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机械毕业设计全套
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JX02-088@大流量安全阀毕业设计,机械毕业设计全套
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（页面底端居右） 1 目录 前言（或引言） . 3 1安全阀 . 4 1.1 安全阀的基本特征 . 4 1.1.1 安全阀的定义 . 4 1.2 安全阀的工作原理及分类 . 4 1.2.1 安全阀的工作原理 . 4 1.2.2 安全阀分类及结构 . 5 1.3 安全阀的优缺点 . 6 1.3.1 安全阀的特点 . 6 1.3.2 柱塞 式安全阀 . 7 1.3.3 平面式安全阀 . 7 2.安全阀的设计 . 8 2.1 安全阀的结构设计 . 8 2.2 参数计算 . 8 2.2.1 安全阀的的关闭压力，开启压力和排放压力 . 8 2.2.2 卡套尺寸 . 8 2.2.3 压力损失 . 10 2.2.4 弹簧的选择 . 11 2.2.5 阀芯的设计 . 16 2.2.6 密封的设计 . 17 2.2.7 螺纹的设计 . 20 2.2.8 阻尼器的设计 . 23 3.安全阀的建模 . 29 3.1 安全阀的数学模型 . 29 3.2 流过阻尼孔的流量方程 . 31 3.3 流过小阻尼孔的流量方程线 . 31 3.4.阀腔及柱腔的流量连续方程 . 31 3.5.立柱活塞的受力平衡方程 . 32 4.安全阀的仿真 . 33 4.1 仿真的概念 . 33 4.2 计算机仿真 . 33 4.3 仿真的作用 . 33 4.4 仿真算法 . 34 4.5 计算机仿真的一般过程 . 34 4.6 Simulink 简介 . 35 4.7 安全阀的 Simulink 仿真 . 36 nts （页面底端居右） 2 5 结论 . 40 附录 A （左顶格，黑体二号、西文 A 等为 Times New Roman） . 43 nts （页面底端居右） 3 前言（或引言） 在地下煤炭的综合机械化开采中，常常由于顶板冲击使液压支架遭受破坏。尤其是在坚硬难冒顶板条件下，除了采取提高支架强度，顶板注水软化和强制放顶等措施外，更为有效的办法是将液压支架设计成抗冲击型的，液压支架的抗冲击性能主要取决于立柱的抗冲击性能，对其进行特殊设计，并在其上面配置大流量安全阀，蓄能器以及其它一些元件，构成液压支架的抗冲击保护装置，其系统原理如图所示。 图 1 抗冲击保护装置系统原理 Fig.1 shock resistance protecting device system principle 有关液压支架抗冲击保护装置的研究，早在七十年代，国外象原西德和捷克等国都已取得许多成果，并已获得多项专利权。而我国只是近几年才开始研究，尽管在实际应用中也已取得许多问题，有待进一步加以解决。本文将对抗冲击保护装置的大流量安全阀进行设计。 nts （页面底端居右） 4 在顶板塌落的条件下 ,液压支架往往受到冲击载荷的作用 ,液压支架必须具有与这种顶板相适应的工作阻力特性 ,这要求支架除了具有必要的高强度和高工作阻力外 ,还特别需要具有承受冲击载荷和快速卸载让压的动态性能。在这类顶板条件下的液压支架上配置以大流量 安全阀为核心的抗冲击保护装置 ,是有效抑制顶板冲击对支架的破坏 ,提高煤炭生产安全可靠程度的有效途径。大流量安全阀工作状态表现为瞬变过程 ,其特点是反映灵敏、流量大。当出现冲击载荷时 ,大流量安全阀可以在几毫秒内开启并排走相当大的流量 ,把冲击载荷迅速降到支架可以承受的范围内 ,在冲击载荷过后 ,能够立即关闭 ,以限制降柱。因此大流量安全阀的动态性能是能否实现有效冲击过载保护的关键所在。 在设计抗冲击保护装置时应注意几个问题： 1. 立柱应采用活柱充液式结构 ； 2. 