本发明涉及工业阀门设计领域，公开一种先导平衡笼式调节阀设计方法，先导平衡笼式调节阀包括阀体、阀座、大阀芯、小阀芯、阀笼、弹簧、压板、阀杆、上阀盖以及密封环，步骤包括计算得到阀芯在不同开度下的流量和相应开度下的流通面积；小阀芯最大推力、小阀芯所需要的最小推力、大阀芯所需的最大提升力、大阀芯所需的最大密封力、大阀芯动态推力；通过改变小阀座直径d1值，对比使得小阀芯密封力、大阀芯提升力、大阀芯密封力、大阀芯动态推力趋于接近，得到以执行器推力最小的阀座设计结构；本发明的调节阀可以广泛应用于高温、高压、大口径工况，能够确保调节阀的泄漏等级达到Ⅴ级或Ⅵ级，实现严密调节关断的工艺要求。
1.一种先导平衡笼式调节阀设计方法，先导平衡笼式调节阀包括阀体、阀座、大阀芯、小阀芯、阀笼、弹簧、压板、阀杆、上阀盖以及密封环，其特征在于，包括以下步骤：A.根据小阀座的结构计算流道高度与小阀芯行程的关系；
B.根据步骤A得到的数据计算出小阀座开启截面积和环形间隙面积，进一步计算小阀座流量与大阀芯环形间隙流量使小阀座的流出流量不小于大阀芯环形间隙的流入流量；
C.计算小阀芯所需密封力，根据实际密封系数得到小阀芯所需密封力与小阀座直径的关系，得到小阀芯最大推力；不考虑阀前工作压力带来的部分预紧力，即得到小阀芯所需要的最小推力与小阀座直径的关系；
D.根据大阀座直径、阀笼直径、阀前压力、阀后压力、阀腔压力来计算得到大阀芯所需的最大提升力；
E.根据大阀座直径、密封系数、阀前压力和阀后压力计算得到大阀芯所需的最大密封力；
F.根据大阀座直径、阀前压力、阀后压力和阀腔压力来计算得到大阀芯动态推力；
G.通过改变小阀座直径d1值，对比根据步骤C、D、E、F公式得到的数据，使得小阀芯密封力、大阀芯提升力、大阀芯密封力、大阀芯动态推力趋于接近，得到以执行器推力最小的阀座设计结构；
其中，先导平衡笼式调节阀设计方法包括以下步骤：A.测定并计算小阀芯行程与流道高度的关系，B.计算小阀座流量与大阀芯环形间隙流量，用步骤A得到的H1，小阀座的流出流量大于等于大阀芯环形间隙的流入流量，满足则
D.计算大阀芯所需的最大提升力，E.计算大阀芯所需的最大密封力，F.计算大阀芯动态推力，
G.通过改变小阀座直径d1值，使得F1M，FT，FDM，FDD趋于接近，从而达到执行器推力最小的目的,并按下列公式计算：F1M＝200d1
D1‑密封环直径，mm P1‑阀前压力，MPaAD2‑阀笼直径，mm P2‑阀后压力，MPaAD3‑大阀芯内腔直径，mm P3‑大阀芯内腔压力，MPaA3
d1‑小阀座直径，mm Q1‑小阀座流量，m/h3
ζ1‑小阀座流阻系数 Q2‑环形间隙流量，m/h3
A1‑小阀座开启截面积，mm A2‑环形间隙面积，mm步骤C中：P1‑阀前压力，MPaA
F21‑小阀芯阀前介质不平衡力，N P2‑阀后压力，MPaAF22‑小阀芯阀后介质不平衡力，N KM‑密封系数F1M‑小阀芯所需密封力，N KM＝25，泄漏等级IVF1ZG‑执行器关闭力，N KM＝80，泄漏等级VF1ZK‑执行器开启力，N KM＝170，泄漏等级VI步骤D中：d‑大阀座直径，mm P1‑阀前压力，MPaAD2‑阀笼直径，mm P2‑阀后压力，MPaAFT‑大阀芯提升力，N P3‑阀腔压力，MPaAF1‑阀腔介质施加于大阀芯密封环处力，NF2‑阀前介质施加于大阀芯密封环处力，NF3‑阀后介质施加于大阀芯阀座处力，NF4‑阀前介质施加于大阀芯阀座处力，N步骤E中：
d‑大阀座直径，mm P1‑阀前压力，MPaAD2‑阀笼直径，mm P2‑阀后压力，MPaAFJ‑大阀芯介质作用力，N FDM‑大阀芯密封力，NF01‑阀腔介质施加于大阀芯密封环处力，N KM‑密封系数F02‑阀前介质施加于大阀芯密封环处力，N KM＝25，泄漏等级IVF03‑阀后介质施加于大阀芯阀座处力，N KM＝80，泄漏等级VF04‑阀前介质施加于大阀芯阀座处力，N KM＝170，泄漏等VI步骤F中：
F11‑阀腔介质施加于大阀芯密封环处力，NP1‑阀前压力，MPaA
