀开启压力时，主阀开启，其受力为： （2-4）式中， y主阀口的开度（m）； 液流入射角，近似等于锥阀半锥角（）； 主阀座孔直径（m）； 主阀口流量系数，0.770.8 (取0.8)。(7)当系统压力升到调定压力时，阀内通过额定流量，此时主阀芯受力方程为： （2-5）至此，溢流阀开启完成。2.2.2 闭合过程其过程与开启过程相反，但各关键点相似，不同的是由于摩擦力方向改变，造成阀口的关闭压力比相应的开启压力要小，闭合过程的调压差值稍大于开启过程的调压差值。2.3 溢流阀的性能指标2.3.1 静态性能指标 (1)压力调节范围定义：调压弹簧在规定范围内调节时，系统压力平稳（压力无突跳及迟滞现象）上升或下降最大和最小调定压力差值。（2）启闭特性定义：溢流阀从开启到闭合全过程的被控压力与通过溢流阀的溢流量q之间的关系。 一般用溢流阀处于额定流量、额定压力时，开始溢流的开启压力和停止溢流的闭合压力分别与的百分比来表示。开启压力比： 闭合压力比： 两者越大及越接近，溢流阀的启闭特性越好。一般规定：开启压力比应不小于90%，闭合压力比应不小于85%，其静态特性较好。(3) 卸荷压力：当溢流阀作卸荷阀用时，额定流量下进、出油口的压力差称为卸荷压力。(4) 最大允许流量和最小稳定流量：溢流阀在最大允许流量（即额定流量）下工作时应无噪声。 图2-3溢流阀启闭特性曲线Figure 2-3 overflow valve on-off characteristic curve2.3.2 动态性能指标（1）压力超调量：最大峰值压力与调定压力的差值。（2）响应时间：指从起始稳定压力与最终稳态压力之差的10%上升到90%的时间。(即图2-4中A、B两点的间的时间间隔)。（3）过渡过程时间：指从调定压力到最终稳态压力的时间。(即图2-4中B点到C点间的时间间隔)。（4） 升压时间：指溢流阀自卸荷压力上升至稳定调定压力所需时间。（即图2-5的）。（5）卸荷时间：指卸荷信号发出后由稳态压力状态到卸荷压力状态所需的时间。(即图2-5中的)。图2-4 流量阶跃变化时溢流阀的进口压力响应特性Figure 2-4 flow step change when the overflow valve inlet pressure response characteristics 图2-5溢流阀升压与卸荷特性 Figure 2-5 overflow valve booster and unloading properties2.4溢流阀的结构设计阀的结构设计牵涉到工作性能、制造、使用和维修。结构设计时，在满足工作性能的基础上，要做到结构简单，制造容易，使用维修方便。2.4.1溢流阀的结构型式（1） 直动滑阀型（图2-6） 图2-6直动滑阀型溢流阀Figure 2-6 straight slide valve type relief valve这种阀的结构非常简单，但性能较差，仅限于低压小流量下使用，主要用于控制精度不太高的场合。而且，它不能实现卸荷和远控调压。（2）无平衡面积的座阀式先导控制型（图2-7）这种阀也是仅限于低压和小流量下使用，若阻尼孔选择合理经先导阀的作用，能较好地工作。（3）具有平衡面积的座阀式先导控制型这种阀按其主阀芯配合面的情况有两种结构：一种具有三级配合面，常称为三级同心式，见图2-8；另一种具有二级配合面，常称为二级同心式。这种阀的结构虽不及上述二种简单，但其工作性能要比上述任何一种好。三级同心式与二级同心式相比，二级同心式优于三级同心式，现分析比较如下： （1）三级同心式结构比二级同心式复杂，主要零件（如主阀、阀体等）的加工精度要求也比二级同心式高，从而使制造成本高；同时，三级同心式溢流阀在装配或使用中不慎常影响到它的动作可靠性。 图2-7Figure 2-7 图2-8Figure 2-82）主阀口的过流面积三级同心式小于二级同心式(见图 2-11)。在实现卸荷时，由于三级同心式阀芯的尾碟伸在脚座内，通道成很狭的环形，加上阀座直径很小，因而过流断面面积很小，使卸荷时的剩余压力较高。二级同心式阀的通道中没有如尾碟之类的障碍物，且阀座处直径很大，过流面积大, 故剩余压力较低。3）二级同心式阀比较稳定。三级同心式阀中，当液流高速流出时，由于流动方向惯性在尾碟底部形成一个负压涡流区（负压是不稳定的）。而先导阀的控制流出流正好进入此不稳定负压区，负压直接作用到 先导阀的阀芯背部（即调压弹簧一侧），使先导阀阀芯的运动受到影响，也就是引起阀口的开口量不稳定，最终引起溢流阀 所控制的压力不稳定。二级同心式阀中没有这种现象。 图2-9三节同心式与二节同心式过流面积比较Figure 2-9 three concentric compared with 2 concentric flow area 4）二级同心式阀具有噪声小的优点，因液流经阀口至溢流口是一个扩散流动，使高速液流迅速的降速，所以，减少了 噪声。三级同心式阀由于液流经阀口至溢流口是一个收缩流动，溢流口的流速相比之下较高，所以噪声较大。当然，这只是从流速声来说的。5）二级同心式具有良好的通用性，以溢流阀为基础，只要作少量的变动，就可以变成各种型式的压力阀。因为阀芯和阀套组成一个部件安置在阀体的一个通用的内腔里，利用 溢流阀的阀体，只要变换一下先导阀的控制部分或调换适合其他功用的阀芯和阀套,就可以变成顺序阀、卸荷阀、减压阀、平衡阀等各种型式的压力控制阀。当然，三级同心式阀从动态性能观点来看，也有其设计上的可取之处，例如，主阀口直径小，面积梯度就小，流量增益低，有利于稳定储备，即对稳定性有利；又例如，主阀芯上的尾碟，使稳态液动力有助于阀口关闭，也是增加稳定性的措施。另一方面，主阀阀口作为一个振动环节，如果能尽量减弱 主阀芯的振动，仍可获得低噪声的溢流阀。三级同心式阀具有这方面改进的余地，例如：将主阀芯尾碟拉长，在尾碟处加节流环，使油液压力从进口到溢流口逐级释压，便是一种很好的低噪声溢流阀。2.4.2 先导式溢流阀主要零件三级同心式和二级同心式溢流阀总体结构均由主阀和先导阀两部分组成。（1）主阀部分主阀由阀体、阀芯、阀座等主要零件组成。阀体阀体是主阀的主要零件，为了使流体流过阀体通道时尽可能缩小涡流区并减轻流速变化的影响，以减小压力损失，故阀体内部孔道的几何形状较复杂，以铸造成形为宜。铸件的外 形应随内孔的形状而变化,使铸件的壁厚得以均匀过度，保证铸件具有良好的铸造性能。阀体在结构设计时，除必须保证足够的强度以外,还必须使阀体具有良好的刚度，使阀在总装后和长期使用中保证阀芯动作灵活可靠而不至于由于阀体在外力作用下变形太大而卡住。 阀芯控制型溢流阀主阀芯上下侧面积差的大小直接影响到阀的性能，应通过计算确定。上下侧面积差可采用各种方式达到。主阀芯有三个配合面，因此同轴度要求较高，这不仅提髙了加工精度的要求，且装配时较困难。特别是主阀芯的小端和阀盖之间有配合要求，若加工和装配稍不注意，甚至由于安装阀盖螺钉的缘故，都有使阀芯被卡死的可能。主阀芯形式与单向阀阀芯相同，它取消了主阀芯和阀盖之间的配合，从而改善了装配性能，降低了加工精度要求。阀座阀座是用来支承主阀芯的，主阀芯与阀座接触时必须基本保证线接触，从而图2-10 阀座 Figure 2-10 seats 使阀口具有可靠的密封性能。阀芯和阀座在阀口处的形状和锥角大小，对主阀芯的受力大小（指主阀芯在开启后的受力情况）和动作平稳性有关系。因为液流流动情况的复杂性，所以往往要通过反复试验，才能确定最佳的锥阀口形状和锥角的大小。阀座和阀套是采用整体结构还是分体结构，一般根据阀芯直径的大小而定。阀芯直径较小时，阀座阀口处的加工较困难，所以宜采用分体结构；阀芯直径较大时，为了节省材料，也采用分体结构；中等直径的阀芯，由于阀座阀口处的加工并不困难，同时为了减少磨加工的不同轴度和装配误差，故常采用整体结构。（2）先导阀部分先导阀由阀芯、阀座、调压弹簧、调压装置等零件组成。在压力控制阀中（如溢流阀、电磁溢流阀、减压阀等)通常都有先导阀，因此在设计时必须保证通用性。先导阀的结构一般分为直动式和差动式二种。 阀芯直动式的阀芯常用的有二种结构(见图2-11)。图中a)为锥阀结抅，b)为球阀结构。对于球阀结构，根据阀芯的组成又可分成两种：一种是球和弹簧座分体,另一种是球和弹簧座成整体的。比较锥阀和球阀两种结构，当阀芯的开口量相同， 即阀芯与阀座离开相同的距离时，球阀比锥阀具有较大的过流面积。所以球阀结构使主阀开启比较迅速，从而使升压时间t1较短(见图2-12)；但是球阀的过流面积变化较大，这样阀芯动作就不太稳定，易出现振动，从而使主阀稳定时间t2较长(见图2-12)此次设计中采用锥阀结构，使系统易于稳定。 图2-11阀芯类型 Figure 2-11 valve core type 图2-12动态特性图Figure 2-12 dynamic characteristics差压式阀芯和直动式阀芯的区别在于锥阀的尾部带有一段配合面（见图2-13)。主要特点是利用承压面的面积差来减小作用在阀芯上的液压力，这使调压弹簧容易设计，并提高了调压稳定性。但它有两个配合面，结构比直动式复杂，加工精度也比直动式要求高。 图2-13图2-14Figure 2-13Figure 2-14阀座阀座的结构应按阀芯的结构而定。直动式阀座设有二级孔(见图2-14), 一端小孔起适当的阻尼作用，能消除尖叫和振动。此外还必须尽量减少导阀前腔的容积，若结构布置的需要致使容积过大时，可加添消振垫如图2-15 a）所示），以改变这一容腔流速场分布，或采用消振塞（如图2-15 b）所示)，利用微型吸振原理来消除尖叫和振动。