在立柱内靠近冲击源处应设置大流量安全阀 ； 3. 普通安全阀应避免采用集中控 制方式； 4. 大流量安全阀与普通安全阀之间应闭锁 5. 在活柱内装设蓄能器 液压支架抗冲击保护装置从结构上看似简单，但其工作条件极其复杂和特殊 ，要想设计出适应各种条件，性能优良的装置十分困难，因此它不是简单的静态设计所能解决的，而需要整个装置连同相关部分作为一个整体系统，对其进行动态设计。 以下是对大流量安全阀的设计： 1 安全阀 本章重点在于对大流量安全阀的基本特征进行分析，研究不同类型各自的特点，进一步研究安全阀工作机理，最后分析各种安全阀的优缺点。 1.1 安全阀的基本特征 1.1.1 安全阀 的定义 安全阀 (safety valve)：安全阀类的作用是防止管路或装置中的介质压力超过规定数值，从而达到安全保护的目的。 安全阀是一种安全保护用阀，它的启闭件受外力作用下处于常闭状态，当设备或管道内的介质压力升高，超过规定值时自动开启，通过向系统外排放介质来防止管道或设备内介质压力超过规定数值。安全阀属于自动阀类，主要用于锅炉、压力容器和管道上，控制压力不超过规定值，对人身安全和设备运行起重要保护作用。 1.2 安全阀的工作原理及分类 1.2.1 安全阀的工作原理 nts （页面底端居右） 5 安全阀从开始开启到排放以及从全开又回到关闭的整个过程 中 ,随阀瓣开启高度的变化 ,弹簧载荷的大小亦在不断变化 ,也就是说 ,弹簧载荷力是随阀瓣开启高度的变化而变化。根据阀瓣所承受载荷力的变化 ,安全阀的整个动作过程可以分为四个阶段来描述。 (1)密封状态 安全阀在正常工作情况下 ,阀瓣上所承受的弹簧力等于或大于介质力与密封力之和。即 Q2 Q1+Q3,Q1为介质力 ,Q2为弹簧力 ,Q3为密封力 ,见图 1所示。图 1 弹簧式安全阀受力示意图当弹簧力与介质力之差等于或大于阀瓣与阀座密封面之间的密封力时 ,这个力在密封面上所产生的比压力 ,保证了阀门的密封性 ,因而此时的安全阀处于密封状态 。 (2)泄漏状态 当被保护系统中介质压力因某种原因升高而达到某一数值时 ,使弹簧力与介质力之差小于密封力。即 Q2-Q1Q2 时 ,安全阀的阀瓣开始上升并达到某一可测的高度 ;介质开始呈连续的气流排出 ;此时阀的状态称为开启 ;阀前压力称为开启压力。当介质压力进一步增大到某一数值时 ,阀瓣完全打开 ,并达到额定 的开启高度 ,这时阀的状态称为排放 ;阀前压力称为排放压力。 (4)回座状态 随着安全阀的排放 ,系统内多余的介质被排出 ,介质压力开始逐渐下降 ,介质力也随之减小。当弹簧力与介质力之差大于密封力即 Q2-Q1Q3并达到某一规定值时 ,阀瓣在弹簧力推动下 ,自动关闭 ,介质停止排出。这时的状态称回座 ;阀前压力称为回座压力。随后 ,被保护系统又恢复正常工作压力 ,安全阀亦恢复到第一阶段的密封状态。 1.2.2 安全阀分类及结构 安全阀分类有以下三种 : (1)按工作原理分类 (a)直接作用式 ,是直接用机械载荷如重锤 ， 杠杆加重锤或弹簧 来克服由阀瓣下介质压力所产生作用力的安全阀 。这种安全阀具有反应敏捷、结构简单、紧凑等优点。重锤式安全阀施加载荷力的重锤直接作用在阀瓣上。当介质力小于重锤力时 ,阀为关闭状态 ,当介质力大于重锤力时 ,阀呈开启状态 ,当介质力与重锤力平衡时 ,阀保持原状态。其特点是结构简单 ,制造方便 ,但对振动较敏感 ,不适用于运动系统 ,而且其载荷力不随开启高度而变化 ,因此nts （页面底端居右） 6 回座性能差。 (b)带动力辅助装置式 ,该安全阀借助一个动力辅助装置 ,可以在低于正常的开启压力下开启。 (c)间接作用式 ,又称先导式 ,即依靠从导阀排出介质来驱动或控制的安 全阀 ,见图 9。这种安全阀通常是由主阀与辅助装置组成 ,当系统超压时 ,先是辅助装置动作 ,而主安全阀则是在辅助装置所排出的介质力作用下而开启。其特点是主阀口径的大小不受弹簧加工的限制 ,而且又可依靠介质自身压力达到密封效果做成“自密封型” ,故具有良好的密封性。