H型电磁换向阀设计

绪论方向控制阀是控制液压系统中油液流动方向的各类阀的总称，一般包括换向阀和单向阀。换向阀按换向方式的不同还分为电磁换向阀、电液动换向阀、液动换向阀和手动换向阀等；单向阀按控制方式的不同则分为一般单向阀和液控单向阀两种。如果换向阀是根据电信号的指令（通电或断电），由电磁铁或弹簧使阀芯实现换向阀或对中（复位）动作，从而达到改变油液流动方向的目的，这就是电磁换向阀，通常简称为电磁阀。如果换向阀的阀芯靠控制压力油的液压力或弹簧力来推动而达到改变油液流动方向的目的，则为液动换向阀，通常简称为液动阀。如把电磁阀和液动阀组合起来，由电磁阀对控制压力油起先导控制作用，这种组合阀就是电液动换向阀，通常简称为电液阀。换向阀的阀芯还可以用操作手柄直接来推动而成为手动换向阀，通常简称为手动阀。显然：由于受电磁铁外形尺寸和推力的限制，电磁阀所能通过的流量较小，一般在允许增大压力损失的条件下，最大的公称流量只能为100L/min左右；电液阀和液动阀所能通过的流量不像电磁阀那样受到电磁铁的限制，这就是在较大流量时不采用电磁阀而是采用电液阀或液动阀的原因；对于手动阀由于受到人的操作力的限制，虽然所能通过的流量比电磁阀要打，但最大的公称流量比电磁阀和液动阀要小些。换向阀有阀芯位置数和油口通路数的区分，常用的有二位四通和三位四通等形式。1.1电磁换向阀的工作原理如图所示，是常见的三位四通电磁换向阀的结构图，图示配用的阀芯为O型滑阀机能（即中间位置P、A、B、O四个油口全封闭）。当右边的电磁铁1通电，通过推杆5，电磁铁1把阀芯3推到左边位置，使P→A和B→O的油路连通；右边的电磁铁1断电时，左边的对中弹簧2把阀芯3推回到中间位置，使P→A和B→O的油路封闭。反之，当左边的电磁铁1通电或断电时，可使P→B和A→O的油路连通或封闭。1.2电磁换向阀的滑阀机能为了扩大电磁换向阀的应用范围，可用不同阀芯与同一阀体中，以改变阀芯在中间位置或原始位置时各油口的连通情况。电磁换向阀阀芯在中间位置或原始位置时各油口连通情况称为换向阀的滑阀机能。三位四通换向阀中间位置的滑阀机能一般有十种，如下图所示的图形符号简明的表达了中间位置各油口的连通情况。公称通径20mm以上（包括20mm）的三位四通换向阀因结构布置允许，目前发展了一种OP型滑阀机能，这种滑阀机能中间位置为O型，左边位置为P型。本次所设计的电磁换向阀为H机能，公称流量：，公称压力P=31.5MPa，压力损失，内泄漏量，回油口的允许背压。电磁换向阀的设计计算2.1确定几何尺寸确定几何尺寸时，除了保证满足性能要求外，还要在保证强度的条件下，力求减小阀的外形尺寸。根据孔径d确定流量对于高压阀，V≤8m/s，取8m/s。因此：按标准圆整，取。确定阀芯的径向尺寸阀芯的大直径D取系数为1.4考虑到加工工艺，取D为16mm。阀口最大开口量Xmax取确定阀体沉割槽直径D1和宽度B取计算封油长度L按最不利的情况考虑，。则上式可简化为按照相关规定，计算A或B口的封油长度时，实际允许的泄漏量应为q/2.若工作介质选用20#抗磨液压油。其粘度；半径方向的配合间隙取。则：设阀芯与阀孔的配合面内有一条均压槽，槽宽为0.5mm。所以实际封油长度确定阀芯的行程s2.2受力计算受力计算的目的是在充分保证换向可靠的条件下，为弹簧设计和选择电磁铁提供依据。阀芯移动时，由液体内摩擦产生的液体摩擦阻力，由于数值很小，一般可以忽略不计。液压卡紧力Fmkf-摩擦系数取0.06；K-由均压槽数决定的系数。前面已确定在配合面内有一条平压槽，故K=0.4L-封油长度，这里为D-阀芯直径，为推杆上由“O”型圈产生的摩擦力-推杆直径。假设取-“0”型圈的断面直径。由标准（GB3452-1-2005O形橡胶密封圈）查出为-“0”型圈两端的压差。由于回油口允许的背压[Pb]为6.2MPa，故稳态轴向液动力而式中将该式代入得：当然稳态轴向液动力的表达式还可写成：现进一步分析P口产生的稳态轴向液动力：产生最大稳态轴向液动力时的开口量取0.61，取900KG/m³最大稳态轴向液动力负号说明稳态轴向液动力的方向是指向使阀口关闭的方向。