图2-15消振垫Figure 2-15 damping pad3） 调压装置调压装置由调压弹簧和调压机构两部分組成。直动式先导阀作用在阀芯上的液压力直接与弹簧力相平衡，平衡方程为： 导阀座孔面积由通过导阀座孔的流量大小确定。当弹簧的预压缩量取定为某一值时，调压弹簧的刚度的值取决于导阀前腔油压的大小。对于直动式先导阀，从低 压到高压只用一根调压弹簧是困难的。从上式可知：在最高调节压力时，调压弹簧的刚度要求较大，值越大，弹簧的位移对压力的变化越敏感，这给低压范围稳定可靠的调压带来困难。可以用增大值的方法来适当减小值，但这会给调压弹簧的设计带来困难，并且会超过弹簧的稳定性指标（即细长比）。为此，常根据调压范围分成几根调压弹簧来调压，我国在公称压为，压力控制阀中的直动式先导阀，将调压弹簧分成四根，调压范围划分为四档：根据先导阀的结构，对每根调压弹簧进行设计时，在结构尺寸上必须注意以下几点：1）弹簧的内径必须一致；2）外径均不得大于装弹簧的孔径；3）自由高度要尽量设计得一致。 差压式先导阀因阀芯存在承压面的面积差，所以作用在阀芯上的液压力比直动式小，液压力和弹簧力的平銜方程为：式中是阀芯尾部配合的面积（见图2-13)。当适当减小时，和值也可相应减小，这使调压弹簧的设计比较容易，尤其是的减小，可改善低压范围的调压稳定性，从而在低压到高压的范围内，可减少调压弹簧的根数。压紧和放松调压弹簧的调压机构一般有四种型式，图2-16中的a)为手轮式，b)为钥匙锁千分表式，c)为带有铅封保险式，d)为套筒调节式。可根据使用需要在上述四种形式中选用，其中手轮式是常见的调压机构，它调节方便，结构简单。图2-16 调压机构 Figure 2-16 regulating agencies调压装置的设计还必须考虑到调压弹簧和阀芯装拆方便，以便在使用中进行检查和拆换零件。对装有“o”型密封圈的弹簧座与导阀阀体孔的配合应合适，太松在调压手轮处会出现外渗漏，太紧又会使调压范围的最低调节压力降不下来。3.电磁溢流阀的详细设计3.1溢流阀主要尺寸设计设计要求公称压力：；公称流量：；调压范围：；启闭特性（调成最高调定压力时）开启压力闭合压力溢流量卸荷压力内泄漏量图3.1 Figure 3.1二级同心先导式电磁溢流阀总体结构由主阀、先导阀、缓冲阀和电磁换向阀组成。（1）进出油口的直径d确定 （3-1）取d=25mm式中-额定流量（L/min）-进、出油口直径d处油液流速，一般可取=6m/s主阀座孔直径确定 （3-2） (2)主阀芯直径确定的确定对阀的性能，尤其是对启闭性能很重要，它直接影响主阀芯上下侧面面积比的大小。根据结构设计中的分析和国内外的经验，一般取=0.95098. 根据、与、的关系可得 （3-3）式中-主阀座孔直径（mm）；-主阀座孔径处面积-主阀芯上侧面积（3）主阀芯与阀套的配合长度L的确定 L值应保证主阀芯具有良好的导向性，当配合两边处在最大压差和最大配合间隙条件下 （3-4） L=23mm（4）阻尼孔直径以及长度的确定 及的选取是十分重要的，如果阻尼孔太大或太短，则起不到阻尼作用，这不仅影响阀的启闭性能，而且工作中还会出现较大的压力摆动；反之阻尼孔太小或者太长，会造成加工困难。取 （3-5）（5）主阀芯阀口处锥角半角 一般取，主阀阀座口处为直角。这样选取能使主阀芯与阀座接近线接触，既保证密封可靠，又便于加工。（6）主阀芯与阀盖的间距S 为了使额定流量通过主阀阀口时，造成的压力损失不大于设计要求所规定的卸荷压力值，应使主阀芯与阀盖间距 式中-在卸荷工况时主阀开口量。 根据主阀口节流方程可得 （3-6）取，=0.3Mpa，。式中-主阀阀口流量系数，取=0.770.8； -主阀孔径（mm）；-主阀芯阀口处锥角半角（）；-液压油密度（）；-卸荷压力（MPa）,一般取0.150.35MPa；-额定流量（L/min）。 （7）导阀芯锥角半角的确定 导阀过流面积和导阀芯与导阀座的接触应力大小与有关，值小，过流面积和接触应力打，反之就小。根据经验一般取。 （8）导阀座孔径和确定 （3-7） 取的太大，阀座孔截面积就大，因此要求先导阀弹簧刚度大，使尺寸加大，这将给弹簧设计带来困难；取的太小，阀的压力稳定性变差。因此，一般取=4mm。至于，不宜取得太大，太大会使溢流阀在工作时出现尖叫声和振动。因此，一般取=1.6mm。 （9）主阀阻尼孔直径及长度设计时一般根据经验选取阻尼孔的尺寸和对溢流阀性能有重要影响。如果阻尼孔太大或太短，则阻尼作用不够，将使阀的启闭特性变差，而且工作中会出现较大的压力振摆；反之，如果阻尼孔太小或太长，则阀的动作会不稳定，压力超调量也会加大。按上式选取和时，对额定流量小的阀选较小的值，反之取大值。要求通过阻尼孔的流量小于或等于额定流量1%时所造成的压降足以使主阀开始打开。因此，要通过静态特性计算对选定的和进行适当调整。因此，取=1.0mm和=15mm。(10)缓冲阀部分尺寸确定进、出油口直径的确定 （3-8）式中 -溢流时缓冲阀的流量（） -阀进、出油口的允许流速，一般取=6m/s。溢流时缓冲阀流量为 根据标准取(12)阀芯台肩大直径D和小直径d的确定台肩大直径一般取台肩小直径取d=6mm（13）缓冲阀开口量x的确定 （3-9）3.2 溢流阀静态特性计算3.2.1 基本方程式先导式溢流阀的静态特性决定于导阀、主阀和节流口结构参数。因此，计算静态特性时要列写流量方程式和力平衡方程式，作为计算静态特性的基础。（1） 主阀阀口节流方程式 （3-10）式中：通过主阀的流量； 主阀流量系数； 主阀节流面积，x为主阀开度。由此可得：（2）主阀芯受力平衡方程 主阀芯轴线方向所受力作用包括弹簧力、重力、静摩擦力（包括液压卡紧阻力）、主阀芯上下侧面的作用力和阀口溢流流动产生的液动力的轴向分力等。其中液动力只考虑稳态液动力，不考虑瞬态液动力，因为在静态下不存在瞬态液动力。主阀芯在受到上述作用力后的平衡方程为 （3-11）式中 主阀弹簧力；G 主阀芯重力； 液压卡紧阻力； 主阀芯上侧压力的作用力； 阀口溢流流动产生的稳态液动力的轴向分力； 主阀芯下侧压力的作用力。上述力中主阀弹簧刚度；主阀弹簧的预压缩量； 主阀阀口的开口量； 主阀芯下侧承压面积； 主阀上侧承压面积； 主阀芯下侧压力； 主阀芯上侧压力；主阀芯阀口处锥角半角。（3）节流孔流量方程式当截流孔中流动为层流时，流过节流孔的流量与节流孔前后压差成正比；当节流口中的流动为紊流时，流量与成比例。实际上节流孔中的流动多处于从流层到紊流的过渡状态，所以与成比例。可按下述经验公式计算，式中的单位必须是米、千克、秒制。 （3-12）式中：主阀芯活塞下腔作用力；主阀芯活塞上腔作用力；通过节流孔的流量；节流孔截面积；油的运动粘度；油的重度。（4）导阀阀口节流方程式 （3-13）式中：通过导阀得流量； 导阀流量系数； 导阀节流面积； 式中： y导阀得开度。将压力看成近似等于零，则： （3-14）（5） 导阀阀芯受力平衡方程导阀芯轴线方向所受得作用力有弹簧力、液动力、导阀前腔C中压力得作用力等。受力平衡方程为： （3-15）式中：导阀座孔径处的截面积导阀弹簧刚度；导阀弹簧预压缩量；导阀芯所受的液动力。液动力的求法与相似，得： （3-16） 上式中的流量系数、是难以精确确定的。严格的说，在阀的不同工作情况下，流量系数又不同的数值。通常将流量系数看成常数，带来的误差并不大，却可以大大地减化计算。主阀与导阀的阀口处的流量系数可分别取为： ； 。静态特性计算的目的，一方面是根据对静态特性设计要求，求出主阀弹簧和导阀弹簧的刚度和预压缩量，作为进行弹簧设计的依据；另一方面是校核上面所确定的主要结构尺寸，看能否满足对静态特性的要求,并进行必要的调整与复算，直到特性满足要求为止。3.2.2静态特性电磁溢流阀的静态特性主要是启闭性能（即压力-流量特性）、调压范围和卸荷压力。（1）启闭性能启闭性能是溢流阀开启闭合过程中压力和流量之间的关系，它是溢流阀静态特性中的一个主要性能。使用中要求溢流阀能在不同的溢流量下尽量保持恒定系统压力，即获得压力流量特性线。有关试验标准中把溢流阀在开启过程中溢流量达到额定流量（或试验流量）的1%时的系统压力称为开启压力，这时开启压力与调定压力的差值称为调压差值。调压差值越小，则开启压力越接近调定压力。因此，限制调压差值成为一项设计要求。一般常规定在最高调定压力时的开启压力不得低于最高调定压力的95%。最好能使系统压力低于调定压力时，溢流阀 立即关闭，溢流量为零，但这同样是做不到的。溢流阀的关闭随系统压力的降低有一个过程，在闭合过程中由于存在阻力，闭合压力总是低于开启压力。有关试验标准把在闭合过程中溢流量减少到额定流量（或试验流量）的1%时的系统压力称为闭合压力。一般规定在最高调定压力时闭合压力不得高于最高调定压力的90%。和越接近，启闭特性曲线越好。衡量启闭特许的指标是开启压力和闭合压力。开启压力是指在开启过程中导阀已经打开而主阀仍处于欲开未开时主阀芯下侧的压力；闭合压力是指在闭合过程中导阀尚未关闭，而主阀刚刚关闭时主阀芯下侧的压力。为了保证开启压力和闭合压力，规定， ，相应的溢流量为，。（2）调压范围 调压范围给定了溢流阀使用的压力范围。系统压力为的调定是靠改变调压弹簧的预压缩量来实现的，的变化引起主阀芯上侧与导阀前腔的变化，从而引起系统压力的变化。与的函数关系可由主阀芯受力平衡方程和导阀芯受力平衡方程确定。 从式中可看出，调压弹簧的刚度越大，则调节灵敏度越大，即少有变化就导致变化较大，这在低压时是不适宜的，因而不能用一根弹簧在032MPa的范围内进行调压，而应用几根不同刚度的调压弹簧；越小，则调压稳定。（3）卸荷压力 溢流阀有时作为卸荷阀来使用。