但工作可靠性不如直接作用式 ,并有动作延迟现象以及结构复杂 ,加工成本高 ,安装尺寸大等缺点 ,因此 ,大都使用于高压流量或有变动背压等场合。 (2)按阀瓣开启高度分类 (a)全启式。这种安全阀其阀瓣开启高度等于或大于阀座喉部直径的 ,具有动作敏捷、排放量大等特点 ,因 此被广泛应用于气体介质的系统上。 (b)微启式。这种安全阀其阀瓣开启高度为阀座喉部直径的 1/20 1/40,在开启与回座过程中阀瓣无突跳和突关动作 ,系统中的压力不会由此而引起剧烈的波动 ,因而适用于液体介质的系统中。 (3)按结构不同分类 (a)封闭弹簧式安全阀 ,。一般易燃易爆或有毒介质应选用封闭式 ,而蒸汽或惰性气体等可选用不封闭式。 (b)带扳手安全阀。扳手的作用主要是检查阀瓣的灵活程度 ,有时也可用作紧急泄压用。 (c)带散热片的安全阀。这种安全阀在其阀体和弹簧盖之间设置若干散热片 ,有的结构还设有使弹簧腔与 高温介质隔离的特制轴套 ,可以防止介质直接冲刷弹簧 ,并降低弹簧腔室的温度 ,以防止因弹簧温升过高而影响阀门的动作与密封性能 ,介质温度大于 300时应选用带散热片的安全阀。 (d)波纹管安全阀。这种安全阀的结构特点是在阀瓣与中法兰挡板之间焊有金属波纹管。其主要作用有二种 ,一是用于平衡附加背压对阀门开启压力的影响 ,二是可使用在腐蚀性介质场合。波纹管的内外腔室是处于密封隔离状态 ,其外腔室与排放介质相通 ,而内腔室则与弹簧相通。因而 ,当安全阀排放时 ,能有效地防止腐蚀性介质冲刷弹簧与外溢。 1.3 安全阀的优缺点 1.3.1 安全阀的特点 安全阀是受压设备或管路上作为超压保护的装置 ,当系统压力升高到超过允许值时 ,阀nts （页面底端居右） 7 门开启 ,全量排放泄压 ,以防止压力继续升高 ,当压力降低到规定值时 ,阀门及时关闭 ,从而保护系统的安全运行。所以安全阀的选型及计算是否正确直接关系到设备乃至人身的安全。 1.3.2 柱塞式安全阀 液压支架中超过额定压力的液体，推动柱塞移动，柱塞的溢流孔通过“ O”形圈以后，超高压的液体从孔中喷出卸压，卸到额定压力时，弹簧将柱塞推回原位。 缺点： 1.“ O”形圈易被煤粒拉伤，导致密封渗漏，抗煤粒性差，寿命低。 2.阀的开，闭灵敏度 差 3.要求精度高，加工困难，检修困难 1.3.3 平面式安全阀 液压支架中超过额定压力的液体，推动密封件与导向体移动，因此密封件的表面与阀座的密封面离开，超高压的液体从离缝中喷出卸压， 卸到额定压力时，弹簧将密封件与导向体推回原位。 而且具有以下缺点： 1.扯断强度低，不耐冲刷 2.属于单级密封，阀的起落高度不能开大，开大后密封被冲刷变形或被冲走 。 nts （页面底端居右） 8 2.安全阀的设计 本章将在前一章研究安全阀的基础上，进行安全阀的结构设计及参数计算。 2.1 安全阀的结构设计 图 2.1 阀的开 启状态 Fig.2.1 The valve opening state 1.阀结构主要由卡套，阀芯，挡环，弹簧，阀壳，阀套，调压杆组成； 2.阀芯采用差动式结构 ，可承受更大的开启压力； 3.阀芯与调压杆形成阻尼结构，可减小自振频率，有效的吸收冲击能量； 2.2 参数计算 2.2.1 安全阀的的关闭压力，开启压力和排放压力 管路工作压力 (P)： 32MPa 关闭压力 (-0.3-0.1P):22.428.8MPa 开启压力 (+0.1+0.3P):35.242.6MPa 排放压力 (+0.25P):40MPa 2.2.2 卡套尺寸 nts （页面底端居右） 9 图 2.2 卡套结构 Fig.2.2 Card cover structure 采用标准系列，设计给定流通直径 d0=20mm，流道面积 A=314mm（ 图 2.2） 则公称通径 DN=25mm; M为 M42 2(mm); d的基本尺寸为 0.40.334 mm; d1为 37mm; d2为 39mm; h的基本尺寸为 0.5012 mm; b为 5mm; C为 2mm; nts （页面底端居右） 10 2.2.3 压力损失 图 2.3 Fig.2.3 图 2.4 Fig.2.4 局部压力损失 ： 22vpgg （ 2 1）式中： v 液体流动速度，一般指局部阻力下游处的速度； 液体密度； g 重力加速度； m a x m a x 0 m a x 1()F F F 局部阻力系数，该系数的值一般需通过实验来确定； p 局部压力损失； 安全阀排量设计给定为 320l/min nts （页面底端居右） 11 2220 . 