液壓支架安全閥的科學改進

趙忠剛　曹廣貴

【摘 要】本文論述了原設計的安全閥在使用中存在諸多不便的詳細情況，進一步分析了更換閥芯密封圈所帶來的弊端，并詳細論證了安全閥結構改進的要點和厲害關系。

【關鍵詞】安全閥；密封圈；環形臺階；推力

0 引言

液壓支架在井下使用過程中，必須要在支柱上配置安全閥。由于安全閥在使用中一致受到液壓支架液壓系統的高頻沖擊，其閥芯便一致在發生高頻的往復滑動，導致了閥芯處的密封圈比較容易損壞，使安全閥發哈，我看看確定位，導致更換密封圈后的安全閥必須重新整定公稱壓力。由于井下沒有壓力試驗臺，在井下無法重新調整其公稱壓力，需要運回公司在試驗臺上重新整定公稱壓力。致使公司造成了人力物力的嚴重浪費，加大了成本投入和售后服務費用的開支；同時，也給客戶帶來了許多不便。為此，公司迫切需要對安全閥設計結構進行科學改進。

1 原安全閥的設計結構及原理剖析

圖1 安全閥原設計結構示意圖

安全閥原設計結構如圖1所示。接頭1緊固在閥殼7上，壓緊螺帽4將安裝好閥芯2的閥套3壓緊在接頭1內，閥芯與閥套和壓緊螺帽之間有4個閥芯O型密封圈12，閥殼內的調壓螺塞8將彈簧6頂在彈簧座5上，同時，彈簧座5將彈簧的壓力加在閥芯上，起到穩壓保護的作用。使用時卸下防塵套9，將安全閥接頭插入液壓支架支柱通液管處并卡緊，通常情況下閥芯在彈簧的作用下其卸荷孔向接頭的接口處偏移一定距離，閥芯在支柱內的液壓交變壓力的條件下只是發生頻繁的往復移動，但不卸荷。當井下工作面頂板來壓較大致使液壓支架頂梁對支柱的沖擊壓力使支柱內的液提壓力大于安全閥的公稱壓力時，閥芯就快速向彈簧側移動直到其卸荷孔到達閥套和壓緊螺帽的排液孔處，隨即發生卸荷，起到安全保護液壓支架作用。

2 原安全閥的閥芯密封圈損壞過程論述

通過上述對安全閥原設計結構及原理剖析可知，安全閥在使用過程中其閥芯是在液壓系統高頻的交變壓力下始終在進行高頻的往復運動，這就導致了閥芯與閥套及壓緊螺帽內的密封圈在不斷的摩擦。當其運動幅度過大并造成閥芯的卸荷孔與密封圈摩擦時，很容易導致閥芯密封圈的損壞，這是正常的現象。在圖1所示的結構中，損壞最厲害的密封圈是由閥芯左端向其右端數的第一個和第三個，因為其它兩個始終無法與閥芯的卸荷孔發生摩擦。

當密封圈摩擦損壞到其彈性變量無法有效密封的時候，液壓系統的液體就會通過磨損的密封圈由圖1中的防塵帽11處流出，這就導致了液壓系統的壓力發生損失，安全閥失去了安全穩壓的作用，最終導致液壓支架支柱的活塞桿下滑。當然，液壓支架維護人員會及時發現并更換安全閥的。

3 更換原安全閥損壞密封圈存在的弊端

安全閥更換后，就要更換其閥芯密封圈，通過圖1可以看出，更換閥芯密封圈時，要將接頭與閥殼擰開，再擰開壓緊螺帽，拆下閥套與閥芯，最后更換閥芯密封圈。更換完成后再按拆卸接頭部分的逆次序將各件依次裝入在接頭中。但此時，彈簧在卸下閥殼左端接頭后，會在閥殼中向卸下接頭端伸長，占滿了閥殼左端擰緊接頭的螺紋部分，使安裝完閥芯密封圈的接頭很難再擰入閥殼，即便強力擰入閥殼，也無法保證接頭擰入的原始位置，這就導致彈簧對閥芯的壓力發生了變化，從而使安全閥的公稱壓力發生了無法預知的改變。當然，通常是卸下閥殼右端的調壓螺塞后再擰入接頭，最后安裝彈簧并擰入調壓螺塞。不論是更換閥芯密封圈后怎樣組裝安全閥，目前都無法保證其組裝后的彈簧壓推力是否符合安全閥閥芯需要的正常的彈簧壓力，這就必須要在試驗臺上對更換閥芯密封圈后的安全閥重新整定其公稱壓力。從而造成了安全閥生產成本及調試費用的大量增加、售后服務費用及往來運費的額外浪費，同時，還給礦方帶來儲存安全閥及上、下井攜帶安全閥和安全閥舊件回退等諸多麻煩。