卸荷压力就是溢流阀处在卸荷状态下（即外控口通过电磁换向阀接回油箱），当通过的流量为额定流量时的压力损失。这个压力损失将使油液流回油箱时发热，因此它反映了溢流阀在卸荷时液压泵的功率损失。显然，卸荷压力越低越好。卸荷压力的高低主要与主阀芯口锥角半角和阀芯的开启高度有关。3.2.3静态特性计算（1）在最高调定压力下主阀芯的额定开口量 （3-17） 式中-主阀阀口流量系数，取； -主阀座孔径（cm）； -主阀芯口处锥角半角（）； g-重力加速度（）； -最高调定压力（）； -额定流量（L/min）； -油液密度（）。2. 卸荷时主阀芯的开口量（3-18）式中 -油液密度（）；-额定流量（L/min）；g-重力加速度（）；-主阀座孔径（cm）；-主阀阀口流量系数，取；-主阀芯口处锥角半角（）；-卸荷压力允许值。（3）开启压力为时导阀前腔的压力（3-19）式中 -主阀开启压力（）； -开启压力时的溢流量（）； -油液重度（）； V-油液运动粘度（）； g-重力加速度（）； -阻尼孔直径（cm）； -阻尼孔长度（cm）； -阻尼孔面积（） （4）液压卡紧力（3-20） 式中 f-摩擦系数 取f=0.040.08； -液压卡紧力系数； L-主阀芯与阀套配合长度（cm）； -主阀芯直径（cm）； -导阀前油腔压力（）。（5） 主阀弹簧刚度与预压缩量 （3-21）根据经验先假定 =（15）=20.46=9.3(mm) （）取=10（N/mm）式中 G-主阀芯重力（kgf）； -主阀座孔直径处面积； -主阀芯上侧面积； -主阀开启压力（）； -导阀前油腔压力（）； -液压卡紧阻力（kgf）。（6）系统压力为开启压力时导阀开口量 （3-22）式中 -开启压力时的溢流量（）； -导阀阀口流量系数，取=0.770.8； -导阀座孔径（cm）； -导阀芯锥角半角（）； -油液密度（）； g-重力加速度（）； -导阀前油腔压力（）。（7）调压弹簧刚度与预压缩量 （3-23）式中 -系统压力为开启压力时导阀开口量（cm）；-导阀座孔截面积（）； -导阀阀口流量系数，取；-导阀座孔径（cm）； -导阀芯锥角半角（）；-导阀前油腔压力（）。为了保证达到启闭性要求满足要求（8）最高调定压力下主阀闭合压力 一般来说，在闭合过程中，如果把通过溢流量为额定流量的1%时的溢流阀进口压力视为闭合压力，那么，这时主阀芯的位置是很难确定的，所以闭合压力可以用经验公式计算 （3-24）式中 -主阀开启压力（）。（9） 最高调定压力下主阀闭合压力 （3-25）式中 -主阀弹簧刚度 (kgf/cm)； -主阀预压缩量（cm）； G-主阀芯重力（kgf）； - 卸荷时主阀芯的开口量（cm）； -主阀阀口流量系数，取； -主阀座孔径（cm）； -主阀芯阀口处锥角半角（）。（10）最小溢流流量 最小溢流流量主要取决于诸法的最小允许开口量（3-26）式中 -主阀阀口流量系数，取=0.770.8； -主阀座孔径（cm）； -主阀芯阀口处锥角半角（）； g-重力加速度（）； -油液重度（）； -额定压力(）。（10）内泄漏量 根据偏心环状缝隙公式可得内泄漏量计算公式 （3-27）式中 -主阀芯直径（cm）； -主阀芯直径与阀套单边配合间隙 -额定压力(）； -油液动力粘度（）； L-主阀芯与发套的配合长度（cm）； Z-L处均压槽数 B-均压槽宽度（cm）。主阀芯与阀体配合长度L=23mm，L处均压槽数Z=7，均压槽宽度B=0.5mm。=0.103（L/min） Fcrit ). The resulting recirculation past the valve acts as an alternative orifice. In the simplest possible model we can treat the damper with the bypass tube open in exactly the same way as the original orifice but with a different geometry. The area of the orifice now becomes the area of the bypass tube Ab rather than Ao since Ao Ab . Hence we use Equation (9) withdifferent coefficients consequent on the motion now having four different regions:(i) low force ( F 0); (ii) high force ( F Fcrit ), damper in compression ( y 0); (iii) low force ( F Fcrit ), damper in rebound ( y Fcrit ), damper in rebound ( y 0).Three seperate possibilities are considered in the next two sections. These are: more careful treatment of the critical force Fcrit ; change in flow due to the spring valve in Section 4.1; and compressibility in Section 4.2. In Section 4.3 these are pulled together into a single comprehensive model.In this section the system is considered as a set of explicit formulae rather than using a timestepping technique. The aim is to predict F for a given input displacement y = Y sin(t ).From Section 2 it is not clear what the value of d3 should be when the valve is open. In Equation (9) it is due to friction which has been neglected. The test data (in the force-velocity plot in Figure 4) indicates an offset in the force when the force-velocity gradient is low while the bypass valve is open at high velocities. To calculate the force using Equation (9) when the valve is open would require a constant in the equation to prevent the force intersecting at zero force if the velocity tended to zero. This is included as d3 . The value of this offset can be calculated in the simplest case using Equation (9) with a sinusoidal forcing if the critical force is known to be exceeded through the motion. However the input to the damper will not always be so simple. Physical reasoning needs to be applied if the parameters are to be chosen correctly. This section outlines a simplifying assumption that can be made to model the transition from low total force ( F Fcrit ) force when the relief valve is open. A physical explanation for the motion in the blow-off region will be discussed. The contribution due to friction has been ignored as it can be assumed to be small. The overall equation of motion, ignoring the transition region, is given in Equation (10).where tcrit is calculated at the intersection of the low force trajectory and the critical force at ycrit , the velocity at which the force will reach fcrit .3For an input that is not so simple, d (2) will not be