液壓99精品欧美一区二区蜜桃免费的設計步驟 99精品欧美一区二区蜜桃免费的設計步驟 99精品欧美一区二区蜜桃免费的結構設計及計算 油壓99精品欧美一区二区蜜桃免费的設計步驟 之前介紹組合式99精品欧美一区二区蜜桃免费在國華惠州熱電應用，現在介紹液壓99精品欧美一区二区蜜桃免费的設計步驟99精品欧美一区二区蜜桃免费的設計內容 99精品欧美一区二区蜜桃免费的設計計算的內容主要包括以下幾個方麵：根據已知的額定工作壓力要求，合理選擇閥的結構形式（繪製出閥的結構草圖）；根據已知的額定流量以及其他靜態性能指標要求，確定閥的主要結構尺寸（繪製出閥的零件圖及工作總裝配圖）；再根據已知閥結構尺寸估計閥的靜態性能好壞，必要時還要進行動態特性的計算機仿真，根據靜、動態分析結果，對有關參數作必要的修改。 計算分為幾何尺寸的確定和靜態特性計算兩部分。幾何尺寸的確定主要包括主閥芯直徑D和小直徑D1,阻尼孔直徑d0和長度L0,主閥閥口大開口量Smax,閥體槽寬B1和B2，主閥彈簧的裝配長度L等。初步確定這些主要幾何尺寸以後，就要根據設計要求進行靜態特性計算。由於主閥彈簧剛度K1和預壓縮量X1以及導閥彈簧剛度K2和預壓縮量X2是與靜態特性密切相關的，所以在靜態特性計算中要涉及到這些量。靜態設計計算包括下列內容：主閥芯小位移量Xmin和大位移量Xmax；主閥彈簧剛度K1和預壓縮量X1；低調定壓力Pmin和高調定壓力Pmax時阻尼孔所造成的低壓力降△Pmin和高壓力降△Pmax的核算；進口壓力為公稱壓力Ps，出口壓力為低調定壓力Psmin時進口油腔到主閥芯上端油腔的內泄漏量q，阻尼孔直徑d0和長度L0的確定； 
4.2.1主要結構尺寸的初步確定[7]（1）99精品欧美一区二区蜜桃免费的進出口直徑D0（單位為m）(2-9) 式子中：qs-閥的公稱流量； [Vs]-進出油口處油液的許用流速，一般取[Vs]=6m/s。 所以，取進出口直徑D0=48mm （2）主閥芯大直徑D及中間小直徑D1。適當增大主閥芯大直徑D，可以提高閥的靈敏度，降低壓力超調量；可以提高開啟壓力，保證閥的壓力穩定。不過，D值過大時將會使閥的結構尺寸和閥芯質量加大、主閥上腔容積增加，導致動態過渡時間延長。 從強度考慮：D1≥D/2 (cm) 通過主閥芯與閥體間環形通道的流量公式為： ，上式中流量Q以公稱流量代入，環形通道中油液流速V≤6m/s，取d1=D/2,則：（2-48） 式子中：—公稱流量（L/min）, 根據已知條件=500L/min,計算得出：D≥49.19mm 。 所以，取D=50mm， D1=25mm （3）尼小孔直徑d0及長度L0,設計時一般根據經驗選取： d0=（0.08～0.12）× ， L0=（7～19）×d0 （2-50） d0與L0的確定是十分重要的：如果d0太大或L0太短，則起不到阻尼作用，這不僅影響到出口壓力的穩定性，而且還會使通過導閥的外泄漏量增大；反之，如果d0太小或者L0太長，則會影響99精品欧美一区二区蜜桃免费的動態性能，例如會使出口壓力超調量加大。所以，取d0=1.2mm , L0=23mm （4）主閥閥口大開口量Smax。 為使閥口的大開口量Smax時，油液流經閥口不產生擴散損失，應使開口麵積 max不大於主閥芯與主閥體間環形截麵麵積 即 （2-51） 上式中，取D1=D/2，則 Smax≤0.187D=0.187×50=9.35mm 所以，取 Smax=10mm。 （5）閥體的槽寬腔B1和B2。 槽寬腔B1和B2可以根據結構的布置確定 （6）主閥芯與先導閥蓋的間距L2 L2≥Smax （cm） （2-52） 式中Smax—主閥閥口大開口量（cm）。 （7）先導錐閥角2 的選定。 適當減小先導閥錐角2，除了可以減小先導閥的液動力剛度、提高先導閥的穩定性外，還可以增大閥芯與閥座接觸的支反力R，提高密封性能，以免在外界油壓發生變化時，由於密封性能不良，導致先導閥振動，如圖所示。但是先導閥錐角2也不易取得過小。因為錐角過小，一方麵影響閥的溢流性能，另一方麵導致支反力R過大。一般取2=40°，較新的99精品欧美一区二区蜜桃免费可以取2=24°。 如圖4-1 