4 安全閥設計結構改進方案論述

如果在卸下安全閥的接頭后，彈簧所在區間是一個穩定區，接頭安裝有限定位置，重新組裝接頭時其彈簧壓力是一個恒定壓力，那么，更換密封圈后重新安裝接頭到其限定位置，安全閥的公稱壓力就不會發生變化。因此，可以在閥殼中增加一個通過定位彈簧座限制彈簧并同時能定位接頭的共用限位臺階即可。

由于圖1所示的原安全閥已經滿足使用要求，說明其尺寸及材質都符合要求。為此，可以在原安全閥圖1的結構基礎上，在其閥殼中適當增加一臺階，并將彈簧座左端增加一段直徑小于臺階孔直徑的補償整體閥組長度的凸臺即可。為此，安全閥改進方案可按照圖2所示結構進行改進。

圖2 安全閥改進后結構示意圖

5 安全閥設計結構改進方案計算

在圖2中，閥殼左端增加了一個定位彈簧座和接頭的環形臺階。為了使彈簧、彈簧座和環形臺階受力線一致而不發生使彈簧座滑移和凸變，其內孔尺寸小于彈簧內徑并通過彈簧座增設的凸臺即可，其厚度尺寸要大于彈簧的推力并且要有結構穩定性。安全閥開啟時，閥芯受到液壓的推力f=pπr2，，p為安全閥公稱壓力，單位MPa；r為閥芯外圓半徑，單位mm；f單位為N。彈簧的推力與閥芯受到公稱壓力時相等，但其對閥殼中的環形臺階的直接推力要小于閥芯受到液體的推力f，因為，安全閥開啟時，彈簧要向右移動一段距離，此時彈簧的推力在使用中達到最大值。如果卸下接頭等之后，彈簧靠就緊閥殼的環形臺階，此時，彈簧對閥殼環形臺階的推力要小于安全閥開啟時閥芯受到液壓的推力f。為安全可靠，可以按照彈簧對閥殼環形臺階的推力等于安全閥開啟時閥芯受到液壓的推力f進行設計。那么，環形臺階受到彈簧的推力F=σ0.2×L×H，σ0.2為1Cr18Ni9的屈服強度，L為環形臺階與閥殼連接處的周長，單位mm；H為環形臺階的厚度，單位mm；F單位為N。

已知，該型安全閥公稱壓力p為50MPa，閥芯外圓半徑r為6.5mm，閥殼內孔直徑φ為46.5mm，閥殼材料為1Cr18Ni9，通過查看機械設計手冊可知1Cr18Ni9不銹鋼的屈服強度σ0.2為205MPa。那么，f=pπr2，=50×3.14×6.52，=6633.25N。如果取環形臺階受到彈簧的推力F等于閥芯受到液壓的推力f，即F=f，也即σ0.2×L×H=f，由于閥殼直徑φ為46.5mm，可以推測閥殼內徑的周長L=πφ=3.14×46.5=146.01mm。那么，H=f÷（σ0.2×L）=6633.25N÷（205×146.01）≈0.2216mm，該尺寸是環形臺階與閥殼連接處的尺寸，環形臺階受到彈簧座的推力并非在它們的連接處，而是在彈簧座最大直徑的邊緣處（已知彈簧座最大處直徑φ為44mm），彈簧座在彈簧的推力下將使環形臺階扭曲，顯然該厚度偏小，最起碼要0.5mm。但加工時容易造成退火，為了便于加工和使臺階結構穩定、強度足夠，環形臺階可取3mm，隨之而增加的彈簧座左邊的凸臺高度也要取3mm，安全閥的其它尺寸一律不變。

6 結語

通過改進安全閥的結構，在接頭卸下后，使其彈簧有了一個固定區間，接頭有了固定的限位臺階，方便了井下更換閥芯密封圈，杜絕了原安全閥更換閥芯密封圈后所帶來的各類弊端。該安全閥的設計改進在安全閥設計應用中有較好的參考價值和推廣意義。

【參考文獻】

[1]陸一心，主編.液壓閥使用手冊[M].北京：化學工業出版社，2009.

[2]成大先，主編.機械設計手冊（第五版第1卷）[M].北京：化學工業出版社，2010.

