10/10多路換向閥尺寸設計計算多路換向閥尺寸設計計算

預設主閥的額定流量：Q=80L/min預設主閥的額定壓力：PS=31.4Mpa

為了使換向閥的壓力損失盡量小，應使得流道上任意端面的流速V限制在2~6m/s以內，高壓時最大亦不應超過8m/s，而且應使整個流道上的過流斷面積只在很小范圍內變化，以減小在過流斷面積劇烈變化處附加壓力損失。故以下取速度V=6m/s。

1多路換向閥主要尺寸的確定

1.1、進出油口的直徑d

從在進出油口的面積可以順利通過額定流量考慮：

QV)d

(≥??π22

即V

Q

d?π?≥

4(1-1)式中d——進出油口的直徑；

V——進出油口直徑d處油液流速；Q——主閥的額定流量；

1.2閥芯臺肩大直徑D和小直徑d1，閥芯中間孔直徑d0(1)、理論取值

從強度考慮：d1≥0.5×D；

從閥芯與閥體間環形通道流可以順利通過額定流量考慮：0.25×π×(D2-d12)×V≥Q；由上兩式解得：

dDdV

Q?≤≤+?π?242

1(1-2)V

Q

DdD1?π?-

≤≤?4212(1-3)式中D——閥芯臺肩大直徑；

d1——閥芯臺肩小直徑；

式(1-2)、(1-3)兩式中對于閥芯無中間孔時常取：d1=0.5×D(1-4)以上計算所得的D、d1、都要圓整為標準值。(2)、經驗取值

為使得閥芯中間孔壁厚面積

4

2

021dd?-?ππ、閥桿外環形面積

4

2

12dD?-?ππ、

閥進出油口面積

4

2

d?π相當。

當閥芯無中心孔時：取D=1.4×d；d1=d；(1-5)當閥芯有中心孔時：取D=1.7×d；d１=1.4×d；d0=d；(1-6)式中d0——閥芯中間孔直徑；

以上計算所得的D、d1、d0都要圓整為標準值。1.3、有效封油長度lf和封油長度Lf及間隙δ的確定(1)、按照理論選取上述參數lf、Lf、δ

從泄漏量需要小于允許的最大泄漏量考慮：q≤[q](1-7)

帶偏心圓環縫隙泄漏量公式為：)5.11(12223δ

μδπelPDqf?+?????=(1-8)

有效封油長度與封油長度的關系為：lf=Lf-Z×b，(1-9)

式中：D——閥芯臺肩大徑；

P——縫隙前后壓差；δ——單邊間隙；μ——為油液黏度；e——為偏心距離；Z——均壓槽個數；b——均壓槽寬度；[q]——最大內泄漏允許值；

結合目前加工工藝水平，設計時常定為[q]=0.01Q。考慮當完全偏心時即e/δ=1此時內泄漏量最大。由上式(1-7)、(1-8)、(1-9)解得：

Q

PDlf???????≥μδπ01.0125.23

(1-10)

當完全偏心時,由式(1-9)得泄漏量與間隙成三次方的關系，為了減小泄漏量設計時取:

δ=0.0035~0.01mm(1-11)(2)、按照經驗選取有效封油長度lf

表1-1工作壓力與封油長度推薦值

工作壓力(Mpa)0.5~2.52.5~8.08.0~16.016.0~32.0>32.0封油長度(mm)

1.5~

2.0

2.0~

3.0

3.0~

4.0

4.0~

5.0

6.0~

7.0

1.4、沉割槽直徑D1及閥體沉割槽間距b

閥體沉割槽直徑D1一般按下式計算：

D1=D+(5mm~8mm)或D1=(1.4~1.5)×D(1-12)、(1-13)沉割槽間隔尺寸b，一般b不小于5~6mm或b=(2~3)×Lf(1-14)

