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91视频看看簧色的设计计算的内容主要包括以下几个方面：根据已知的额定工作压力要求，合理选择阀的结构形式（绘制出阀的结构草图）；根据已知的额定流量以及其他静态性能指标要求，确定阀的主要结构尺寸（绘制出阀的零件图及工作总装配图）；再根据已知阀结构尺寸估计阀的静态性能好坏，必要时还要进行动态特性的计算机仿真，根据静、动态分析结果，对有关参数作必要的修改。

计算分为几何尺寸的确定和静态特性计算两部分。几何尺寸的确定主要包括主阀芯直径D和小直径D1,阻尼孔直径d0和长度L0,主阀阀口大开口量Smax,阀体槽宽B1和B2，主阀弹簧的装配长度L等。初步确定这些主要几何尺寸以后，就要根据设计要求进行静态特性计算。由于主阀弹簧刚度K1和预压缩量X1以及导阀弹簧刚度K2和预压缩量X2是与静态特性密切相关的，所以在静态特性计算中要涉及到这些量。静态设计计算包括下列内容：主阀芯小位移量Xmin和大位移量Xmax；主阀弹簧刚度K1和预压缩量X1；低调定压力Pmin和高调定压力Pmax时阻尼孔所造成的低压力降△Pmin和高压力降△Pmax的核算；进口压力为公称压力Ps，出口压力为低调定压力Psmin时进口油腔到主阀芯上端油腔的内泄漏量q，阻尼孔直径d0和长度L0的确定；

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4.2.1主要结构尺寸的初步确定[7]

（1）91视频看看簧色的进出口直径D0（单位为m）(2-9)

式子中：qs-阀的公称流量；

[Vs]-进出油口处油液的许用流速，一般取[Vs]=6m/s。

所以，取进出口直径D0=48mm

（2）主阀芯大直径D及中间小直径D1。适当增大主阀芯大直径D，可以提高阀的灵敏度，降低压力超调量；可以提高开启压力，保证阀的压力稳定。不过，D值过大时将会使阀的结构尺寸和阀芯质量加大、主阀上腔容积增加，导致动态过渡时间延长。

从强度考虑：D1≥D/2 (cm)

通过主阀芯与阀体间环形通道的流量公式为：，上式中流量Q以公称流量代入，环形通道中油液流速V≤6m/s，取d1=D/2,则：（2-48）

式子中：—公称流量（L/min）,

根据已知条件=500L/min,计算得出：D≥49.19mm 。     

所以，取D=50mm， D1=25mm

（3）尼小孔直径d0及长度L0,设计时一般根据经验选取：

d0=（0.08～0.12）×，    L0=（7～19）×d0         （2-50）

d0与L0的确定是十分重要的：如果d0太大或L0太短，则起不到阻尼作用，这不仅影响到出口压力的稳定性，而且还会使通过导阀的外泄漏量增大；反之，如果d0太小或者L0太长，则会影响91视频看看簧色的动态性能，例如会使出口压力超调量加大。所以，取d0=1.2mm   ,  L0=23mm

（4）主阀阀口大开口量Smax。

为使阀口的大开口量Smax时，油液流经阀口不产生扩散损失，应使开口面积max不大于主阀芯与主阀体间环形截面面积即 （2-51）

上式中，取D1=D/2，则 Smax≤0.187D=0.187×50=9.35mm

所以，取   Smax=10mm。

（5）阀体的槽宽腔B1和B2。

槽宽腔B1和B2可以根据结构的布置确定

（6）主阀芯与先导阀盖的间距L2

L2≥Smax （cm） （2-52）

式中Smax—主阀阀口大开口量（cm）。

（7）先导锥阀角2的选定。

适当减小先导阀锥角2，除了可以减小先导阀的液动力刚度、提高先导阀的稳定性外，还可以增大阀芯与阀座接触的支反力R，提高密封性能，以免在外界油压发生变化时，由于密封性能不良，导致先导阀振动，如图所示。但是先导阀锥角2也不易取得过小。因为锥角过小，一方面影响阀的溢流性能，另一方面导致支反力R过大。一般取2=40°，较新的91视频看看簧色可以取2=24°。 如图4-1