found using this kind of method. Instead it is calculated to give equivalent results to those observed. This is undesirable if a fully parametric model is to be found. Problems may also arise if the selection is incorrect since the fitting of physical parameters to each coefficient d ( j ) is nontrivial. There needs to be an alternative way of determining d (2) which will is be discussed below.The size of the main chambers (chamber 1 and chamber 2 in Figures 1 and 2) can be assumed to be large compared to the size of the orifice and bypass tube. An analogous model can be thought of as a barrier separating chambers 1 and 2 with three holes in, the larger (blowoff orifice) blocked with the spring loaded valves (one for each direction of flow) as in Figure 5. The resulting characteristic of this system is sketched in Figure 6.At lower pressures all the flow will pass through the piston orifice as the valve will remain closed due to the spring precompression. This will be the case up to the critical force Fcrit at the critical pressure Pcrit illustrated by the solid line at low velocity in Figure 6 up to Pcrit . The critical force is reached at a velocity of ycrit . Above this force as the flow rate increases, a valve will open allowing some of the fluid to flow through the bypass tube. If chamber 1 can be thought of as having a large volume, the change in pressure in chamber 1 due to the additional fluid flowing through the bypass tube will be negligible. This means that the pressure differential across the piston orifice will remain approximately constant for all forces greater than the critical force, so the orifice flow will remain constant. This implies that the contribution to the force due to the piston orifice remains the same and equal to the critical force Fcrit . The extra flow through the bypass orifice will cause an additional force which can be added to Fcrit .3if it is assumed that the bypass orifice is large enough to avoid head losses at the exit so producing a linear force-velocity characteristic. Computationally this may cause a problem as ycrit will need to be calculated for each blow-off. Figure 6 illustrates where the non-physical parameter d (2) comes from if the critical velocity is known. This will be discussed further in Section It would be simpler to analyse the system if the whole cycle for a given input displacement could be described by the flow through the main orifice. This section is an extension to Section 3.1 and aims to calculate this effective flow through the orifice assuming a continuous transition and taking into account the blow-off region.The head loss due to the two flows (and so the corresponding pressure difference) must be equal as discussed in 18 with applications to pipe networks. As a simple example, this implies that a wider pipe would need more flow through it to produce the same head loss as a similar but narrower pipe. The loss coefficients would define the ratio of flow rate. The idea can be applied to Equation (10) with reference to Figure 6.4 Modelling Further EffectsSection 3.2 can be extended to include the dynamics of the spring-loaded relief valve. There are three parts in the system that can produce a pressure differential (again ignoring compressibility):(a) flow through piston orifice;(b) flow through bypass tube; and(c) flow past the valve.The pressure difference between the two chambers must be the same as discussed in Section 3.2. The pressure loss due to the orifice must therefore be the same as the loss due to the bypass tube and valve combinedAn extension to the basic model seen in Equation (1) would be to include the effect of the compressibility of the hydraulic fluid. Lang 15 also included the expansion of the damper casing as a contributing factor; however this will not be considered. The analysis below mirrors closely that of Surace, Worden and Tomlinson 810.It is now possible to combine Sections 4.1 and 4.2 to give an overall set of equations for the damper system.The motion of the valve will have the