2多路閥鏟斗聯主要尺寸的確定

2.1進出油口的直徑d

由式VQd??≥

π4取Q=80L/min，V=6m/s解得mV

Q

d016821.04=??≥π即進出油口直徑d≥17mm。該聯實際出油口直徑選擇了25mm，滿足要求。2.2閥芯臺肩大直徑D和小直徑d1

(1)、按式理論公式(1-2)、(1-3)計算上述參數

當取d1=0.5×D，V=6m/s時：解得mV

Q

D019423.0316=???≥

π此時d1≥0.009712m

圓整后得D≥20mm，d1≥10mm。該聯實際情況下D=28mm，d1=18mm滿足要求。

當取D=28mm時：帶入式(1-3)中得14mm≤d1≤22.384mm，圓整后得14mm≤d1≤22mm。該聯實際情況下取d1=18mm滿足要求。

當取d1=18mm時，帶入式(1-2)中得25mm≤D≤36mm，該聯實際情況下取D=28mm滿足要求。

(2)、按經驗公式(1-5)計算上述參數

當取進出油口直徑d=17mm時帶入式(1-5)得D=23.8mm，d1=17mm。當取進出油口直徑d=25mm時帶入式(1-5)得D=35mm，d1=25mm。可見按式經驗公式計算出來的閥芯臺肩大、小徑與實際有一定的差別。2.3有效封油長度lf和封油長度Lf，及間隙δ的確定

鏟斗聯閥芯處于中位時，選取間隙δ=0.01mm，考慮完全偏心時e/δ=1，取其運動黏度μ=0.28448Kg/ms，縫隙兩端壓差P=31.4Mpa，閥芯臺肩大直徑D=28mm，額定流量Q=80L/min。模型其均壓槽個數Z=2，均壓槽寬度b=0.4mm。

將上列參數帶入式(1-9)、(1-10)解得：

mm.Q

.PD.lf517071*********

=?μ??δ???π?≥(1)

mm.bZlLff322≈?+≥

如果按照經驗選取則Lf應該在5mm左右，此時lf=4.2mm。

實際情況下鏟斗聯P→A閥口、P→B閥口處縫隙的封油長度Lf分別選取了4.5mm、3.5mm對應的lf分別為3.7mm、2.7mm，其滿足理論計算的范圍。

2.4沉割槽直徑D1及閥體沉割槽間距b

按照式(1-12)或(1-13)計算沉割槽的直徑D1，取閥芯臺肩大直徑D=28mm，得：33mm≤D1≤36mm或39.2mm≤D1≤42mm合并得33mm≤D1≤42mm。

按照式(1-14)計算沉割槽間隔尺寸b，取Lf=4.5mm，解得9mm≤b≤1.3.5mm。

測量多路閥鏟斗聯得沉割槽直徑及閥體沉割槽間距參數：P口處沉割槽直徑為40mm,A、B口沉割槽直徑均為36mm。A口與T口間的沉割槽間隔尺寸為12mm，P口與A口間及P口與A口間的沉割槽間隔尺寸均為11mm，B口與T口間的沉割槽間隔尺寸為12.5mm。這些尺寸都符合上列所求解的范圍。(其中P為進油口，T為回油口，A、B為工作油口。)

3多路閥其它聯主要尺寸的確定：

3.1、進出油口的直徑d

表3-1進出油口的直徑d單位(mm)行走左行走右回轉備用動臂1動臂2鏟斗斗桿1斗桿2實際值20&2520&2520&2520&2520&2520&2520&2520&2520&25計算值≥17≥17≥17≥17≥17≥17≥17≥17≥173.2、閥芯臺肩大直徑D和小直徑d1，閥芯中間孔直徑d0