4.2.2 主阀弹簧的设计

主阀弹簧的作用是在主阀芯上升时作为复位力，并且主阀弹簧刚度较小，因此又称为弱性弹簧。减小主阀弹簧的刚度K1，有利于提高91视频看看簧色的压力稳定性，但是，K1值过小会使91视频看看簧色动态过渡时间延长，降低阀的动态性能。所以，合理的选择主阀弹簧的刚度K1很是重要。

根据已有的性能良好的91视频看看簧色资料统计[3]，主阀弹簧的预压紧力Pt可以按照以下范围来选取：对于工作压力为21～31.5Mpa的91视频看看簧色，额定流量小于250L/min时，主阀弹簧的预压紧力Pt=19.6～45N；额定流量q=250L/min～500L/min时，主阀弹簧的预压紧力Pt=58.8～78.4N；额定流量q>1000L/min时，主阀弹簧预压紧力Pt=196～294N。主阀弹簧的预压缩量Y按下列计算公式计算得：

Y=（2～5）×S                            (9-53)

式中的系数，在大流量时取大值，反之取小值。S—主阀开口量（cm）。

所以，取 Y=20mm。

91视频看看簧色经过阻尼孔后的压力损失经验为:2～3bar（即0.2～0.3Mpa）

根据计算公式得： (9-54)

式子中，Pmin=0.2Mpa，Pmax=0.3Mpa，r—阀芯低面槽的半径（cm），

Y—主阀弹簧的预压缩量(cm)，Smax—阀口大开口量（cm）。

计算得出:k1=3140N/m。

在主阀弹簧的刚度K1和预压缩量Y选定之后，计算出主阀弹簧的预压紧力Pt，有公式K1=Pt/Y得，Pt=62.8N。

Pt在额定流量q=250L/min～500L/min时，主阀弹簧的预压紧力Pt=58.8～78.4N范围内，所以符合要求。

现在已知条件：主阀弹簧的大载荷F=K1×（Smax+Y）=3140×(0.01+0.02)=94.2N，变量为30mm,计算出弹簧的主要尺寸。

根据工作要求确定弹簧的结构、材料和许用应力，要求中需滑阀动作灵敏、可靠；所以这种弹簧材料为碳素弹簧应该列为第Ⅰ组类

1. 首先初选弹簧的直径为d=2mm，
2. 选择弹簧的指数C，有表12-6[2]  李振清，彭荣济，崔国泰合编，《机械零件》，北京工业学院出版社.1987]，C=10 这里也考虑到了外径为20mm左右。
3. 计算弹簧丝的直径，有公式得：曲度系数

 =1.145    (12-3)

有表12-1[2]查得，弹簧材料在d=2mm时，碳素弹簧钢丝的拉伸强度极限=2000Mpa，查表12-3得，=0.4×2000=800Mpa。大工作载荷为F，其强度公式为：

再根据设计公式：

=1.86mm     (12-5)

式中—弹簧材料的许用扭转应力（Mpa）；

 F—轴向载荷（N）；

d —弹簧丝的直径（mm）；

 C—弹簧指数，又称为旋绕比，C=，为弹簧的中径；

 K—曲度系数，又称应力修正系数。

d<2mm，说明与初选值相符。

故采用d=2mm的弹簧丝。

1. 计算弹簧的工作圈数

有公式，G—弹簧材料的剪切弹性模量，对于钢G为80000Mpa，青铜G为40000Mpa；

=6.37，取为7圈                (12-2)所以，n=7；

1. 弹簧的稳定性校核

弹簧的自由高度与中径之比，称为高径比b,也称为细长比。

当高径比b值较大时，轴向载荷F如果超过一定的限度，就会使弹簧产生侧向弯曲而失稳，这在工作中是不允许的，故设计压缩弹簧时应该给予校核。

要使压簧不产生失稳现象，其高径比应该小于临界高径比即

b=/≤,的值视弹簧端部支承方式而定。端部支承为两端固定时=5.3，一端固定，一段可自由转动时=3.7，两端可自由转动时=2.6。

弹簧的节距 t， 由表12-4[1]查得:t=d+≥d+/n+0.1d=2+30÷7+0.2=6.49mm      (表12-4)

—相邻两圈间的间隙(mm)，

所以，取t=7mm.两端支承圈共为2.5圈，有表12-4查得弹簧的自由高度为：

= nt + 2d=7×7+2×2=53mm。                         (表12-4)