same general form as in Section 4.1, Equation (31). A simplifi- cation can be made to allow a simply coupled equation between the valve motion and the compressibility of the fluid. Section 3.1 argued that the losses through the bypass tube are essentially linear due to the relatively large diameter of the bypass tube compared to the main orifice. This argument can be taken one step further. The linear losses in the bypass tube can be assumed to be negligible compared to the losses due to flow through the main orifice and the losses due to flow past the relief valve from Section4.1. Therefore .6 Pb = 0 so B1 = B2 = 0 since Bi Di for i = 1, 2. Using this simplification, thepressure loss due to the orifice must be the same as the pressure loss due to the relief valve alone. 5 Dynamic ResponseThe proposed models can be qualitatively compared to each other. They can also be used to investigate changes in the parameters which are directly linked to the physical properties of the damper. For example a change in the viscosity of the hydraulic fluid will linearly change d1 in Equation (9). We will look at each modelling technique in turn and present results for each.In the first part of this section two simplifications will be made to the algebraic model Equation (9) with Equation (10) so that the fundamental dynamics of the system can be investigated. The first assumption is that the displacement input is sinusoidal with equation y(t ) = sin(t ), so Y = = 1. The second3 simplification is that the inertia of the piston is negligible compared to the maximum force produced by the damper so m can be set to zero in Equation (10). The value of d (2) is calculated using a Newton Raphson scheme and substituted into the system equation to give a smooth transition from low to high force. Figure 7 gives an idea of the effects of parameter changes on the force-velocity profile.The reference plot in Figure 7 is the solid line with the parameter values listed. It has a quadratic profile with a blow-off force of 0.5N. Many dampers are designed to be linear devices (i.e. F (t ) = C y(t ). This2 is achieved by changing the way the fluid passes through the piston. Many examples of this are used in civil engineering structures to combat earthquake vibrations in tall buildings 19. A similar damper can be modelled by setting d (1) to zero as in Figure 7, shown by the dotted line. The force against velocity graph is now linear for both regions (high and low forces).The effect of changing the critical force can be seen as the + line. This is achieved by adjusting the relief valve so that it opens at a lower force (decrease X c as discussed in Section 4.1). If this is the only parameter that has changed, the system will be in the blow-off region for longer. The maximum force will be less, hence less energy dissipated for a given sinusoidal input.1As suggested in the introduction to Section 5 a change in d (1) will change the response as shown on the 0 line. The linear part of the low force equation has doubled so the force reaches the critical value at a lower velocity. This implies a greater energy dissipation as discussed in Section 6.When incorporating the extensions to the algebraic model, the general large-scale dynamics of the system will remain the same. The only difference between the model discussed in Section 2 and the models in Section 3 is the transition region from high to low force. There is however no significant change in the overall dynamics. The current algebraic model can be qualitatively compared with the later models using the same input displacement curve as plotted in Figure 3.Using the displacement shown in Figure 3 the simple algebraic model Equation (9) can be applied. The resulting force can be seen in Figure 8. It is clear that the model does not sufficiently capture the required dynamics. The system is too responsive to high frequency changes in velocity in the force vs time plot compared to the observations in Figure 4. Furthermore the results do not show any hysteresis in