摘要：本文介紹了超高壓氣動減壓閥的工作原理、主要的結構設計計算和試驗情況，并分析了該閥的結構特點。 關鍵詞：超高壓氣動減壓閥 活門座 設計
1、前言
超高壓氣動減壓閥是氣動剎車系統的重要元件。因為氣體粘度小，容易泄漏，而且系統工作壓力高，閥的輸入壓力為11～13MPa，*高輸出壓力為7MPa，所以，閥的密封性和耐久性成為突出的問題。這里介紹的超高壓氣動減壓閥突破了傳統結構［1］，且對重要零、組件進行了優化設計，使得閥在高壓情況下無泄漏，其它性能也都滿足了使用要求。
2、工作原理
超高壓氣動減壓閥的工作原理如圖1所示。當壓頭無外力作用時，氣源來的氣體由輸入口進入閥體下部氣室，進氣閥門在氣壓和復位彈簧的作用下與進氣閥門座壓緊，閥輸出口無氣體輸出。當壓頭受外力F作用時，壓頭下移，通過平衡彈簧壓縮復位彈簧1，將排氣閥門壓下與排氣閥門座接觸，使輸出口與大氣隔離，壓頭繼續下移，頂開進氣閥門，壓縮空氣由進氣閥門控制的通道進入閥后面的執行元件氣缸。隨著氣缸壓力的增加，進氣閥門的開度逐漸減小，直到輸出口壓力p2與壓頭上的作用力相平衡時進氣閥門關閉。當外力消除后，進氣閥門在氣壓和復位彈簧2的力作用下，向上移動關閉。與此同時，壓頭與排氣閥門在復位彈簧1的力及排氣壓力的作用下復位，排氣口開啟，原輸出的氣體由排氣閥門經消聲器排入大氣。
圖1 結構工作原理圖
現在再來研究排氣閥門處于某一平衡位置時的狀態。忽略壓頭、排氣閥門等的重力和摩擦力，排氣閥門受力平衡方程為：
F＝p1A1＋p2（A2－A1）＋Fs＋Ff（1）
式中：Fs――兩個復位彈簧的彈力之和；
Ff――密封圈的摩擦力；
A1、A2――分別為進、排氣閥門的有效受壓面積，
A1＝π（d12－d012）/4，
A2＝π（d22－d022）/4；
d――排氣閥門座直徑；
d01――頂桿下段直徑；
d02――頂桿上段直徑。
由式（1）知，閥的輸出壓力p2與壓頭上的作用力F成比例(見圖4)。
3、設計和計算
設計超高壓氣動減壓閥一般是先根據給定的設計參數和工作條件，選擇閥的結構型式，然后進行結構參數的選擇和計算。
通常給定的參數有：氣源壓力、閥*大輸出壓力、通氣能力、*大操縱力和行程等。設計和計算的內容有：選擇的結構型式，據通氣能力和工作壓力確定閥的結構尺寸，據行程和操縱力設計平衡彈簧等。
閥的結構設計重點在于進氣閥門、排氣閥門和活門座的密封結構，因為氣體粘度小，且工作壓力高，容易泄漏。閥的結構見圖1。
(1)通氣能力計算
閥的通氣能力是指在給定的氣源壓力、閥輸出壓力、執行元件氣缸及閥后管道的容積的情況下，閥的充氣、排氣時間。
通氣能力取決于進氣通道和排氣通道的面積。閥在充氣和排氣過程中時間很短，我們忽略熱交換的影響，即絕熱充氣和絕熱排氣。另外，根據閥的工作壓力，閥是以音速充氣和音速排氣。因此閥的進氣通道有效面積Aa按下式計算［2］：
式中：V――充氣總容積；
K――比熱比，絕熱充氣時，K＝1.4；
T――空氣的溫度，標準空氣的溫度T＝293.15K；
t1――充氣時間；
R――氣體常數，R＝287.1N*m/kg/K；
p1――閥輸入口壓力；
p2――閥輸出口壓力；
p20――氣缸內在充氣開始前的壓力。
∵A1=Aa
∴根據結構(見圖1和圖2)，進氣孔直徑