高径比:  b=/==2.65,  一端固定，一端可以自由转动，=3.7，故稳定。

1. 其他计算

极限载荷   有表12-3查得

=1.25×800=1000Mpa

则弹簧的极限载荷为：  =127.12N

小工作载荷取为：=0.4F=0.4×94.2=37.68N

极限载荷下的变形量：=40.4mm

极限载荷下的弹簧高度：=53-40.4=12.6mm。

大工作载荷下的弹簧高度：=53-30=23mm。

小工作载荷下的弹簧高度：=53-10=43mm。

弹簧的中径、外径D、内径为：

=Cd=10×2=20mm  ,D=+d=22mm  , =-d=18mm

总圈数：=n+2.5=7+2.5=9.5

弹簧螺旋线升角：=6.6°

弹簧的展开长度L为：L==596.75≈597mm。

1. 画工作图

弹簧的端部结构对弹簧的正常工作起着很重要的作用。比较重要的压簧的两端各有3/4～1圈的并紧支承圈，端面经磨平并与弹簧的轴线垂直。图4-2

技术要求：1.总圈数：=9.5     2.工作圈数：n=7   3.旋向  右旋

4.展开长度L=597mm，     5.制造技术条件按GB1239-76。

4.2.3先导阀弹簧的设计计算

1）首先初选弹簧的直径为d=3mm，根据工作要求确定弹簧的结构、材料和许用应力，这种弹簧也选用碳素弹簧钢丝，但应该列为第Ⅱ组类。当压力为35Mpa时，压力损失（0.2Mpa～0.3Mpa），先导阀的大载荷Fmax=34.8×=437N。

2）选择弹簧的指数C，有表12-6[2

3）计算弹簧丝的直径，有公式得：曲度系数

=1.40         (12-3)

有表12-1[2]查得，弹簧材料在d=3mm时，碳素弹簧钢丝的拉伸强度极限=1700Mpa，查表12-3得，=0.4×1700=720Mpa。大工作载荷为F，其强度公式为：

再根据设计公式：

=2.94mm      (12-5)

式中—弹簧材料的许用扭转应力（Mpa）；

 F—轴向载荷（N）；

d —弹簧丝的直径（mm）；

 C—弹簧指数，又称为旋绕比，C=，为弹簧的中径；

 K—曲度系数，又称应力修正系数。

d<3mm，说明与初选值相符。

故采用d=3mm的弹簧丝。

4）计算弹簧的工作圈数

有公式，G—弹簧材料的剪切弹性模量，对于钢G为80000Mpa，青铜G为40000Mpa；

=10.7，取为11圈               (12-2)

所以，n=7；

5）弹簧的稳定性校核

节距   由表12-4[1]查得:t=d+≥d+/n+0.1d=3+10÷11+0.3=4.2mm

—相邻两圈间的间隙(mm)，

所以，取t=5mm.两端支承圈共为2.5圈，有表12-4查得弹簧的自由高度为：

= nt + 2d=5×11+2×3=61mm。                      (表12-4)

高径比:  b=/==5.08,  一端固定，一端可以自由转动，=5.3，故稳定。

6）其他计算

极限载荷   有表12-3查得

=1.25×720=900Mpa

则弹簧的极限载荷为：  =567.72N

小工作载荷取为：=0N

弹簧的刚度计算,有式子得：=42.61N/mm。    （12-7）

极限载荷下的变形量：=13.32mm

小工作载荷的变形量为0。

极限载荷下的弹簧高度：=61-13.32=47.68mm。

大工作载荷下的弹簧高度：=61-10=51mm。

小工作载荷下的弹簧高度：

弹簧的中径、外径D、内径为：

=Cd=4×3=12mm  ,D=+d=15mm  , =-d=9mm

总圈数：=n+2.5=11+2.5=13.5

弹簧螺旋线升角：=7.56°≈7.6°  （表12-4）

弹簧的展开长度L为：L==513.189≈513.2mm。

7）画工作图

弹簧的端部结构对弹簧的正常工作起着很重要的作用。比较重要的压簧的两端各有3/4～1圈的并紧支承圈，端面经磨平并与弹簧的轴线垂直。图4-3

技术要求：1.总圈数：=13.5     2.工作圈数：n=11   3.旋向  右旋4.展开长度L=513.2mm，     5.制造技术条件按GB1239-76。与本产品相关论文：200X先导隔膜式水用91视频看看簧色安装要求