表3-2閥芯臺肩大直徑D和小直徑d1，閥芯中間孔直徑d0單位(mm)行走左行走右回轉備用動臂1動臂2鏟斗斗桿1斗桿2

實際值D222228222828282828d1121216122217.5182218d0////148/16/

經驗值D30.830.839.230.847.647.639.247.639.2d1252525253535253525d0////2525/25/

理論計算值D＇≥19≥19≥19≥19≥19≥19≥19≥19≥19D＂21~2421~2423~3221~2428~4424~3525~3628~4425~36d1＇≥10≥10≥10≥10≥10≥10≥10≥10≥10d1＂11~1411~1414~2211~1414~2214~2214~2214~2214~22d0/////////

備注：其中D＇、d1＇是取d1=0.5×D所求出的D和d1值，D＇＇表示取d1為實際值所求出的D值；d1＂表示取D為實際值所求出的d1值。

3.3、有效封油長度lf和封油長度Lf，及間隙δ的確定

表3-3效封油長度lf和封油長度Lf單位(mm)Lf實際lf實際lf經驗lf計算左側右側左側右側左側右側左側右側

行走左55554~54~5≥1.52≥1.52行走右4.45.94.45.14~54~5≥1.52≥1.52回轉443.63.64~54~5≥1.52≥1.52備用44.53.64.14~54~5≥1.52≥1.52動臂14.734.72.24~54~5≥1.52≥1.52動臂254.954.14~54~5≥1.52≥1.52鏟斗3.54.52.73.74~54~5≥1.52≥1.52斗桿1/5/4.6/4~5/≥1.52斗桿24.554.554~54~5≥1.52≥1.52備注：以上參數均為以額定流量為80L/min，額的壓力31.4Mpa，縫隙間隙取0.01mm求得。其中封油長度Lf的計算值和經驗值可以根據lf的計算值和經驗值按式(1-9)、(1-10)計算。3.4、沉割槽直徑D1及閥體沉割槽間距b

表3-4沉割槽直徑D1及閥體沉割槽間距b單位(mm)

實際值計算值沉割槽直徑D1閥體沉割槽間距bD1b

P口A&B口P→AP→BA→TB→T

行走左≈38361112121227~3310~15行走右≈353611111212.527~338.8~17.7回轉38361112121233~428~12備用353611111212.527~338~13.5動臂140≈3611111212.533~426~14.1動臂2//////33~429.8~15鏟斗40≈3611111212.533~427~13.5斗桿1≈40≈381211121233~4210~15斗桿2383611111215.533~429~15備注：上述≈表示該處的沉割槽不是標準的圓形其，沉割槽直徑D1用其等效水利直徑代替，其中動臂2聯結構與其它聯不一致這里未給出。

4換向閥換向可靠性分析及操作力計算

換向閥的可靠性主要包括：1、換向信號作用下，閥芯能靈敏地動作到指定位置。2、在沒有換向信號時，閥芯在彈簧力的作用下能自動復位到原始位置。

閥芯換向時：閥芯換向時閥芯受到摩擦阻力Fm，穩態液動力FW，彈簧力Pt，閥芯兩端壓差引起的軸向力FZ。此處忽略了慣性力，如果換向閥高頻連續換向，則慣性力不可忽略。為滿足換向可靠性即需滿足FZ≥Fm+Pt±FW；

閥芯未換向時：閥芯換向時閥芯受到摩擦阻力Fm，穩態液動力FW，彈簧力Pt，閥芯兩端回油壓差引起的軸向力FZ＇。為計算簡便此處忽略FZ＇，為滿足復位功能Pt≥Fm±FW。1、摩擦阻力Fm

換向閥的摩擦阻力包括純牛頓流體剪切力FmJ，液壓卡緊力所引起的摩擦力FmK＇，推桿與彈簧座及套筒密封表面的摩擦力Fmf。(1)、牛頓流體剪切力FmJ

由牛頓內摩擦定律：Av

FmJ

??=δ

μ(4-1)式中：μ—油液的運動黏度；

v—閥芯的運動速度；δ—單邊縫隙；

A—閥芯與閥套接觸的面積，A=π×D×L-A(x)；其中L為閥芯與閥體接觸的長度（減去所有均壓槽寬度的總和），A(x)為該接觸長度下所有節流槽與閥體接觸的上表面面積總和。由于A(x)相比A很小可以忽略不計。(2)、液壓卡緊力所引起的摩擦力FmK＇

由于閥芯與閥體不可能是完全精確的圓柱形，徑向間隙會存在雜質且徑向間隙不處處相等，所以不可避免的會出現液壓卡緊力。

??