the force vs velocity plot.It is important to note that the oscillations seen in Figure 4 are caused by the fluctuations in the input displacement rather than having any correlation with the valve stiffness. The natural frequency of the valves in the damper studied was much higher than the frequencies observed in the test data in Figure 4.Since the simple algebraic model does not display the required characteristics, there is no need to investigate the effects of the extensions to the model in Section 3. Instead focus turns to the alternative method using the differential equation model derived in Sections 4.1, 4.2 and 4.3, which were solved using MATLAB ODE15s 20. A stiff solver was used since the scales of the pressure and valve displacements are orders of magnitude different.The aim of the time-stepping approach was to produce a more realistic model of the damper system incorporating the spring valve and compressibility. This section initially uses the set of parameters that best describe the response shown in Figure 4 as listed in Table 1. The parameters can then be changed to investigate the sensitivity to a few key parameters, namely the fluid compressibility and orifice size. This section aims to illustrate that the final model described in this paper can accurately predict forces on the damper and can be used to investigate the effect of physical changes to the damper. Unless stated otherwise the parameter values used are listed in Table 1. The input displacement used is the nondimensionalised form as seen in Figure 3.The effect of compressibility is to allow for a dependence upon the history of the motion. This produces hysteretic effects in the force vs. velocity plots. The effect of changing the compressibility, , using Equations (53) and (54) can be found in 10. The higher the value of , the higher the hysteretic effect. In the limit, a high value of will produce a force proportional to displacement alone. A very low produces a force that is proportional to velocity as in Section 2.The effect of fluid compressibility can now be investigated using Equations (67) and (68). The general effect of compressibility can be seen in Figure 9 for = 1.9 109 . The values in Table 1 are for this value of . This value was taken as it is typical of values used in 810. The system shows many of the characteristics displayed in Figure 4 with a delayed response to rapid changes in velocity and hystersis in plot (b). There are three main differences between the explicit model and the extended time-stepping model. The explicit model shown in Figure 8 is much more responsive to changes in velocity. The system, as indicated in Figure 9, does not respond so quickly as displayed in the large negative force region. This is very similar to the required characteristics in Figure 4. The second point to note is the introduction of hysteresis into the force-velocity plot in direct contrast to plot (b) in Figure 8. The gradients of the system are qualitatively the same indicating that compressibility does not affect the broad damping characteristics as the force is still proportional to velocity. Lastly the system now takes into account the dynamics of the spring. This can be seen in plot (a) of Figure 9 as the trajectory passes the critical force around F = 1. The influence of the spring valve is clearer in plot (b). Oscillations can be seen as the trajectory follows the blow-off gradient. The oscillations are clearer than for plot (a) as the velocity is increasing by a large amount in the blow-off region so extending the oscillations of the spring. The parameter values calculated to produce Figure 9 using the modelling techniques described produce a quantitatively realistic model of the damper response. It captures the main dynamics of the force response using a physical-based approach. While the model in Equation (10) displays realistic gradients in the force vs. velocity plot in Figure 8(b) compared to Figure 4(b) there are features that Equation (10) does not capture. The main feature