4.2.2 主閥彈簧的設計主閥彈簧的作用是在主閥芯上升時作為複位力，並且主閥彈簧剛度較小，因此又稱為弱性彈簧。減小主閥彈簧的剛度K1，有利於提高99精品欧美一区二区蜜桃免费的壓力穩定性，但是，K1值過小會使99精品欧美一区二区蜜桃免费動態過渡時間延長，降低閥的動態性能。所以，合理的選擇主閥彈簧的剛度K1很是重要。 根據已有的性能良好的99精品欧美一区二区蜜桃免费資料統計[3]，主閥彈簧的預壓緊力Pt可以按照以下範圍來選取：對於工作壓力為21～31.5Mpa的99精品欧美一区二区蜜桃免费，額定流量小於250L/min時，主閥彈簧的預壓緊力Pt=19.6～45N；額定流量q=250L/min～500L/min時，主閥彈簧的預壓緊力Pt=58.8～78.4N；額定流量q>1000L/min時，主閥彈簧預壓緊力Pt=196～294N。主閥彈簧的預壓縮量Y按下列計算公式計算得： Y=（2～5）×S (9-53) 式中的係數，在大流量時取大值，反之取小值。S—主閥開口量（cm）。 所以，取 Y=20mm。 99精品欧美一区二区蜜桃免费經過阻尼孔後的壓力損失經驗為:2～3bar（即0.2～0.3Mpa） 根據計算公式得： (9-54) 式子中，Pmin=0.2Mpa，Pmax=0.3Mpa，r—閥芯低麵槽的半徑（cm）， Y—主閥彈簧的預壓縮量(cm)，Smax—閥口大開口量（cm）。 計算得出:k1=3140N/m。 在主閥彈簧的剛度K1和預壓縮量Y選定之後，計算出主閥彈簧的預壓緊力Pt，有公式K1=Pt/Y得，Pt=62.8N。 Pt在額定流量q=250L/min～500L/min時，主閥彈簧的預壓緊力Pt=58.8～78.4N範圍內，所以符合要求。 現在已知條件：主閥彈簧的大載荷F=K1×（Smax+Y）=3140×(0.01+0.02)=94.2N，變量 為30mm,計算出彈簧的主要尺寸。 根據工作要求確定彈簧的結構、材料和許用應力，要求中需滑閥動作靈敏、可靠；所以這種彈簧材料為碳素彈簧應該列為第Ⅰ組類 - 首先初選彈簧的直徑為d=2mm，
- 選擇彈簧的指數C，有表12-6[2] 李振清，彭榮濟，崔國泰合編，《機械零件》，北京工業學院出版社.1987]，C=10 這裏也考慮到了外徑為20mm左右。
- 計算彈簧絲的直徑，有公式得：曲度係數
 =1.145 (12-3)
有表12-1[2]查得，彈簧材料在d=2mm時，碳素彈簧鋼絲的拉伸強度極限 =2000Mpa，查表12-3得， =0.4×2000=800Mpa。大工作載荷為F，其強度公式為： 
再根據設計公式：  =1.86mm (12-5)
式中 —彈簧材料的許用扭轉應力（Mpa）； F—軸向載荷（N）； d —彈簧絲的直徑（mm）； C—彈簧指數，又稱為旋繞比，C= ， 為彈簧的中徑； K—曲度係數，又稱應力修正係數。 d<2mm，說明與初選值相符。 故采用d=2mm的彈簧絲。 
- 計算彈簧的工作圈數
有公式 ，G—彈簧材料的剪切彈性模量，對於鋼G為80000Mpa，青銅G為40000Mpa；  =6.37，取為7圈 (12-2)所以，n=7；
- 彈簧的穩定性校核
彈簧的自由高度 與中徑之比，稱為高徑比b,也稱為細長比。 當高徑比b值較大時，軸向載荷F如果超過一定的限度，就會使彈簧產生側向彎曲而失穩，這在工作中是不允許的，故設計壓縮彈簧時應該給予校核。 要使壓簧不產生失穩現象，其高徑比應該小於臨界高徑比 即 b=/≤,的值視彈簧端部支承方式而定。端部支承為兩端固定時=5.3，一端固定，一段可自由轉動時=3.7，兩端可自由轉動時=2.6。 彈簧的節距 t， 由表12-4[1]查得:t=d+ ≥d+/n+0.1d=2+30÷7+0.2=6.49mm (表12-4) —相鄰兩圈間的間隙(mm)， 所以，取t=7mm.兩端支承圈共為2.5圈，有表12-4查得彈簧的自由高度為： = nt + 2d=7×7+2×2=53mm。 (表12-4) 高徑比: b=/= =2.65, 一端固定，一端可以自由轉動，=3.7，故穩定。 