F12‑阀前介质施加于大阀芯密封环处力，NF13‑阀后介质施加于大阀芯阀座处力，N步骤G中：
2.根据权利要求1所述的一种先导平衡笼式调节阀设计方法，其特征在于，还包括根据d1、d、H0设计值及下列数据计算得到P3的值：
3.根据权利要求1所述的一种先导平衡笼式调节阀设计方法，其特征在于，阀门的结构为d0＝d1+2得出小阀芯行程：
4.根据权利要求1所述的一种先导平衡笼式调节阀设计方法，其特征在于，步骤C中，考虑到实际工况，选择P2＝0，KM＝200得到小阀芯所需要的最小推力
5.根据权利要求1所述的一种先导平衡笼式调节阀设计方法，其特征在于，不考虑阀前工作压力带来的部分预紧力，小阀芯需要的严密关断密封力按200d1考虑，小阀芯密封力总是比小阀芯提升力大，因此小阀芯需要的最大推力为F1M＝d1KM＝200d1。
6.根据权利要求1所述的一种先导平衡笼式调节阀设计方法，其特征在于，步骤D中，根据阀门结构设计数据，D2＝d+2简化得出大阀芯提升力：
一种先导平衡笼式调节阀设计方法
技术领域
[0001] 本发明涉及工业阀门设计领域，尤其涉及一种先导平衡笼式调节阀设计方法。
背景技术
[0002] 先导式笼式调节阀是一种改进型压力平衡式调节阀，与普通笼式调节阀相比，具有单独的压力平衡式先导阀芯，能实现小开度调节。该阀密封效果好，切断能力强，适用于控制各种高温的高压流体，可作放空切断阀使用。
[0003] 目前在石油、石化、电厂、制药、新能源、煤化工、精细化工等行业，高温、高压、高压差、大口径、严密关断工况应用越来越广泛。针对公称通径在DN80～DN1200、压力等级在CL150～CL2500、泄漏等级要求Ⅴ级或Ⅵ级乃至零泄漏等苛刻需求。不平衡单座调节阀虽不受高温限制、但要克服高压差产生的不平衡力以及提供阀座所需的密封力，平衡笼式调节阀不平衡力虽然较小、口径也可以超大、但高温工况密封却难以解决。先导平衡笼式调节阀是满足以上苛刻工况，性价比最高的控制阀。但由于其结构复杂、受工况约束较强，大阀芯、小阀芯具体的尺寸设计通用性差，限制了先导平衡笼式调节阀的广泛使用。因此需要一种先导平衡笼式调节阀内件计算设计方法，使其设计尺寸通用。
发明内容
[0004] 本发明针对现有技术中的先导平衡笼式调节阀尺寸设计通用性差缺点，提供设计一种先导平衡笼式调节阀内件计算设计方法，使尺寸通用。
[0005] 为了解决上述技术问题，本发明通过下述技术方案得以解决：
[0006] 一种先导平衡笼式调节阀设计方法，先导平衡笼式调节阀包括阀体、阀座、大阀芯、小阀芯、阀笼、弹簧、压板、阀杆、上阀盖以及密封环，包括以下步骤：
[0007] A.根据小阀座的结构计算流道高度与小阀芯行程的关系；
[0008] B.根据步骤A得到的数据计算出小阀座开启截面积和环形间隙面积，进一步计算小阀座流量与大阀芯环形间隙流量使小阀座的流出流量不小于大阀芯环形间隙的流入流量；
[0009] C.计算小阀芯所需密封力，根据实际密封系数得到小阀芯所需密封力与小阀座直径的关系，小阀芯最大推力；得到小阀芯最大推力；不考虑阀前工作压力带来的部分预紧力，即得到小阀芯所需要的最小推力与小阀座直径的关系；
[0010] D.根据大阀座直径、阀笼直径、阀前压力、阀后压力、阀腔压力来计算得到大阀芯所需的最大提升力；
[0011] E.根据大阀座直径、密封系数、阀前压力和阀后压力计算得到大阀芯所需的最大密封力；
[0012] F.根据大阀座直径、阀前压力、阀后压力和阀腔压力来计算得到大阀芯动态推力；
[0013] G.通过改变小阀座直径d1值，对比根据步骤C、D、E、F公式得到的数据，使得小阀芯密封力、大阀芯提升力、大阀芯密封力、大阀芯动态推力趋于接近，得到以执行器推力最小的阀座设计结构。
[0014] 作为优选，先导平衡笼式调节阀设计方法包括以下步骤：
[0015] A.测定并计算小阀芯行程与流道高度的关系，
[0016]
[0017] B.计算小阀座流量与大阀芯环形间隙流量，用步骤A得到的H1，
[0018]
[0019]