?

?

??

??-?-+??+???-??=14)2(24)(2

22

1

ett

e

PPLDFimK

π(4-2)mK

mKFfF?='

(4-3)式中：D—滑閥直徑；

Li—滑閥長度；t—滑閥大小頭半徑差，

e—滑閥偏心距；Δ—滑閥偏心距e=0時大端徑向間隙；P1、P2—滑閥兩端的油壓；

f—摩擦系數，對于礦物油其起到潤滑作用，一般取f=0.04~0.08。

令?=e得:

])/()/(4)/(2[][4)(2

2

1?+???+???=-?ttttPPLDFimK

π

(4-4)對式(4-4)左邊求關于t/Δ的導數并令其等于0，得t/Δ=0.27時該式左邊最大。當閥芯處于一個固定的位置時上式左邊的分母各參數為定值此時FmK為最大值即：

)(27.021PPDLFimK-???≤(4-5)結合式(4-4)、(4-5)如果需要系數0.27盡可能的小,則需要t/Δ值盡可能的小即需要在閥芯和閥體孔的加工中盡量減小其錐度。而精確的錐度在加工中又難以實現為此采用添加均壓槽的方法。實驗表明在間隙密封的閥芯臺肩處開一條均壓槽后卡緊力減小為不開均壓槽的40%。開等距離的三條均壓槽后卡緊力減小到不開均壓槽的6%。開等距離的7條均壓槽后減小到不開均壓槽的2.7%。

故)(27.021PPDLFikmK-????≤λ

(4-6)

式中：λk—液壓卡緊系數；其中λk1=0.4，λk3=0.06，λk7=0.027；λk1、λk3、λk7分別

為開1、3、7條均壓槽的液壓卡緊系數。

(3)、彈簧座及套筒密封表面的摩擦力Fmf

摩擦阻力Fmf在閥芯開始動作時較大，動作后減小。因此可以通過提高彈簧座、套筒表面光潔度來減小該摩擦力。2、穩態液動力FW

(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迅速增大為最大值，然后下降，當滑閥開口增大到某一數值后，液動力接近于常數，目前從理論上計算很困難，一般由實驗確定。(2)、液動力大小與換向閥的閥腔數及通路數及臺肩數有關。作用在閥芯上液動力應為各閥腔液動力的代數和。3、彈簧力Pt

)(0

xlxKPt++=(4-7)式中：K—彈簧剛度；

x0—彈簧預壓縮量；x—滑閥的開口長度，l—為滑閥的封油長度。4、閥芯兩端壓差引起的軸向力FZ

當對操縱手柄施加一個力矩后，在杠桿作用下力矩會轉化為作用在先導閥芯

上的力，該力和先導閥兩端的彈簧就控制了先導閥的開口。根據薄壁節流小孔流量公式就可以得到換向閥閥芯兩端的壓力。這樣就可以求出換向閥閥芯受到操縱手柄的力矩后所轉化而來的軸向力。

5換向閥性能分析

1、換向閥通過額定流量時的壓力損失

壓力損失包括沿程壓力損失和局部壓力損失其公式為：

∑∑???+?????=?gVdgVlPj

s

y

yy

ρξρλ222

2

(5-1)式中：λy—計算沿程壓力損失的摩擦阻力系數；

ly—計算沿程壓力損失的流道長度；ds—計算沿程壓力損失的流道水利直徑；

Vy—計算沿程壓力損失的流道內油液的平均速度；ζ—計算局部壓力損失的局部阻力系數；

Vj—計算局部壓力損失的流道內油液的平均速度；

上式中大部分參數需要根據具體的流道及工況來確定，因此理論上很難求解出壓力損失。2、換向閥平穩性分析

考慮換向閥換向平穩性，就是要求換向時壓力沖擊要小。可以從以下兩點減小沖擊。

(1)、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。為了減少液壓沖擊在閥芯的回油都設有節流槽，從而控制換向時間。(2)、選擇合理的滑閥機能