0 1 4 ( 3 4 . 7 ) ( ) 1 1 0 . 0 30 . 0 0 8 2p M P a 2210 . 0 0 8 ( 1 0 6 . 2 )0 . 5 1 ( ) 1 0 . 0 20 . 0 2 0 2p M P a 12 0 . 0 5 3 2p p p M P a M P a =局部压力损失可忽略不记 2.2.4 弹簧的选择 图 2.5 压缩弹簧 Fig.2.5 Compress spring 计算阀芯所受力 F 2 2 31 ( 0 . 0 1 0 ) ( 0 . 0 0 4 ) 8 . 4 1 0F P N ; 2 2 32 ( 0 . 0 0 9 ) ( 0 . 0 0 4 ) 6 . 5 1 0F P N ; 312 1 . 9 1 0F F F N .选择材料和确定许用应力 根据弹簧所受载荷特性及要求选择材料为 60Si2MnWA，强度高，弹性好 许用应力 可根据标准取按 II类载荷的弹簧考虑 ： 其中 许用应力 0 . 4 7 6 0B M P a; 切变模量 G=80000MPa; 弹性模量 E=200000MPa; nts （页面底端居右） 12 硬度范围 4752HRC; 使用温度 -40250 .选择旋绕比 根据表初步选取旋绕比 C=6； .计算钢丝直径 计算钢丝直径的公式为 1 .6 K FCd （ 2 2）所受为动载荷，则 4 1 0 . 6 1 5 1 . 2 544CK CC 则 d=6.9 根据表选取 d=7mm; .确定弹簧有效圈数 n 图 2.6 圆柱螺旋压缩弹簧特性曲线 Fig.2.6 Column helix compression spring characteristic property curve 最大变形量max，根据图 2.6， m a x m a x 0 m a x 1/ ( )F F F （ 2 3）nts （页面底端居右） 13 故2a r c t a n / ( ) a r c t a n 1 4 / ( 4 2 ) 6 . 3PD o弹簧的有效工作圈数 n 33m a x m a x/ ( 8 ) 8 0 0 0 0 7 3 9 / ( 8 2 4 0 0 6 ) 6n G d F C 取两端支撑圈2 6 7 4 2D C d m m 2 3n 故总圈数129n n n (5).弹簧的几何尺寸计算 中径 2 6 7 4 2D C d m m 外径 2 49D D d m m 内径 12 35D D d m m 节距 m a x1 . 1 / 1 . 1 7 3 3 / 5 1 4 . 2P d n m m 圆整 14P mm 轴向间隙 1 4 7 7P d m m 自由高度 02 ( 0 . 5 ) 6 1 4 ( 3 0 . 5 ) 7 1 0 1 . 5H n p n d m m 螺旋升角 2a r c t a n / ( ) a r c t a n 1 4 / ( 4 2 ) 6 . 3PD o 极限变形量 00/b H D l i m m a x1 . 2 5 1 . 2 5 3 9 4 8 . 7 5 mm (6).