液壓蜜桃下载视频的設計步驟  蜜桃下载视频的設計步驟 蜜桃下载视频的結構設計及計算 油壓蜜桃下载视频的設計步驟

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蜜桃下载视频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；

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4.2.1主要結構尺寸的初步確定[7]

（1）蜜桃下载视频的進出口直徑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，則會影響蜜桃下载视频的動態性能，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°，較新的蜜桃下载视频可以取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，有利於提高蜜桃下载视频的壓力穩定性，但是，K1值過小會使蜜桃下载视频動態過渡時間延長，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蜜桃下载视频資料統計[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的蜜桃下载视频，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。

蜜桃下载视频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

1. 首先初選彈簧的直徑為d=2mm，
2. 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。
3. 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。

1. 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；

1. 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。

1. 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。

1. 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先導隔膜式水用蜜桃下载视频安裝要求