[0020]
[0021]
[0022]
[0023]
[0024]
[0025] 小阀座的流出流量大于等于大阀芯环形间隙的流入流量，满足
[0026] 则
[0027] C.计算小阀芯最小推力FIZK和密封力即最大推力F1M
[0028] 计算公式：
[0029]
[0030]
[0031] F1M＝d1KM
[0032] D.计算大阀芯所需的最大提升力，
[0033]
[0034]
[0035]
[0036] E.计算大阀芯所需的最大密封力，
[0037]
[0038]
[0039] F.计算大阀芯动态推力，
[0040]
[0041]
[0042]
[0043] G.通过改变小阀座直径d1值，使得F1M，FT，FDM，FDD趋于接近，从而达到执行器推力最小的目的,并按下列公式计算：
[0044] F1M＝200d1
[0045]
[0046]
[0047]
[0048] 其中参数代表的含义以及其单位为，
[0049] 步骤A中：
[0050] H0—小阀芯行程，mm；
[0051] H1—小阀芯流道高度，mm；
[0052] d0—小阀芯上盖直径，mm；
[0053] d3—小阀芯下端直径，mm；
[0054] d1—小阀座直径，mm；
[0055] 步骤B中：
[0056] D1‑密封环直径，mm P1‑阀前压力，MPaA[0057] D2‑阀笼直径，mm P2‑阀后压力，MPaA[0058] D3‑大阀芯内腔直径，mm P3‑大阀芯内腔压力，MPaA[0059] d1‑小阀座直径，mm Q1‑小阀座流量，m3/h[0060] ζ1‑小阀座流阻系数 Q2‑环形间隙流量，m3/h[0061] ζ2‑环形间隙流阻系数 ρ‑介质密度，kg/m3[0062] A1‑小阀座开启截面积，mm2 A2‑环形间隙面积，mm2[0063] 步骤C中：
[0064] P1‑阀前压力，MPaA
[0065] F21‑小阀芯阀前介质不平衡力，N P2‑阀后压力，MPaA[0066] F22‑小阀芯阀后介质不平衡力，N KM‑密封系数
[0067] F1M‑小阀芯所需密封力，N KM＝25，泄漏等级IV[0068] F1ZG‑执行器关闭力，N KM＝80，泄漏等级V
[0069] F1ZK‑执行器开启力，N KM＝170，泄漏等级VI[0070] 步骤D中：
[0071] d‑大阀座直径，mm P1‑阀前压力，MPaA
[0072] D2‑阀笼直径，mm P2‑阀后压力，MPaA
[0073] FT‑大阀芯提升力，N P3‑阀腔压力，MPaA
[0074] F1‑阀腔介质施加于大阀芯密封环处力，N
[0075] F2‑阀前介质施加于大阀芯密封环处力，N
[0076] F3‑阀后介质施加于大阀芯阀座处力，N
[0077] F4‑阀前介质施加于大阀芯阀座处力，N
[0078] 步骤E中：
[0079] d‑大阀座直径，mm P1‑阀前压力，MPaA
[0080] D2‑阀笼直径，mm P2‑阀后压力，MPaA
[0081] FJ‑大阀芯介质作用力，N FDM‑大阀芯密封力，N[0082] F01‑阀腔介质施加于大阀芯密封环处力，N KM‑密封系数
[0083] F02‑阀前介质施加于大阀芯密封环处力，N KM＝25，泄漏等级IV
[0084] F03‑阀后介质施加于大阀芯阀座处力，N KM＝80，泄漏等级V
[0085] F04‑阀前介质施加于大阀芯阀座处力，N KM＝170，泄漏等级VI[0086] 步骤F中：
[0087] D2‑阀笼直径，mm P1‑阀前压力，MPaA
[0088] FDD‑大阀芯动态推力，N P2‑阀后压力，MPaA
[0089] F11‑阀腔介质施加于大阀芯密封环处力，N
[0090] P3‑阀腔压力，MPaA
[0091] F12‑阀前介质施加于大阀芯密封环处力，N
[0092] F13‑阀后介质施加于大阀芯阀座处力，N
[0093] 步骤G中：
[0094] d1‑小阀座直径，mm
[0095] d‑阀座直径，mm