弹簧的验算 图 2.7 圆柱螺旋压缩弹簧的应力分析 Fig.2.7 Column helix compression spring strain analysis nts （页面底端居右） 14 图 2.8 圆柱螺旋压缩弹簧的受力（ 1） Fig.2.8 Column helix compression spring accepting strenuously(1) 图 2.9 圆柱螺旋压缩弹簧的受力（ 2） Fig.2.9 Column helix compression spring accepting strenuously(2) 1.弹簧的稳定性计算 nts （页面底端居右） 15 压缩弹簧的高径比00/b H D比较大，当载荷 F 达到一定值，就会发生较大的侧向弯曲，丧失稳定。为了避免失稳现象，一般压缩弹簧的高径比 b按下列情况选取； 1.当两端固定时，取 b103 时，应进一步做疲劳强度的验算。弹簧在变载荷作用下的最大和最小剪应力max和min分别为： 33m a x 2 m a x8 / ( ) 8 1 . 2 5 4 2 1 9 0 0 / ( 3 . 1 4 7 ) 7 4 1k D F d N m i n 2 m i n8 / ( ) 8 1 . 2 5 4 2 1 7 0 0 / ( 3 . 1 4 7 ) 6 6 3k D F d N 弹簧的疲劳强度条件为安全系数 S满足 0 m i n m a x( 0 . 7 5 ) / ( 9 5 0 0 . 7 5 6 6 3 ) / 7 4 1 2 . 0 1 . 7SS 式中0 弹簧材料的脉动剪切疲劳极限 S 许用安全系数，当弹簧的设计计算和材料试验数据准确性高时，取 1.31.7，当准确性低时。取 1.82.2。 经计算 ，达到疲劳强度的要求。 3.振动验算 承受变载荷的圆柱螺旋弹簧常是在加载频率很高的情况下工作。为了避免引起弹簧的谐振而导致弹簧的破坏。需对弹簧进行振动验算，以保证其临界工作频率（即工作频率发许用值）远低于其基本自振频率。 圆柱螺旋弹簧的基本自振频率为 4 24 2 2 61 8 1 0 7 3 8 . 82 2 4 9 6 7 . 8 1 0b sPf H zm 式中 : 438GdP Dn 2 0 .1 0 .3r m mP 弹簧的刚度 nts （页面底端居右） 16 sm 弹簧的质量 2.2.5 阀芯的设计 1.阀芯的角度设计 阀芯的角度只于比值 x 有关，这里 为阀芯和阀孔之间的径向间隙。 根据理论分析得 1 s i n l n t a n ( ) c o s2211 c o s l n t a n ( ) s i n2 2 2x (2 4)图 2.10关系曲线 Fig2.10 Concern a curve 图中所示曲线为 角和 cos 与 x 之间的关系曲线，它表明在上式中存在一条 69 o 的渐进线，当然也存在一条 co s 0 .3 5 8 的渐进线。 当阀芯角度取到 69o 时，可达到最理想的效果，使阀芯的振动减为最小。 2.阀芯材料的选择 阀芯材料的选择为 3 13Cr 其力学性能在 20o 时为： 抗拉强度极限 700B Mp nts （页面底端居右） 17 屈服极限 500S Mp 比例极限 380BL Mp 材料弹性系数 52 .2 3 1 0E M p 其许用应力在 20o 时为： 许用 压应力 2 6 0Y Mp 许用拉应力 2 4 0L Mp 许用扭应力 145N Mp 许用剪应力 144Mp 许用合成应力 2 5 0 Mp 所以 3 13Cr 可以满足设计的需要。 2.2.6 密封的设计 设计中采用挤压式密封，挤压式密封靠密封圈安装在槽内预先被挤压，产生压紧力，工作时又靠介质压力挤压密封环，产生压紧力，封闭密封间隙，达到密封的目的。 “ O”圈密封结构紧凑。所占空间小，动摩擦阻力小，拆卸方便，成本低。用于往复及旋转运动。密封压力从 51.33 10 Pa 的真空到 40MPa 的高压， 温度达 60 200 C o 。线速度为3 5 /ms 。 1.O 型橡胶密封圈尺寸及公差 图 2.11 nts （页面底端居右） 18 1） .1 20d mm，2 3 . 5 5 0 . 1 0d m m2） .1 51.5d mm，2 5 . 3 0 0 . 