不平衡力计算及校核
结构力学力法(2)
qC
EI
B
cv
一次超静定
1 ql2 8
l
B
2
q
X
cv
1
=RB
P 1
MP
M1
例1：求k点竖向位移
I k△
2 I
图
k
I
2 I
图
ky
M K d p
M K M P ds
EI
C yC
EI
3
pa 3
1408EI
()
例1：求k点竖向位移
如取基本结构求虚拟状态的内力， 可使 问题简化。
k
I
2I
200
100 60
2
2
40
150
1
对封闭框架结构：可利用封闭框架上任意截 面相对转角为零的条件来校核。
30
M 1 dx 0 EI
1
4m
1
1
20
15
2m 2m
4m
1
1
M kN m M
2.校核相对转角：
M 1 dx 1 40 20 4 1 30 60 4 1 30 15 4
图
图
二、位移条件的校核
200
A2
100 60
2
(圆圈中的数字表示截面E I 的相对值) 30
40
4m
15011源自2015图2m 2m
4m
M kN m
1.校核A点竖向位移：
1P
1 2EI
1 100 4 8
2
3
1 2EI
1 200 4 2
2
1 2EI
1 4 4 30 2
0
二、位移条件的校核
20 M kN m 15 125
GB7258-2012数据校核评判规则与方法2014124
机动车检验报告数据分析与评判方法（GB7258-2012）一 、滚筒线1、制动率计算公式：一轴制动率 = 右）一轴轴荷（左右）一轴最大制动力（左++%100⨯一轴不平衡率 =%100⨯一轴最大制动力的大者的绝对值一轴过程差最大差点差二轴制动率 = %100⨯++右）二轴轴荷（左右）二轴最大制动力（左二轴不平衡率 =%100⨯二轴最大制动力的大者的绝对值二轴过程差最大差点差2、一轴不平衡率（制动差）的判定1）新车 一轴 不平衡率≤20% 为合格；2）在用车 一轴 不平衡率≤24%，为合格；阻滞率（左轮或右轮）≤10%，为合格。
3、三轴问题的处理：要看信息栏“驱动形式”是否为双前轴，如果是双前轴，按一轴的判定；是双后轴，按后轴的判定。
四轴车：第二轴是前轴还是后轴，要看是否双前轴，如果是双前轴，二轴就按前轴算，如果不是双前轴，二轴就按后轴算。
乘用或≤3.5t 的车，后轴制动率≥20%，为合格；其他≥3.5t 的车，后轴制动率≥50%，为合格；大于3.5t 的客车，后轴制动率≥40%（滚筒台），为合格；平板台应≥30%*当后轴制动率≤60%时，制动平衡率的计算：制动平衡率=%100⨯+右）轴荷（左对差最大制动力差的最大绝1）前轴：这时判定时要看检验报告单信息栏目中的“检验类别”，如果是“在用车”，前轴制动平衡率应≤24%，为合格；如果是“注册登记”即“新车”时，前轴制动平衡率应≤20%为合格。
2）后轴：如果是新车，当制动率≥60%时，后轴制动平衡率≤24% 为合格；当后制动率≤60%时，后轴制动平衡率≤8%为合格。
如果是在用车，当后轴制动率≥60%时，制动平衡率≤30% ，为合格；当后轴制动率≤60%时，后轴制动平衡率≤10% ，为合格项目判定：单项判定，单项全合格，单项判定画“○”；单项判定，有一项不合格，项目判定画“×”。
4、驻车单项判定：有两个判定标准20%或15% 即：1）总质量大于整备质量1.2倍的车，≥20%，为合格；2）总质量小于整备质量1.2倍的车，≥15%，为合格。
结构力学第六章超静定结构的计算——力矩分配法