[責任編輯：湯靜]

【摘 要】本文論述了原設計的安全閥在使用中存在諸多不便的詳細情況，進一步分析了更換閥芯密封圈所帶來的弊端，并詳細論證了安全閥結構改進的要點和厲害關系。

【關鍵詞】安全閥；密封圈；環形臺階；推力

0 引言

液壓支架在井下使用過程中，必須要在支柱上配置安全閥。由于安全閥在使用中一致受到液壓支架液壓系統的高頻沖擊，其閥芯便一致在發生高頻的往復滑動，導致了閥芯處的密封圈比較容易損壞，使安全閥發哈，我看看確定位，導致更換密封圈后的安全閥必須重新整定公稱壓力。由于井下沒有壓力試驗臺，在井下無法重新調整其公稱壓力，需要運回公司在試驗臺上重新整定公稱壓力。致使公司造成了人力物力的嚴重浪費，加大了成本投入和售后服務費用的開支；同時，也給客戶帶來了許多不便。為此，公司迫切需要對安全閥設計結構進行科學改進。

1 原安全閥的設計結構及原理剖析

圖1 安全閥原設計結構示意圖

安全閥原設計結構如圖1所示。接頭1緊固在閥殼7上，壓緊螺帽4將安裝好閥芯2的閥套3壓緊在接頭1內，閥芯與閥套和壓緊螺帽之間有4個閥芯O型密封圈12，閥殼內的調壓螺塞8將彈簧6頂在彈簧座5上，同時，彈簧座5將彈簧的壓力加在閥芯上，起到穩壓保護的作用。使用時卸下防塵套9，將安全閥接頭插入液壓支架支柱通液管處并卡緊，通常情況下閥芯在彈簧的作用下其卸荷孔向接頭的接口處偏移一定距離，閥芯在支柱內的液壓交變壓力的條件下只是發生頻繁的往復移動，但不卸荷。當井下工作面頂板來壓較大致使液壓支架頂梁對支柱的沖擊壓力使支柱內的液提壓力大于安全閥的公稱壓力時，閥芯就快速向彈簧側移動直到其卸荷孔到達閥套和壓緊螺帽的排液孔處，隨即發生卸荷，起到安全保護液壓支架作用。

2 原安全閥的閥芯密封圈損壞過程論述

通過上述對安全閥原設計結構及原理剖析可知，安全閥在使用過程中其閥芯是在液壓系統高頻的交變壓力下始終在進行高頻的往復運動，這就導致了閥芯與閥套及壓緊螺帽內的密封圈在不斷的摩擦。當其運動幅度過大并造成閥芯的卸荷孔與密封圈摩擦時，很容易導致閥芯密封圈的損壞，這是正常的現象。在圖1所示的結構中，損壞最厲害的密封圈是由閥芯左端向其右端數的第一個和第三個，因為其它兩個始終無法與閥芯的卸荷孔發生摩擦。

當密封圈摩擦損壞到其彈性變量無法有效密封的時候，液壓系統的液體就會通過磨損的密封圈由圖1中的防塵帽11處流出，這就導致了液壓系統的壓力發生損失，安全閥失去了安全穩壓的作用，最終導致液壓支架支柱的活塞桿下滑。當然，液壓支架維護人員會及時發現并更換安全閥的。

3 更換原安全閥損壞密封圈存在的弊端

安全閥更換后，就要更換其閥芯密封圈，通過圖1可以看出，更換閥芯密封圈時，要將接頭與閥殼擰開，再擰開壓緊螺帽，拆下閥套與閥芯，最后更換閥芯密封圈。更換完成后再按拆卸接頭部分的逆次序將各件依次裝入在接頭中。但此時，彈簧在卸下閥殼左端接頭后，會在閥殼中向卸下接頭端伸長，占滿了閥殼左端擰緊接頭的螺紋部分，使安裝完閥芯密封圈的接頭很難再擰入閥殼，即便強力擰入閥殼，也無法保證接頭擰入的原始位置，這就導致彈簧對閥芯的壓力發生了變化，從而使安全閥的公稱壓力發生了無法預知的改變。當然，通常是卸下閥殼右端的調壓螺塞后再擰入接頭，最后安裝彈簧并擰入調壓螺塞。不論是更換閥芯密封圈后怎樣組裝安全閥，目前都無法保證其組裝后的彈簧壓推力是否符合安全閥閥芯需要的正常的彈簧壓力，這就必須要在試驗臺上對更換閥芯密封圈后的安全閥重新整定其公稱壓力。從而造成了安全閥生產成本及調試費用的大量增加、售后服務費用及往來運費的額外浪費，同時，還給礦方帶來儲存安全閥及上、下井攜帶安全閥和安全閥舊件回退等諸多麻煩。