按等面積原理，進氣閥門與閥門座的軸向距離(開度)
hc≥（d12－d012）/（4d1）（4）
放氣通道有效面積按下式計算
式中：t2――排氣時間；
p20――氣缸內排氣初始壓力；
pa――外界壓力。
其它符號意義同式(3)。
放氣孔直徑(見圖1和圖2)
放氣閥門與閥門座的軸向距離(開度)
h2≥（d22－d022）／（4d）（7）
(2)排氣閥座直徑的計算
由閥的工作原理知道，排氣閥門座直徑d的大小直接影響閥的調壓精度。若其直徑大，則閥的調壓精度高；反之，則閥的調壓精度低。但是，排氣閥門座直徑又受到操縱力的限制。排氣閥門座直徑(見圖3(b))可由式(1)得到
式中：Fmax――給定的*大操縱力。
在滿足操縱力值的前提下，排氣閥門座直徑盡可能取大值。
(3)進、排氣閥門的設計
進、排氣閥門的設計主要包括結構型式、材料的選取和幾何尺寸的確定。閥門結構采用金屬包膠閥門(所謂金屬包膠閥門就是將橡膠直接硫化在金屬骨架上)。它利用了橡膠材料彈性高和密封比壓低的優點，使閥門在工作過程中具有良好的補償功能；另外利用了金屬材料的強度和剛度。閥門加工制造工藝性好，制造成本低廉。
橡膠材料的選擇主要根據其機械性能和閥的工作溫度。
硫化橡膠的厚度根據閥門座型面高度h選取，橡膠壓縮量在(20～25)%為宜。
進、排氣閥門的金屬骨架宜用黃銅，因其與橡膠的結合性能好。
(4)進、排氣閥門座型面的設計
閥門座型面與閥門的橡膠面直接接觸，在工作過程中使膠面變形，起密封作用，而且對閥的壽命影響很大。閥門座型面結構如圖2所示(其中：圖2(a)為進氣閥門座，圖2(b)為排氣閥門座)。圖中高度h范圍內為閥門座型面，R為密封面。R值小，閥的靈敏度高；R值大，閥的壽命長。經優化設計，R在0.3～0.5范圍內取值較好。閥門座型面的粗糙度同樣也影響閥的密封性和壽命，粗糙度Ra應不大于0.4μm
圖2中b為支承面。它是用來限制膠面過度變形，起保護膠面的作用。
(5)平衡彈簧的設計
根據閥的性能分析，平衡彈簧與排氣閥門座直徑一樣，直接影響閥的調壓精度。減壓彈簧的剛度越小，閥的調壓精度越好。但是剛度太小，彈簧行程過長。它受到給定行程的限制，應根據給定的參數設計彈簧剛度：
k=Fmax/(h1+h2)(9)
有了彈簧剛度、彈力和行程，便可進行彈簧的設計了。兩個復位彈簧的剛度可設計成相同，而且，其剛度小于平衡彈簧的剛度。
4、試驗
為檢驗閥的性能，設計試驗系統原理圖如圖3所示。
閥的輸出壓力與操縱力的關系見圖4。圖5是在氣罐容積為2L，輸入壓力的11MPa，在壓頭上迅速施加(除去)操縱力的工況下，閥的充(排)氣特性。經過試驗和應用，閥的各項技術性能符合要求，有些指標超過同類產品。而且具有結構簡單、緊湊、體積小、重量輕、壽命長、可維護性好等特點。
圖2 閥門座型面結構
圖3 試驗系統原理圖
圖4 p2與F的關系
圖5 充、排氣特性
參考文獻：
1 ［蘇］N.N智維列夫，C.C科柯寧著，鄧啟明等譯校.航空機輪和剎車系統設計.北京：國防工業出版社，1980
2 徐文燦.按國際標準草案計算充排氣特性.液壓與氣動，1985(4)
3 **機械工業部機床研究所，上海工業大學.機械工程手冊第36篇氣壓傳動.北京：機械工業出版社，1979