1 3d m m3） .1 38.7d mm，2 3 . 5 5 0 . 1 0d m m 2.密封沟槽尺寸 图 2.12 图 2.13 内径为1 20d mm，截面直径2 3 . 5 5 0 . 1 0d m m时，5 m a x 2 0 .6 9d m m，5 m i n 1 9 .8 1 9d m m最小导向长度m in 1.8Z mm，槽底圆角半径1 0 .4 0 .8r m m，槽棱圆角半径2 0 .1 0 .3r m mnts （页面底端居右） 19 内径为1 51.5d mm， 截 面 直 径2 5 . 3 0 0 . 1 3d m m时，5 m a x5 0 . 8 8d m m，5 m i n 4 8 .8 9 2d m m， 最小导向长度m in 2.7Z mm，槽底圆角半径1 0 .4 0 .8r m m，槽棱圆角半径2 0 .1 0 .3r m m内径为1 38.7d mm， 截 面 直 径2 3 . 5 5 0 . 1 0d m m时，5 m a x3 9 . 3 1d m m，5 m i n 3 7 .9 3 5d m m最小导向长度m in 1.8Z mm，槽底圆角半径1 0 .4 0 .8r m m，槽棱圆角半径2 0 .1 0 .3r m m 3.沟槽各表面的表面粗糙度 表 2 1沟槽各表面的表面粗糙度 Tab.2 1 grooves every surface surface harshness 表面 应用情况 表面粗糙度 m aR maxaR 沟槽的底面和侧面 动密封 1.6（ 0.8） 6.3（ 3.2） 配合表面 0.4 1.6 倒角表面 3.2 12.5 4.沟槽尺寸公差 表 2 2沟槽尺寸公差 Tab.2 2 groove dimensions common differences 沟槽尺寸 O型圈截面直径 mm 3.55 5.30 缸内径 Ad 活塞密封沟槽槽底直径 3d 总公差 43dd 活塞杆直径 5d +0.08 0 0 -0.06 0.14 -0.03 -0.09 +0.09 0 0 -0.07 0.16 -0.03 -0.10 nts （页面底端居右） 20 活塞杆密封沟槽槽底直径 6d 总公差 56dd +0.08 0 0.14 +0.09 0 0.16 5.O 形橡胶密封圈用挡圈 图 2.14 O形橡胶 密封圈用挡圈 Fig.2.14 The O shape rubber sealing washer uses an antiextrusion ring 表 2 3 O形橡胶密封圈用挡圈 Tab.2 3 The O shape rubber sealing washer uses an antiextrusion ring 外径D2 厚度T 极限偏差 使用范围 材料 T D2 2d 动密封 静密封 20 52 1.25 1.5 0.1 0.12 -0.14 -0.20 +0.14 +0.20 10p MPa 时。可在 O形圈承压面设置挡圈，单向受压设一个挡，双向受压，设置两个 32p MPa时，不设挡圈；32p MPa时，可在承压面设置挡圈 聚四氟乙烯，硬度90HS 2.2.7 螺纹的设计 1.螺纹的选择 nts （页面底端居右） 21 图 2.15 细牙普通螺纹计算参数 Fig.2.15 Thin average tooth thread calculates a parameter 表 2 4 细牙普通螺纹计算参数 Tab.2 4 Thin average tooth thread calculates a parameter 螺纹公称直径和螺距 dP 螺纹力臂LX单牙螺纹受挤压面积YF单牙螺纹受剪面积 单牙螺纹断面系数 螺杆JF螺母 JF螺杆 W 螺母 W mm mm 2cm 2cm 3cm 52 2M 60 2M 0.487 0.65 1.732 2.004 2.741 3.181 2.860 3.300 0.0792 0.0925 0.0835 0.0961 2.