《结构力学》习题集- 33 -第六章 超静定结构的计算——力矩分配法一、本章基本内容：1、基本概念：转动刚度、分配系数、传递系数、侧移刚度；（1）力矩分配法是以位移法为基础的一种渐进解法；（2）转动刚度与杆件的线刚度和远端支承情况有关；（3）杆件远端的支承情况不同，相应的传递系数也不同；（4）分配系数的值小于等于1，并且1=∑ik μ；（5）力矩分配法只适用于计算无结点线位移的结构。
2、固端力矩、结点不平衡力矩的计算；3、用力矩分配法计算多跨梁和无侧移刚架的一般步骤：（1）计算汇交于各结点的每一杆端的分配系数并确定传递系数；（2）求出各杆件的固端弯矩；（3）求出结点不平衡力矩，将其反号乘上各杆件的分配系数得到相应的分配弯矩。
然后，再将分配弯矩乘以传递系数，求出远端的传递弯矩。
按此步骤循环计算，直到不平衡力矩小到可以忽略不计为止。
（4）将每一杆端的固端弯矩、历次的分配弯矩和传递弯矩相加，求出最后杆端弯矩。
（5）校核最后杆端弯矩，作内力图。
二、习题：（一）、判断题(不作为考试题型)：1、力矩分配法中的分配系数、传递系数与外来因素（荷载、温度变化等）有关。
2、若图示各杆件线刚度i 相同，则各杆A 端的转动刚度S 分别为：4 i , 3 i , i 。
AA A3、图示结构EI =常数，用力矩分配法计算时分配系数4 A μ= 4 / 11。
1l ll第六章 力矩分配法- 34 -4、图示结构用力矩分配法计算时分配系数μAB =12/，μAD =18/。
BCA D E =1i =1i =1i =1i5、用力矩分配法计算图示结构，各杆l 相同，EI =常数。
其分配系数μBA =0.8，μBC =0.2，μBD =0。
A B CD6、在力矩分配法中反复进行力矩分配及传递，结点不平衡力矩愈来愈小，主要是因为分配系数及传递系数< 1。
7、若用力矩分配法计算图示刚架，则结点A 的不平衡力矩为 −−M Pl 316。
工程力学中的平衡与不平衡力的分析
工程力学中的平衡与不平衡力的分析工程力学是研究物体受力及其运动规律的学科。
在工程力学中，平衡与不平衡力的分析是其中一个重要的研究内容。
平衡力指的是物体所受外力的合力为零，使物体保持静止或者匀速直线运动的状态。
不平衡力则是物体所受外力的合力不为零，导致物体发生加速度的状态。
首先，我们来讨论平衡力的分析。
在工程力学中，经常会遇到物体受到多个力的作用，我们需要分析这些力的合力是否为零，从而判断物体是否处于平衡状态。
根据平衡力的条件，我们可以得出两个重要的结论。
其一是平衡的物体受到的力的合力为零，即∑F=0，其中∑F表示所有力的矢量和。
其二是平衡的物体受到的力的合力矩为零，即∑M=0，其中∑M表示所有力的力矩的矢量和。
这两个条件是判断平衡力的基本原理，可以应用于各种复杂的问题。
接下来，我们来讨论不平衡力的分析。
当物体所受外力的合力不为零时，物体将发生加速度。
在工程力学中，我们需要分析不平衡力对物体运动的影响，包括大小、方向和作用点等。
为了进行不平衡力的分析，我们常常利用牛顿第二定律来描述物体的运动。
牛顿第二定律表明，物体所受的合力与物体的加速度成正比，与物体的质量成反比。
其数学表达式为F=ma，其中F为物体所受合力的大小，m为物体的质量，a为物体的加速度。
通过分析不平衡力的大小和方向，我们可以计算出物体的加速度，并进一步预测物体的运动轨迹。
除了上述平衡与不平衡力的分析，工程力学中还涉及到力的分解和合成。
力的分解指的是将一个力拆分为几个分力的过程。
根据力的性质和方向，我们可以将一个力分解为多个力的合成，从而更好地分析和解决问题。
力的分解和合成在力的平衡和不平衡的分析中起到了重要的作用，是问题求解的基础。
在实际工程中，平衡与不平衡力的分析是非常重要的。