4 安全閥設計結構改進方案論述

如果在卸下安全閥的接頭后，彈簧所在區間是一個穩定區，接頭安裝有限定位置，重新組裝接頭時其彈簧壓力是一個恒定壓力，那么，更換密封圈后重新安裝接頭到其限定位置，安全閥的公稱壓力就不會發生變化。因此，可以在閥殼中增加一個通過定位彈簧座限制彈簧并同時能定位接頭的共用限位臺階即可。

由于圖1所示的原安全閥已經滿足使用要求，說明其尺寸及材質都符合要求。為此，可以在原安全閥圖1的結構基礎上，在其閥殼中適當增加一臺階，并將彈簧座左端增加一段直徑小于臺階孔直徑的補償整體閥組長度的凸臺即可。為此，安全閥改進方案可按照圖2所示結構進行改進。

圖2 安全閥改進后結構示意圖

5 安全閥設計結構改進方案計算

在圖2中，閥殼左端增加了一個定位彈簧座和接頭的環形臺階。為了使彈簧、彈簧座和環形臺階受力線一致而不發生使彈簧座滑移和凸變，其內孔尺寸小于彈簧內徑并通過彈簧座增設的凸臺即可，其厚度尺寸要大于彈簧的推力并且要有結構穩定性。安全閥開啟時，閥芯受到液壓的推力f=pπr2，，p為安全閥公稱壓力，單位MPa；r為閥芯外圓半徑，單位mm；f單位為N。彈簧的推力與閥芯受到公稱壓力時相等，但其對閥殼中的環形臺階的直接推力要小于閥芯受到液體的推力f，因為，安全閥開啟時，彈簧要向右移動一段距離，此時彈簧的推力在使用中達到最大值。如果卸下接頭等之后，彈簧靠就緊閥殼的環形臺階，此時，彈簧對閥殼環形臺階的推力要小于安全閥開啟時閥芯受到液壓的推力f。為安全可靠，可以按照彈簧對閥殼環形臺階的推力等于安全閥開啟時閥芯受到液壓的推力f進行設計。那么，環形臺階受到彈簧的推力F=σ0.2×L×H，σ0.2為1Cr18Ni9的屈服強度，L為環形臺階與閥殼連接處的周長，單位mm；H為環形臺階的厚度，單位mm；F單位為N。

已知，該型安全閥公稱壓力p為50MPa，閥芯外圓半徑r為6.5mm，閥殼內孔直徑φ為46.5mm，閥殼材料為1Cr18Ni9，通過查看機械設計手冊可知1Cr18Ni9不銹鋼的屈服強度σ0.2為205MPa。那么，f=pπr2，=50×3.14×6.52，=6633.25N。如果取環形臺階受到彈簧的推力F等于閥芯受到液壓的推力f，即F=f，也即σ0.2×L×H=f，由于閥殼直徑φ為46.5mm，可以推測閥殼內徑的周長L=πφ=3.14×46.5=146.01mm。那么，H=f÷（σ0.2×L）=6633.25N÷（205×146.01）≈0.2216mm，該尺寸是環形臺階與閥殼連接處的尺寸，環形臺階受到彈簧座的推力并非在它們的連接處，而是在彈簧座最大直徑的邊緣處（已知彈簧座最大處直徑φ為44mm），彈簧座在彈簧的推力下將使環形臺階扭曲，顯然該厚度偏小，最起碼要0.5mm。但加工時容易造成退火，為了便于加工和使臺階結構穩定、強度足夠，環形臺階可取3mm，隨之而增加的彈簧座左邊的凸臺高度也要取3mm，安全閥的其它尺寸一律不變。

6 結語

通過改進安全閥的結構，在接頭卸下后，使其彈簧有了一個固定區間，接頭有了固定的限位臺階，方便了井下更換閥芯密封圈，杜絕了原安全閥更換閥芯密封圈后所帶來的各類弊端。該安全閥的設計改進在安全閥設計應用中有較好的參考價值和推廣意義。

【參考文獻】

[1]陸一心，主編.液壓閥使用手冊[M].北京：化學工業出版社，2009.

[2]成大先，主編.機械設計手冊（第五版第1卷）[M].北京：化學工業出版社，2010.