[0096] H0‑小阀芯行程，mm
[0097] F1M‑小阀芯密封力，N
[0098] P1‑阀前压力，MPaA
[0099] P2‑阀后压力，MPaA
[0100] P3‑阀腔压力，MPaA
[0101] A1‑小阀芯流通截面积，mm2A2‑大阀芯环形面积，mm2
[0102] FT‑大阀芯提升力，N
[0103] FDM‑大阀芯密封力，N
[0104] 作为优选，还包括根据d1、d、H0设计值及下列数据计算得到P3的值：
[0105] CL150 P1＝1.3、P2＝0.4
[0106] CL300 P1＝3.3、P2＝0.8
[0107] CL600 P1＝7.3、P2＝1.5
[0108] CL900 P1＝10.3、P2＝2.4
[0109] CL1500 P1＝16.3、P2＝3.8
[0110] CL2500 P1＝27.3、P2＝5.5
[0111] 作为优选，阀门的结构为
[0112] 得出小阀芯行程：d0＝d1+2
[0113]
[0114] 作为优选，步骤C中
[0115] 考虑到实际工况，选择P2＝0，KM＝200
[0116] 得到
[0117] 作为优选，不考虑阀前工作压力带来的部分预紧力，小阀芯需要的严密关断密封力按200d1考虑，小阀芯密封力总是比小阀芯提升力大，因此小阀芯需要的最小推力为[0118] F1M＝d1KM＝200d1。
[0119] 作为优选，步骤D中，
[0120] 根据阀门结构设计数据，D2＝d+2
[0121] 简化得出大阀芯提升力：
[0122]
[0123] 本发明由于采用了以上技术方案，具有显著的技术效果：
[0124] 本发明的结构可以实现高温工况密封，大阀芯、小阀芯具体的通用尺寸设计，使先导平衡笼式调节阀可以使用，与调节阀相比，在相同开度范围内，由于阀孔之间形成的流通面积的变化程度平缓，所以具有更高的调节精度，可以广泛应用于高温、高压、大口径工况，能够确保调节阀的泄漏等级达到Ⅴ级或Ⅵ级，实现严密调节关断的工艺要求。
附图说明
[0125] 图1为本发明的先导平衡笼式调节阀结构示意图；
[0126] 图2为本发明的小阀芯流通截面积计算示意图；
[0127] 图3为图2中Y的局部放大图；
[0128] 图4为本发明的小阀芯需要推力计算示意图，其为小阀芯关闭状态；
[0129] 图5为本发明的小阀芯密封力和推力比较趋势图；
[0130] 图6为本发明的大阀芯提升力计算示意图，其为小阀芯开启状态；
[0131] 图7为本发明的大阀芯密封力计算示意图，其为阀门关闭状态；
[0132] 图8为本发明的大阀芯动态推力计算示意图，其为大阀芯开启状态。
[0133] 其中，11—小阀芯，12—大阀芯、13—阀笼、14—阀座、15—阀体、16—弹簧、111—小阀座。
具体实施方式
[0134] 下面结合附图与实施例对本发明作进一步详细描述。
[0135] 实施例1
[0136] 一种先导平衡笼式调节阀设计方法，先导平衡笼式调节阀包括阀体15、阀座14、大阀芯12、小阀芯11、阀笼13、弹簧16、压板、阀杆、上阀盖以及密封环，其特征在于，包括以下步骤：
[0137] A.根据小阀座111的结构计算流道高度与小阀芯行程的关系；
[0138] B.根据步骤A得到的数据计算出小阀座111开启截面积和环形间隙面积，进一步计算小阀座111流量与大阀芯环形间隙流量使小阀座111的流出流量不小于大阀芯环形间隙的流入流量；
[0139] C.计算小阀芯所需密封力，根据实际密封系数得到小阀芯所需密封力与小阀座111直径的关系，得到小阀芯最大推力；不考虑阀前工作压力带来的部分预紧力，即得到小阀芯所需要的最小推力与小阀座111直径的关系；
[0140] D.根据大阀座直径、阀笼直径、阀前压力、阀后压力、阀腔压力来计算得到大阀芯所需的最大提升力；
[0141] E.根据大阀座直径、密封系数、阀前压力和阀后压力计算得到大阀芯所需的最大密封力；
[0142] F.根据大阀座直径、阀前压力、阀后压力和阀腔压力来计算得到大阀芯动态推力；