最大开口量处的稳态轴向液动力2.3弹簧的设计计算弹簧是液压元件，尤其是阀类元件的重要零件，它的质量好坏将会影响到元件的性能。因为，弹簧的设计是液压元件设计中的一项重要工作。弹簧设计一般包括以下内容：根据元件对弹簧提出的要求（负荷和刚度），正确选择材料和热处理；通过计算确定弹簧的几何尺寸和有关参数；正确绘制弹簧零件图合理标注技术条件。由于弹簧是一种重要的基础件，为了提高它的质量，为了指导设计和生产，对圆柱螺旋弹簧，我国先后指定了四项国家标准：GB1239-76和GB1358-78、JB3338-83和JB/T3338.2-1993。为了解决液压件圆柱螺旋弹簧（以后简称液压件弹簧）的特殊需要，原机械工业部又进一步制定了中华人民共和国机械行业标准JB/T3338.2-19993“液压件圆柱螺旋弹簧技术条件”。JB/T338.2-1993是设计液压件弹簧的主要依据。关于单位，理应采用国际单位，但鉴于目前圆柱螺旋弹簧的有关标准采用的仍是工程单位，为了使用标准方便起见，弹簧设计时仍暂按工程单位进行，待标准修改后再做相应的变更。弹簧的设计典型公式是：式中-切应力，K-曲度系数C-旋绕比，-弹簧中经，mmP-外负载，D-弹簧钢丝直径，mmn-弹簧的有效圈数切变模量以上各参数中，外负载P和变形量F是弹簧设计时给出的已知条件，切变模量G是材料决定的数据，一旦材料确定后就是已知量，其余三个量d、D2和n是弹簧设计所需要确定的结构参数。P100曲线所谓P100曲线是指弹簧的切应力为时所受的负荷值。P100曲线中，横坐标表示弹簧的钢丝直径d，采用的是对数坐标，纵坐标表示弹簧的旋绕比C。由公式可得：将以，P以P100代入，则因此对应一个P100值就可以得出一条曲线，图中的粗实线即表示各种不同P100值时的P100曲线，它实质是一条等强度曲线，反映了一定的强度约束条件。若令P代表弹簧刚度，代表弹簧单圈刚度，则因此，若取代入后，上式可改写为：P初步选定d、C(D2)、u后，对弹簧进行确认计算。自由高度H0不受限制时，需进行计算。a、切变模量G碳素弹簧钢丝合金钢碳素丝不锈钢钢丝（1Cr18Ni9Ti）硅青铜线（QSi3-1）b、若对弹簧自由刚度有要求。限制为[Ho]时，首先按公式计算弹簧的自由度Ho。当Ho<[Ho]时（a）扩大节距。增大自由高度Ho，这时由于压并应力，因此需要在零件图上标注工作极限高度Hj，并注明不允许压过此位。Hj对应的工作极限切应力。（b）适当增加支撑圈。设增加的支撑圈圈数为，则确认计算对于换向阀复位弹簧，为了减小轴向尺寸，一般使其工作负荷Pd的变形量F2占总就量的85%，并使，这实际是为了减小轴向尺寸的附加约束条件。根据这个条件就可以求出弹簧压并时的负荷和变形量。使验算应力总圈数节距自由高度压并高度最大压并高度工作变形量精度选取和零件图精度根据乙类2组由JB3338-83查出，标注在零件图上。2.4性能计算（1）通过公称流量时的压力损失，式中：—根据油液在阀内流动情况确定的沿程摩擦阻力系数；—油液密度，对于石油基的液压油一般取为900Kg/m3；—计算沿程损失的流道直径；—计算沿程损失的流道内油液的平均流速；g—重力加速度；—油液在阀内流动时的局部阻力系数；—计算局部压力损失时的油液平均流速。在第一项沿程压力损失内应包括：阀内油液流道的沿程损失。这一段流道长度可从设计图中量出。长度较短时可先按4d。计算。对于阀芯两端油腔通回油的结构。当油液从B（或A）口流向0口时，又增加了一段沿程损失。但这一段流道多采用铸造流道，其长度不大。但过流面积较大，流速较低。所以这段损失很小。实际可以忽略。第二项局部压力损失主要是阀口的损失：—根据雷诺曲线（图24）来确定，雷诺数对20#抗磨液压油，=3859参考相关文献，由于2320<<4000所以其流动处于过度区内。根据可以查出=0.04—对于台肩式滑阀，当阀口处于全开位置时，阀口的局部阻力系数为3~5.5，现取=5。=6.63（m/s）所以泄漏量按最不利情况考虑，即，则2.5强度校核阀体强度可按厚壁圆筒强度的计算方法进行，即：式中：—阀体的最小外径或最小宽（高）度；—阀体的最大孔径。应保证（n=2~3）