[責任編輯：湯靜]

【摘 要】本文論述了原設計的安全閥在使用中存在諸多不便的詳細情況，進一步分析了更換閥芯密封圈所帶來的弊端，并詳細論證了安全閥結構改進的要點和厲害關系。

【關鍵詞】安全閥；密封圈；環形臺階；推力

0 引言

液壓支架在井下使用過程中，必須要在支柱上配置安全閥。由于安全閥在使用中一致受到液壓支架液壓系統的高頻沖擊，其閥芯便一致在發生高頻的往復滑動，導致了閥芯處的密封圈比較容易損壞，使安全閥發哈，我看看確定位，導致更換密封圈后的安全閥必須重新整定公稱壓力。由于井下沒有壓力試驗臺，在井下無法重新調整其公稱壓力，需要運回公司在試驗臺上重新整定公稱壓力。致使公司造成了人力物力的嚴重浪費，加大了成本投入和售后服務費用的開支；同時，也給客戶帶來了許多不便。為此，公司迫切需要對安全閥設計結構進行科學改進。

1 原安全閥的設計結構及原理剖析

圖1 安全閥原設計結構示意圖

安全閥原設計結構如圖1所示。接頭1緊固在閥殼7上，壓緊螺帽4將安裝好閥芯2的閥套3壓緊在接頭1內，閥芯與閥套和壓緊螺帽之間有4個閥芯O型密封圈12，閥殼內的調壓螺塞8將彈簧6頂在彈簧座5上，同時，彈簧座5將彈簧的壓力加在閥芯上，起到穩壓保護的作用。使用時卸下防塵套9，將安全閥接頭插入液壓支架支柱通液管處并卡緊，通常情況下閥芯在彈簧的作用下其卸荷孔向接頭的接口處偏移一定距離，閥芯在支柱內的液壓交變壓力的條件下只是發生頻繁的往復移動，但不卸荷。當井下工作面頂板來壓較大致使液壓支架頂梁對支柱的沖擊壓力使支柱內的液提壓力大于安全閥的公稱壓力時，閥芯就快速向彈簧側移動直到其卸荷孔到達閥套和壓緊螺帽的排液孔處，隨即發生卸荷，起到安全保護液壓支架作用。

2 原安全閥的閥芯密封圈損壞過程論述

通過上述對安全閥原設計結構及原理剖析可知，安全閥在使用過程中其閥芯是在液壓系統高頻的交變壓力下始終在進行高頻的往復運動，這就導致了閥芯與閥套及壓緊螺帽內的密封圈在不斷的摩擦。當其運動幅度過大并造成閥芯的卸荷孔與密封圈摩擦時，很容易導致閥芯密封圈的損壞，這是正常的現象。在圖1所示的結構中，損壞最厲害的密封圈是由閥芯左端向其右端數的第一個和第三個，因為其它兩個始終無法與閥芯的卸荷孔發生摩擦。

當密封圈摩擦損壞到其彈性變量無法有效密封的時候，液壓系統的液體就會通過磨損的密封圈由圖1中的防塵帽11處流出，這就導致了液壓系統的壓力發生損失，安全閥失去了安全穩壓的作用，最終導致液壓支架支柱的活塞桿下滑。當然，液壓支架維護人員會及時發現并更換安全閥的。

3 更換原安全閥損壞密封圈存在的弊端

安全閥更換后，就要更換其閥芯密封圈，通過圖1可以看出，更換閥芯密封圈時，要將接頭與閥殼擰開，再擰開壓緊螺帽，拆下閥套與閥芯，最后更換閥芯密封圈。更換完成后再按拆卸接頭部分的逆次序將各件依次裝入在接頭中。但此時，彈簧在卸下閥殼左端接頭后，會在閥殼中向卸下接頭端伸長，占滿了閥殼左端擰緊接頭的螺紋部分，使安裝完閥芯密封圈的接頭很難再擰入閥殼，即便強力擰入閥殼，也無法保證接頭擰入的原始位置，這就導致彈簧對閥芯的壓力發生了變化，從而使安全閥的公稱壓力發生了無法預知的改變。當然，通常是卸下閥殼右端的調壓螺塞后再擰入接頭，最后安裝彈簧并擰入調壓螺塞。不論是更換閥芯密封圈后怎樣組裝安全閥，目前都無法保證其組裝后的彈簧壓推力是否符合安全閥閥芯需要的正常的彈簧壓力，這就必須要在試驗臺上對更換閥芯密封圈后的安全閥重新整定其公稱壓力。從而造成了安全閥生產成本及調試費用的大量增加、售后服務費用及往來運費的額外浪費，同時，還給礦方帶來儲存安全閥及上、下井攜帶安全閥和安全閥舊件回退等諸多麻煩。