- 其他計算
極限載荷 有表12-3查得  =1.25×800=1000Mpa
則彈簧的極限載荷 為：  =127.12N 小工作載荷取為： =0.4F=0.4×94.2=37.68N 極限載荷下的變形量： =40.4mm 極限載荷下的彈簧高度： =53-40.4=12.6mm。 大工作載荷下的彈簧高度： =53-30=23mm。 小工作載荷下的彈簧高度： =53-10=43mm。 彈簧的中徑、外徑D、內徑 為： =Cd=10×2=20mm ,D=+d=22mm , =-d=18mm 總圈數： =n+2.5=7+2.5=9.5 彈簧螺旋線升角： =6.6° 彈簧的展開長度L為：L= =596.75≈597mm。 
- 畫工作圖
彈簧的端部結構對彈簧的正常工作起著很重要的作用。比較重要的壓簧的兩端各有3/4～1 圈的並緊支承圈，端麵經磨平並與彈簧的軸線垂直。圖4-2 技術要求：1.總圈數：=9.5 2.工作圈數：n=7 3.旋向 右旋 4.展開長度L=597mm， 5.製造技術條件按GB1239-76。 4.2.3先導閥彈簧的設計計算1）首先初選彈簧的直徑為d=3mm，根據工作要求確定彈簧的結構、材料和許用應力，這種彈簧也選用碳素彈簧鋼絲，但應該列為第Ⅱ組類。當壓力為35Mpa時，壓力損失（0.2Mpa～0.3Mpa），先導閥的大載荷Fmax=34.8× =437N。 2）選擇彈簧的指數C，有表12-6[2 3）計算彈簧絲的直徑，有公式得：曲度係數  =1.40 (12-3)
有表12-1[2]查得，彈簧材料在d=3mm時，碳素彈簧鋼絲的拉伸強度極限=1700Mpa，查表12-3得，=0.4×1700=720Mpa。大工作載荷為F，其強度公式為： 
再根據設計公式：  =2.94mm (12-5)
式中—彈簧材料的許用扭轉應力（Mpa）； F—軸向載荷（N）； d —彈簧絲的直徑（mm）； C—彈簧指數，又稱為旋繞比，C=，為彈簧的中徑； K—曲度係數，又稱應力修正係數。 d<3mm，說明與初選值相符。 故采用d=3mm的彈簧絲。 4）計算彈簧的工作圈數 有公式，G—彈簧材料的剪切彈性模量，對於鋼G為80000Mpa，青銅G為40000Mpa；  =10.7，取為11圈 (12-2)
所以，n=7； 5）彈簧的穩定性校核 節距 由表12-4[1]查得:t=d+≥d+/n+0.1d=3+10÷11+0.3=4.2mm —相鄰兩圈間的間隙(mm)， 所以，取t=5mm.兩端支承圈共為2.5圈，有表12-4查得彈簧的自由高度為： = nt + 2d=5×11+2×3=61mm。 (表12-4) 高徑比: b=/= =5.08, 一端固定，一端可以自由轉動，=5.3，故穩定。 6）其他計算 極限載荷 有表12-3查得 =1.25×720=900Mpa 則彈簧的極限載荷為：  =567.72N 小工作載荷取為：=0N 彈簧的剛度計算,有式子得： =42.61N/mm。 （12-7） 極限載荷下的變形量： =13.32mm 小工作載荷的變形量為0。 極限載荷下的彈簧高度：=61-13.32=47.68mm。 大工作載荷下的彈簧高度：=61-10=51mm。 小工作載荷下的彈簧高度： 彈簧的中徑、外徑D、內徑為： =Cd=4×3=12mm ,D=+d=15mm , =-d=9mm 總圈數：=n+2.5=11+2.5=13.5 彈簧螺旋線升角： =7.56°≈7.6° （表12-4） 彈簧的展開長度L為：L= =513.189≈513.2mm。 7）畫工作圖 彈簧的端部結構對彈簧的正常工作起著很重要的作用。比較重要的壓簧的兩端各有3/4～1圈的並緊支承圈，端麵經磨平並與彈簧的軸線垂直。圖4-3 
技術要求：1.總圈數：=13.5 2.工作圈數：n=11 3.旋向 右旋4.展開長度L=513.2mm， 5.製造技術條件按GB1239-76。與本產品相關論文：200X先導隔膜式水用99精品欧美一区二区蜜桃免费安裝要求 |
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