that distinguishes the result in Figure 9 to that in the previous section is the delayed response to changes in input velocity at high forces. The difference is clearly illustrated in Figures 8(a) and 9(a) between times of 0 and 0.25. Figure 8 uses the algebraic model which does not create hysteresis. The force oscillates with a large amplitude, crossing the zero force line, in this region of Figure 8(a) whereas Figure 9(a) has oscillations of a much smaller amplitude around a force of 1. This low amplitude oscillation is similar to that seen in the experimental data in Figure 4(a). A similar response is displayed around a time of 0.6 and also above 0.8 where the amplitude of the oscillations are much smaller than would be expected if the force generated was a function of velocity alone as assumed in the algebraic model. Linked to this is the hysteresis shown in the force vs. velocity plots in Figures 8(b) and 9(b). There is no hysteresis shown in Figure 8(b) whereas Figure 9(b) is again very similar to Figure 4(b).It is important however to investigate the sensitivity of the system to parameter changes. Only then can future work attempt to optimise the damper by changing the parameters that cause the most significant changes.6 OptimisationThe aim of this section is to outline a method to test whether the current set up of the damper is optimal. To optimise a system there needs to be some basis to compare one set up from another. A typical controller for a damper system maximises the energy dissipation that results from the motion of the damper. If the modelled damper is taken the dimensions are set. This means the coefficients cannot be changed. The only degree of freedom available is the maximum allowable force. The effect of the spring dynamics are not considered here as it has no influence over the maximum force obtained. Similarly compressibility is also ignored for now.The general equation for energy dissipation is given by force multiplied by displacement for a full cycle of operation,where F is the force and y is the displacement of the damper piston as before.7 ConclusionThe main result from this paper is that a damper with relief valve can be modelled with a parametrised system of equations to give very good representation of test data. There are benefits and disadvantages associated with all the proposed models.Section 2 summarised previous work on a simplified shock absorber. It is clear where the force is coming from and how the various parameters can affect the force profile. The model is also explicit and so requires negligible computation time for a given input. There are two main disadvantages however.3The first is the unclear selection of d (2) in the blow-off region, hence the need for the models describedby Equations (10) and (12) without the valves and Equations (29)(31) with the valve. The second reason for not using the model is the rapid response to changes in input velocity. The model does not incorporate any hysteresis or delay for rapid changes in velocity. Tests suggest that there is a need for some kind of delay as in Equations (53) and (54).There are two approaches to address the issue of the transition from low to high forces: modelling the system without a dynamic relief valve as in Equations (10) and (12); or including the relief valve as a system state with Equations (29)(31). The first approach assumes that the relief valve is either open or closed and makes modelling assumptions to get from the valve always closed to always open. While this approach gives qualitatively more realistic results, there is no formal justification for the valve assumption. The second method incorporates the additional head loss due to the relief valve. The flow is then shared in some proportion between the valve and the main orifice. Again this gives good results and has the benefit of a physically justifiable basis. However as with Equation (9), a major problem with both models is the lack of delay.Incorporating the compressibility effects of the hydraulic fluid