[0143] G.通过改变小阀座111直径d1值，对比根据步骤C、D、E、F公式得到的数据，使得小阀芯密封力、大阀芯提升力、大阀芯密封力、大阀芯动态推力趋于接近，得到以执行器推力最小的阀座设计结构。
[0144] 实施例2
[0145] 一种先导平衡笼式调节阀设计方法，先导平衡笼式调节阀包括阀体15、阀座14、大阀芯12、小阀芯11、阀笼13、弹簧16、压板、阀杆、上阀盖以及密封环，其特征在于，包括以下步骤：
[0146] A.小阀芯11行程与流道高度计算，见图2：小阀芯11行程与流道
[0147] 符号说明：
[0148] H0—小阀芯行程，mm H1—小阀芯流道高度，mm
[0149] d0—小阀芯上盖直径，mm d3—小阀芯下端直径，mm
[0150] d1—小阀座直径，mm
[0151] 计算公式：
[0152]
[0153] CE＝0.5tan50°
[0154] CB＝CE+AD AB＝H0‑0.5‑AD
[0155]
[0156] 简化计算：
[0157] 根据阀门结构设计：d0＝d1+2
[0158] 得出小阀芯11行程：
[0159]
[0160] B.小阀座111流量与大阀芯12环形流量计算D1‑密封环直径，mm
[0161] D2‑阀笼直径，mm
[0162] D3‑大阀芯内腔直径，mm
[0163] d1‑小阀座直径，mm
[0164] ζ1‑小阀座流阻系数
[0165] ζ2‑环形间隙流阻系数
[0166] A1‑小阀座开启截面积，mm2
[0167] P1‑阀前压力，MPaA
[0168] P2‑阀后压力，MPaA
[0169] P3‑大阀芯内腔压力，MPaA
[0170] Q1‑小阀座流量，m3/h
[0171] Q2‑环形间隙流量，m3/h
[0172] ρ‑介质密度，kg/m3A2‑环形间隙面积，mm2
[0173] 计算公式：
[0174]
[0175]
[0176]
[0177]
[0178]
[0179] 根据上述公式计算流量：
[0180]
[0181]
[0182] 简化计算：
[0183] 根据阀门结构设计：
[0184] d—阀座直径
[0185] D2＝d+2
[0186] D1＝D2‑0.5＝d+1.5
[0187] 得到：
[0188]
[0189] ζ2＝1.499
[0190] 根据： (范围：0.4～0.18)
[0191] 得到：ζ1＝0.455
[0192] 约束条件：小阀座111的流出流量要大于等于大阀芯12环形间隙的流入流量，也就是流入阀腔内的介质被迅速排到阀后，使得阀腔内压力不至于累计升高。只有这样才能尽可能保证阀前内压力P3接近阀后压力P2，进而保证提升大阀芯12的力处于较小值。
[0193] 流出流量Q1≥流入流量Q2
[0194]
[0195]
[0196] C.小阀芯11最小推力和最大推力计算：
[0197] d1‑小阀座直径，mm
[0198] F21‑小阀芯阀前介质不平衡力，N
[0199] F22‑小阀芯阀后介质不平衡力，N
[0200] F1M‑小阀芯所需密封力，N
[0201] F1ZG‑执行器关闭力，N
[0202] F1ZK‑执行器开启力，N
[0203] P1‑阀前压力，MPaA
[0204] P2‑阀后压力，MPaA
[0205] KM‑密封系数
[0206] KM＝25，泄漏等IV
[0207] KM＝80，泄漏等级V
[0208] KM＝170，泄漏等级VI
[0209] 阀门流向为上进下出，部分阀前压力用于小阀芯11密封，由于小阀芯11需要的严密关断密封力是固定的，随着阀前工作压力增大，所需的执行器推力越小。计算公式：
[0210]
[0211]
[0212] 根据图5，可以看出，小阀芯11密封力总是比小阀芯11提升力大，故而，小阀芯11需要的最大推力为小阀芯密封力：
[0213] F1M＝d1KM＝200d1
[0214] 因此，不考虑阀前工作压力带来的部分预紧力，小阀芯11需要的严密关断密封力按200d1考虑。考虑到实际工况，选择P2＝0，KM＝200小阀芯11需要的最小推力：