许用应力 表 2 5 45号钢的许用应力 Tab.2 5 45 numbers steel strain 材料牌号 ,ZY MPa ,W MPa ,MPa 连接螺纹 在载荷下拧紧 无载荷下拧紧 45 90 240 170 102 nts （页面底端居右） 22 3.螺纹强度的验算 图 2.16 连接螺纹 Fig.2.16 linking thread 表 2 6 强度验算 Tab. 2 6 intensity checking calculation 序号 名称 符号 式中符号 公式 单位 1 挤压应力 ZY/MF YQ nFMPa 2 密封面上的密封力 MFQ()M N M M M FD b b q N 3 密封面内径 MND52/62 mm 4 密封面宽度 Mb3 mm 5 密封面必须比压 MFq( 8 0 3 5 ) / 2MFq MPa 6 计算螺纹圈数 n 1.5hp 7 计算高度 h 10 mm 8 螺距 P 2 mm nts （页面底端居右） 23 9 单牙螺纹受挤压面积 YF2 21 ( ) 4 d d e 2mm 10 螺纹直径 d 52/62 mm 11 螺纹内径 1d50/60 mm 12 螺纹间隙 e mm 13 剪应力 /MF JQ nFMPa 14 单牙螺纹受剪面积 JF1 0 . 1 0 8(1 )c o s 3 0dP omm 15 弯曲应力 W1( ) / ( )M F LQ X n WMPa 16 力臂 LX0.325P mm 17 单牙螺纹断面系数 1W21 0 . 1 0 8(1 )6 c o s 3 0d P o 3mm 1.内径 52处的验算结果 zY = 3 7 M P a 9 0 M P a= 2 3 M P a 1 0 2 M P a w = 3 8 M P a 1 7 0 M P a2.内径 62处的验算结果 zY = 4 7 M P a 9 0 M P a= 3 3 M P a 1 0 2 M P a w = 4 7 M P a 1 7 0 M P a2.2.8 阻尼器的设计 1微流体的滑流边界条件与粘度修正方法 对于微尺度气流 ,稀薄气体效应的重要性通常用 Kn 表征 :Kn= /Lc,其中 :为气体分子平均自由程 ;Lc是流动特征长度 .根据 Kn数的大小将流动划分为 4个区域 : (1).Kn0.01,连续流区 ; (2).0.01 Kn0.10,滑流区 ; (3).0.10 Kn10.00,过渡区 ; (4).Kn 10.00,自由分子流区 .在滑流区中 ,气体会在固体壁面发生滑移现象 ,即气体nts （页面底端居右） 24 流速不为零 ,引入了滑移边界条件 .对于微尺度中的液体来说 ,当特征长度 Lc在纳米尺度范围时 ,在固体壁面也会出现滑移现象 .由于滑移现象的出现 ,使得微流体的流动特性不同于宏观尺度下的流动 ,主 要表现在流速、流量和流阻 3个方面 .由压力梯度推动的管、缝隙中的不可压缩粘性流体的流动称为泊肃叶 (Poiseuille)流动 . 图 2.17微缝隙流 动示意图 Fig.2.17 Sketch map of micro-gap flow 图 2.18 所示的微缝隙中的恒定流动 ,y 方向为无穷长 ,流动为二维的 ,其流动控制方程为 22w s l zh d u hu z Ldz m2 122ppd u d p pd z d x L L (2 5) 微缝隙流的滑流边界条件为 22w s l zh d u hu z Ldz m(2 6) 其中 :为流体动力粘度 ; L为微缝隙的长度 ; h为缝隙高度 ; 1sL为微缝隙中流体的滑移长度 ; u为流体流速 ;p流体压强 ; 1P和2P分别为微缝隙入口、出口的流体压强 ; 压强差 P =1P-2Pnts （页面底端居右） 25 图 2.18微缝隙流 动示意图 Fig.2.18 Sketch map of micro-channel flow 图 2.19 给出了圆柱坐标系下压力梯度推动下的微管道流动示意图 ,其流动控制方程为221d p d u d ud x d r r d r(2 7) 对于微流体来说 ,考虑速度滑移的边界条件 w s lrduu r R L Rdr (2 8) 其中 :R为微管道半径 ; r为微管道外径 ; 2sL为微管道中流体的滑移长度 . 