4 安全閥設計結構改進方案論述

如果在卸下安全閥的接頭后，彈簧所在區間是一個穩定區，接頭安裝有限定位置，重新組裝接頭時其彈簧壓力是一個恒定壓力，那么，更換密封圈后重新安裝接頭到其限定位置，安全閥的公稱壓力就不會發生變化。因此，可以在閥殼中增加一個通過定位彈簧座限制彈簧并同時能定位接頭的共用限位臺階即可。

由于圖1所示的原安全閥已經滿足使用要求，說明其尺寸及材質都符合要求。為此，可以在原安全閥圖1的結構基礎上，在其閥殼中適當增加一臺階，并將彈簧座左端增加一段直徑小于臺階孔直徑的補償整體閥組長度的凸臺即可。為此，安全閥改進方案可按照圖2所示結構進行改進。

圖2 安全閥改進后結構示意圖

5 安全閥設計結構改進方案計算

在圖2中，閥殼左端增加了一個定位彈簧座和接頭的環形臺階。為了使彈簧、彈簧座和環形臺階受力線一致而不發生使彈簧座滑移和凸變，其內孔尺寸小于彈簧內徑并通過彈簧座增設的凸臺即可，其厚度尺寸要大于彈簧的推力并且要有結構穩定性。安全閥開啟時，閥芯受到液壓的推力f=pπr2，，p為安全閥公稱壓力，單位MPa；r為閥芯外圓半徑，單位mm；f單位為N。彈簧的推力與閥芯受到公稱壓力時相等，但其對閥殼中的環形臺階的直接推力要小于閥芯受到液體的推力f，因為，安全閥開啟時，彈簧要向右移動一段距離，此時彈簧的推力在使用中達到最大值。如果卸下接頭等之后，彈簧靠就緊閥殼的環形臺階，此時，彈簧對閥殼環形臺階的推力要小于安全閥開啟時閥芯受到液壓的推力f。為安全可靠，可以按照彈簧對閥殼環形臺階的推力等于安全閥開啟時閥芯受到液壓的推力f進行設計。那么，環形臺階受到彈簧的推力F=σ0.2×L×H，σ0.2為1Cr18Ni9的屈服強度，L為環形臺階與閥殼連接處的周長，單位mm；H為環形臺階的厚度，單位mm；F單位為N。

已知，該型安全閥公稱壓力p為50MPa，閥芯外圓半徑r為6.5mm，閥殼內孔直徑φ為46.5mm，閥殼材料為1Cr18Ni9，通過查看機械設計手冊可知1Cr18Ni9不銹鋼的屈服強度σ0.2為205MPa。那么，f=pπr2，=50×3.14×6.52，=6633.25N。如果取環形臺階受到彈簧的推力F等于閥芯受到液壓的推力f，即F=f，也即σ0.2×L×H=f，由于閥殼直徑φ為46.5mm，可以推測閥殼內徑的周長L=πφ=3.14×46.5=146.01mm。那么，H=f÷（σ0.2×L）=6633.25N÷（205×146.01）≈0.2216mm，該尺寸是環形臺階與閥殼連接處的尺寸，環形臺階受到彈簧座的推力并非在它們的連接處，而是在彈簧座最大直徑的邊緣處（已知彈簧座最大處直徑φ為44mm），彈簧座在彈簧的推力下將使環形臺階扭曲，顯然該厚度偏小，最起碼要0.5mm。但加工時容易造成退火，為了便于加工和使臺階結構穩定、強度足夠，環形臺階可取3mm，隨之而增加的彈簧座左邊的凸臺高度也要取3mm，安全閥的其它尺寸一律不變。

6 結語

通過改進安全閥的結構，在接頭卸下后，使其彈簧有了一個固定區間，接頭有了固定的限位臺階，方便了井下更換閥芯密封圈，杜絕了原安全閥更換閥芯密封圈后所帶來的各類弊端。該安全閥的設計改進在安全閥設計應用中有較好的參考價值和推廣意義。

【參考文獻】

[1]陸一心，主編.液壓閥使用手冊[M].北京：化學工業出版社，2009.

[2]成大先，主編.機械設計手冊（第五版第1卷）[M].北京：化學工業出版社，2010.

[責任編輯：湯靜]