produces Equations (53) and (54). This approach leads to a delay in the systems response to changes in velocity. Equations (67) and (68) combine all of the new effects introduced into a single nondimensional model. The basic compressibility model is used with the full relief valve model. This system gives quantitatively correct results for the whole working cycle as shown in Figure 9, compared to the test data in Figure 4. The only disadvantages are the complexity of the model and the fact that it must now be solved by time-stepping. For the purpose of this report a solver based on the numerical differentiation formulas was implemented which yielded repeatable results for the stiff system. The final combined model is clearly the best option as it incorporates all the required dynamics of the system including the motion of the spring valve and a form of hysteresis. We believe we now have a parametric model that is fully able to capture these results (see Figure 9) and more importantly enables the designer to consider optimisation and parameter studies. The plot in Figure 4 displays the required characteristics of the damper modelled in this paper. This is from test results which were not conducted by the authors.The final model can be used in three situations:(i) simulating the resulting force from a given displacement input; (ii) simulating the motion of the piston from a given force input; and(iii) simulating the damper as part of a large coupled system with force linked to displacement.This paper focused on the first case. The parameters calculated for this situation can be used to calibrate the model for the other two uses. The effect the complex motion of the damper may have on the entire system dynamics will be taken up in future work.附录溢流阀阻尼器的动态响应模拟摘要本文概述了一个旁路管是由预压溢流阀打开模拟被动液压阻尼器的几种可能的方法。最初是一个简单的代数模型的推导，发展成一个更复杂的计算模型，结合动态内部弹簧阀和流体的可压缩性。数值模拟表明，现实的动力现象的关键设计参数的建议。关键词：压缩，液压减振器，非线性，溢流阀1 引言减振器是用于许多应用，如汽车减震器 1 ，桥梁稳定 2 ， 3，5 和直升机抗震建筑 6，7 。如果改变需要研究不重建的系统模型是必不可少的。本文将集中在一个阻尼器作为一个单独的模块，一个较大的机械系统内。因此，它是假定一个简单的，依赖时间的输入位移产生的力。阻尼器的建模基本上是在液压柱塞。柱塞有一个小孔，连接两侧流体流过的，如图1所示。有一个附加的并发症对阻尼器的研究。当活塞两侧压力差是足够高的，锥形阀打开时允许流体流过一个替代管如图2。当这种情况发生时，阻尼器是说放气。排污阀通过弹簧连接到阻尼器的外壳。弹簧的反替代的旁通管的预压的压力差决定，在阀门打开。排污系统与阀靠第二旁通管防止流体在相反方向的自由流动的负压差一样。这种阻尼器的指示，在应用程序中使用一个非线性模型适用于小振幅、低频运动的阻尼是最重要的。阻尼器的分段性的，它可用于在应用程序有多个操作模式。阻尼器可以调谐到不同的操作模式。这将是一个汽车，用于高速平公路和越野。其他应用程序正在对飞机起落架和叶片阻尼器。该阻尼器可以采取不同的起动时在地面上会比在巡航时，阻尼器将完全操作。这项研究的动机的尝试重现一些专有的测试数据表明液压减振器的配置如图1和图2。这一数据的广泛的特点是：滞后；延迟反应；和抖振振荡在排污区。图3是一个典型的输入系统图。图中显示了减振器活塞的位移与时间。时间已被归一化到1周期和位移已nondimensionalised在4.3节。输入的主要特点是周期性的运动的平滑性和在位移梯度变化小一些。从这种类型的输入，我们需要一个力类似于图4所示。力已被归一化到活塞受力时，泄压阀将打开以允许进行直接的比较晚。对时间图显示局部快速振荡在高负力的力量。力的方向不改变这些地区可能来自位移梯度表明某种在输出延迟响应。滞后是更明显的打击速度图。滞后的结果在输入位移的高频率的变化最小的响应同时允许平滑的响应较大的低频分量。这种阻尼器的动态全参数化模型，由于在管压弹簧压缩和整体压力之间的相互作用。如图所示，后来这可能导致一个复杂的动态响应。而减震器如图1中的半经验模型已收到的关注8- 11 ，以我们的知识的被动关闭阀的影响还没有被处理在文献中（尽管减压阀在他们自己的治疗已被证明是导致非线性 12，13 和混沌动力学 14 。）由此产生的模型可以用来预测变化的阻尼器的性能的动态响应的影响。关键特征是研究孔和旁通管的大小随着刚度弹簧的放电特性和阀分别。在本文中，一个简单的集中质量参数模型推导出了所有这些影响。其余本文概述如下。第2节介绍了建模过程中使用的以前的研究者的模型图1作为汽车减震器的简化。3节和4节2研究模型的几种可能的扩展，考虑到打击了。首先一个明确的模型推导给出对于一个给定的输入位移的力。在溢流阀和流体的可压缩性，然后分别考虑。整个系统的一个模型推导。第5节给出了一些结果，使用不同的模型。2 液压阻尼器在广泛使用的吸振器的减振器最常见的两种类型：被动阻尼器和半主动阻尼器。被动阻尼器等液压减振器或橡胶减振器不需要外部控制输入操作在一个完全被动的方式进行。主动阻尼器具有外部能量输入，从一个给定的输入可以改变以适应力的响应。这可能会导致高能量的要求，这就是为什么半主动阻尼器现在越来越受欢迎。半主动阻尼器的类似主动阻尼器输入力，但他们的数量级小于主动阻尼器。一个类比可以与图1中的流体孔口阻尼器的了。一个被动阻尼器的反应将所有的时间是相同的（忽略磨损等）而可能的半主动阻尼器能够机械地改变主孔的大小，产生不同的响应特性。要充分理解这一型半主动阻尼器是理解简单的被动的情况下，控制法可以得到重要的。这是一个参数化模型推导而不是模拟阻尼器的特点与简单的传递函数的本质。而传递函数方法可以产生一个更简单和更快的解决方案，它可以不考虑系统的物理。改变节流口的直径为例需要阻尼器被重建，拟合的模型再到新的测试数据。这不会是如果实现了参数化模型的要求，除了验证。在许多应用中使用被动阻尼器是基本相似的汽车减震器。在这样的系统建模是由一组数进行的工作。由此产生的方程都是基于由wallaschek 1 和沃登，后来汤姆林森从工作中采取了相同的基本方程，表面和同事 11 8基于论文 15 在1977年由郎。参考图1，由阻尼器提供的力方程定义为PI（t）=封闭空间i的压力。该方程表明，一个给定的运动Y引起活塞的力（T）应用于减振器作为身体的M Y惯性的总和（T），在活塞由于在两室之间的压力差 P1 (t ) P2 (t )，由于活塞的两侧被假定为恒定的力FC摩擦摩擦。这里是活塞的横截面积。在参考文中应该注意的是，方程（1）以后的工作不允许滞后的一种表现。压差 P1 (t ) P2 (t )可以归因于粘性摩擦损失和通过的孔。6p F和水头损失在孔出口。6ph。假设的不可压缩性，连续性方程可以用来获得在室的体积变化，V。3 采用吹脱动力学该模型可以扩展到包括更逼真的动态，从溢流阀的结果和打击了区域。在介绍说，该阻尼器进行研究有一个吹区域中的流体
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