考虑到流动的对称性以及式 (2)和式 (4)的边界条件 ,分别对式 (1)和式 (3)积分 ,可以得到微缝隙和微管道流动的计算公式 ,如表 1.表 1中 b为微缝隙的宽度 ,1eff和2eff分别为微缝隙流和微管道流的等效粘度 : 1 11 6 /eff sLh （ 2 9） 2 21 4 /e ff sLR （ 2 10） 表 1 中的流量、平均流速和压降的计算公式 ,分别与宏观尺度下流体在缝隙中和管道中流动的公式形式完全相同 .不同之处在于在微流体情况下 ,采用等效粘度系数1eff和2eff替代了宏观尺度下的粘度 .因 此 ,通过修正流体的粘度 ,就可以采用宏观尺度 (具有固壁边界条件 )下的公式计算具有滑流边界条件的微缝隙和微管道的流量、平均流速和压降 . 表 2 7 微缝隙流和微管道流的计算公式 Tab.2 7 Fonnulas for m icro-gap flow and micro-channel flow nts （页面底端居右） 26 通道类型 流速分布 u 流量 Q 平均流速 u 压降 p 微缝隙 221124 sLp hzLh 3112 effbh pQL 2112 effhpuL 1312 eff lQp bh 微管道 222214 sLp RrLR 3418 effbh R pQL 228 effRpuL 148 eff lQp R 2. 中心开孔圆盘 的挤压流动分析 图 2.19中心开孔圆盘示意图 Fig.2.19 Sketch map of a perforated disk with a centre hole 中心开孔圆盘平行于一固定平板，并沿轴向以速度0v向固定平板运动 ；圆盘内径为ir，外径为0r，厚度为 l 圆盘与固定平板间夹有厚度为 h 的流体薄膜，流体受到挤压，缝隙空间减少，迫使一部分流体由中心孔 挤压流出，流体在中心孔中滑动，对圆盘运动产生滑膜阻尼力。 由于中心 孔的出流量与流体薄膜边缘的出流量都不为零， 流体薄膜中靠近中心孔的流速与靠近边缘的径向流速相反 ，从而存在一个流量为零的圆柱面，假定通过半径为mr的圆柱面流量为零， 此圆柱面压强应该为最大，并假定其压强为 ;mip r r时，流体薄膜中的压nts （页面底端居右） 27 强为0;ip r r时，流体薄膜的压强等于外界环境压强0p，将任意半径 r 处的一个 微圆环形缝隙，展开成长度为 dr ，宽度为 2r ，高度为 h 的微缝隙，表 1中 中微缝隙流量公式中的压 力下降率 /pL 可换为 dpdr,可得半径为 r 的圆柱面的流体挤压出流量为 6rh dpQ dr （ 2 12） 圆盘以 v0 运动排开的流量为 22moQ r r V.设流体不可压缩 ,挤出流量等于排开流量 ,压力梯度 22036 mv r rdpd r h r （ 2 13） 边界条件为 r=r0,p=p0.对式 (6)积分 ,得此时圆盘下表面的压强分布为 2 2 2000033 2 l n mvrp p r r rhr （ 2 14） 假设中心孔的流体流动为泊肃叶流动 .若存在滑移 ,根据表 1,中心孔 中流体的流量为 408 iip r p pQ l （ 2 15） 当 r 与 l 相差不大时 ,中心孔等效长度为 3 / 8il l r,又因为 220p m iQ r r v,因此 220048 miiirrp p l vr （ 2 16） 式 (7)和 (9)联立可得 2 3 4 2 2034 0838 6 l ni i imiir l h r
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