[0215]
[0216] D.大阀芯12所需的最大提升力计算：
[0217] d‑大阀座直径，mm
[0218] D2‑阀笼直径，mm
[0219] FT‑大阀芯提升力，N
[0220] P1‑阀前压力，MPaA
[0221] P2‑阀后压力，MPaA
[0222] P3‑阀腔压力，MPaA
[0223] F1‑阀腔介质施加于大阀芯密封环处力，N
[0224] F2‑阀前介质施加于大阀芯密封环处力，N
[0225] F3‑阀后介质施加于大阀芯阀座处力，N
[0226] F4‑阀前介质施加于大阀芯阀座处力，N
[0227] 计算公式：
[0228]
[0229]
[0230]
[0231] 简化计算：
[0232] 根据阀门结构设计数据，D2＝d+2
[0233] 简化得出大阀芯12提升力：
[0234]
[0235] d‑大阀座直径，mm P1‑阀前压力，MPaA[0236] D2‑阀笼直径，mm P2‑阀后压力，MPaA[0237] FJ‑大阀芯介质作用力，N FDM‑大阀芯密封力，N[0238] F01‑阀腔介质施加于大阀芯密封环处力，N KM‑密封系数
[0239] F02‑阀前介质施加于大阀芯密封环处力，N KM＝25，泄漏等级IV[0240] F03‑阀后介质施加于大阀芯阀座处力，N KM＝80，泄漏等级V[0241] F04‑阀前介质施加于大阀芯阀座处力，N KM＝170，泄漏等级VI[0242] E.大阀芯12所需的最大密封力计算：
[0243] 计算公式：
[0244]
[0245]
[0246]
[0247]
[0248]
[0249]
[0250]
[0251] F.大阀芯12动态推力计算：
[0252] D2‑阀笼直径，mm
[0253] FDD‑大阀芯动态推力，NF11‑阀腔介质施加于大阀芯密封环处力，N[0254] P1‑阀前压力，MPaA
[0255] P2‑阀后压力，MPaA
[0256] P3‑阀腔压力，MPaA
[0257] F12‑阀前介质施加于大阀芯密封环处力，N
[0258] F13‑阀后介质施加于大阀芯阀座处力，N
[0259] 计算公式：
[0260]
[0261]
[0262]
[0263]
[0264]
[0265] G、根据d1、d、H0设计值及下列数据计算P3：
[0266] d1‑小阀座直径，mm
[0267] d‑阀座直径，mm
[0268] H0‑小阀芯行程，mm
[0269] FDD‑大阀芯动态推力，N F1M‑小阀芯密封力，N
[0270] P1‑阀前压力，MPaA
[0271] P2‑阀后压力，MPaA
[0272] P3‑阀腔压力，MPaA
[0273] A1‑小阀芯流通截面积，mm2A2‑大阀芯环形面积，mm2
[0274] FT‑大阀芯提升力，N
[0275] FDM‑大阀芯密封力，N
[0276] FDD‑大阀芯动态推力，N
[0277] KM‑密封系数
[0278] KM＝25，泄漏等IV
[0279] KM＝80，泄漏等级V
[0280] KM＝170，泄漏等VI
[0281] CL150 P1＝1.3、P2＝0.4
[0282] CL300 P1＝3.3、P2＝0.8
[0283] CL600 P1＝7.3、P2＝1.5
[0284] CL900 P1＝10.3、P2＝2.4
[0285] CL1500 P1＝16.3、P2＝3.8
[0286] CL2500 P1＝27.3、P2＝5.5
[0287]
[0288] A2＝0.785d+1.3737
[0289]
[0290] 并按下列公式计算：F1M，FT，FDM，FDD
[0291] F1M＝200d1
[0292]
[0293]
[0294]
[0295] 通过改变小阀座111直径d1值，使得F1M，FT，FDM，FDD趋于接近，从而达到执行器推力最小的目的。
[0296] 总之，以上所述仅为本发明的较佳实施例，凡依本发明申请专利范围所作的均等变化与修饰，皆应属本发明专利的涵盖范围。