滑閥機能為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迅速下降，可以有效的減小沖擊。

單向閥的尺寸設計計算

額定壓力:31.4Mpa額定流量:80L/min低開啟壓力:[Pkq]1高開啟壓力:[Pkq]2

低開啟壓力下，當通過額定流量下的壓力損失允許值：[ΔP]1高開啟壓力下，當通過額定流量下的壓力損失允許值：[ΔP]2

單向閥尺寸圖

1單向閥幾何尺寸的確定

(1)、進出口油口直徑d

從在進出油口的面積可以順利通過額定流量考慮：

V

QdQVd??≥

≥??ππ4)2(2

即(1-1)(2)、閥座內孔直徑D

D=d-(1~3)mm(1-2)

(3)、單向閥閥芯錐角的半角α

單向閥閥芯錐角的半角α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α=45°(1-3)(4)、單向閥最大開口量δmax

按照單向閥開口最大時能順利通過額定流量考慮：

[]ρ

1

2PACQd????

≤(1-4)

根據錐閥閥座孔無倒角的閥口過流面積公式有

)

2sin21(sinmax

maxα

δ

αδπ??-????=D

DA(1-5)當δmax<<D上式可以簡化為:

αδπsinmax

???=DA(1-6)聯立(1-4)、(1-6)得：

[]ρ

απδ1

max

2sinSd

PDCQ

??????≥(1-7)

式中：Cd—為錐閥的流量系數，可取0.77；

[ΔP]S1—為低開啟壓力，當通過額定流量錐閥閥口壓力損失的設定值，可取[ΔP]S1=[ΔP]1-(1~2)(kgf/cm2)，[ΔP]1為低開啟壓力時壓力損失允許值。(5)、通過額定流量下單向閥閥口開口量

基本原理同(4)得到下式(1-8)、(1-9)

[]ρ

απδ1

1

2sinSd

PDCQ

??????=(1-7)[]ρ

απδ2

22sinSdPDCQ

??????

=

(1-8)

式中：δ1—低壓開啟情況下單向閥閥口的開口量；

δ2—高壓開啟情況下單向閥閥口的開口量；

[ΔP]S1—低壓開啟的壓力損失設定值，[ΔP]S1=[ΔP]1-(1~2)(kgf/cm2)；[ΔP]S2—高壓開啟的壓力損失設定值，[ΔP]S2=[ΔP]2-(1~2)(kgf/cm2)；

其中：[ΔP]1—低壓開啟情況下的壓力損失允許值；

[ΔP]2—高壓開啟情況下的壓力損失允許值；

(6)、閥芯徑向孔直徑dj

Z

VQ

dj???≈

π4(1-9)

式中：Z—單向閥閥芯徑向孔的個數；

V—徑向孔處油液的流速，取V=6m/s。

2單向閥受力計算

(1)、閥芯開始移動時所受的液壓作用力Fkq1、Fkq2

[]

1

2

14kqkqPD

F??=

π(2-1)

[]

2

224

kqkqPD

F??=

π(2-2)式中：[Pkq1]—低壓開啟壓力設計要求的液壓作用力值；

[Pkq2]—高壓開啟壓力設計要求的液壓作用力值；Fkq1—低壓開啟壓力實際的液壓作用力值；Fkq2—高壓開啟壓力實際的液壓作用力值；

(2)、單向閥在設定的壓力損失[ΔP]S1、[ΔP]S2所受的液壓作用力FS1、FS2

12

1][4SSPDF???π=(2-3)

2SSPDF][4