通过平衡力的分析，我们可以判断结构物是否能够稳定地承受各种力的作用，从而确保结构的安全性。
而通过不平衡力的分析，我们可以预测物体的运动轨迹，为工程设计和施工提供依据。
曳引力及曳引机选型计算
曳引力及曳引机选型计算1 电梯曳引的校核计算1.1 有关电梯曳引的要求：根据《GB7588-2003 电梯制造与安装安全规》中9.3，本类型乘客电梯的电梯曳引应满足以下三个条件:(1)轿厢装载至125%额定载荷的情况下应保持平层状态不打滑；(2)必须保证在任何紧急制动的状态下，不管轿厢是空载还是满载，其减速度值不能超过缓冲器（包括减行程的缓冲器）作用时减速度的值；任何情况下，减速度不应小于0.5m/s2;(3)当对重压在缓冲器上而曳引机按电梯上行方向旋转时，应不能提升空载轿厢；(4)设计依据可按照《GB7588-2003 电梯制造与安装安全规》中的附录M。
1.2 电梯曳引的校核计算：1.2.1计算选用参数：本类型乘客电梯的曳引轮绳槽采用带切口的半圆槽。
表1.1中的参数为本计算选用参数。
表1.11.2.2 根据《GB7588-2003 电梯制造与安装安全规》的要求，曳引应满足的计算条件：(1) 在轿厢装载和紧急制动条件时，曳引应满足如下公式：αf 21e T T ≤其中： e――自然对数的底f――钢丝绳在绳槽中的当量磨擦系数 α――钢丝绳在绳轮上的包角 T 1,T 2――绳轮两侧的钢丝绳分配的力(2) 在轿厢滞留条件时，曳引应满足如下公式：αf 21e T T ≥其中： e――自然对数的底f――钢丝绳在绳槽中的当量磨擦系数 α――钢丝绳在绳轮上的包角 T 1,T 2――绳轮两侧的钢丝绳分配的力1.2.3 带切口槽的半圆形绳槽当量摩擦系数的计算：(1) 带切口槽的半圆形绳槽当量摩擦系数可按如下公式计算：其中： β――下部切口角度值γ――槽的角度值 μ――磨擦系数= =1.972μ(2) 摩擦系数μ可按如下公式计算：a. 在装载工况条件下： μ=0.1b. 在紧急制停条件下：μ=10/v +11.0，其中v 为轿厢额定速度下对应的绳速v=R t ×V=1×0.75=0.75 m/s ，所以，μ=10/v +11.0=10/75.011.0+=0.c. 在轿厢滞留工况条件下：μ=0.2(3) 带切口槽的半圆形绳槽当量摩擦系数的计算：a. 在装载工况条件下： f=1.972μ=1.972×0.1=0.1972b. 在紧急制停条件下：f=1.972μ=1.972×0.=0.1834γβγβπβγμSin +Sin )]2/(Sin )2/(Cos [4=f ----γ+βγβπβγμ=Sin Sin )]/(Sin )/(Cos [f ---2-243095-52360-.6581-295-2304Sin Sin .)]/(Sin )/(Cos [+π⨯μc. 在轿厢滞留工况条件下： f=1.972μ=1.972×0.2=0.39441.2.4 除轿厢、对重装置以外的其它部件的悬挂质量的计算：(1) 曳引钢丝绳质量的计算：曳引钢丝绳质量 1r W =t r r R H g N ⨯⨯⨯=8×0.347×57.92×1＝120.6 Kg (2) 补偿链的悬挂质量的计算：补偿链悬挂质量 2r W =H g N comp comp ⨯⨯=0 Kg (3) 随行电缆的悬挂质量的计算：随行电缆的悬挂质量 3r W =2Hg N tc tc ⨯⨯=1×0.98×57.92 / 2＝28.4 Kg 1.2.5 在轿厢装载工况条件下的曳引校核计算：(1) 当载有125％额定载荷的轿厢位于最低层站时：a. t 1r 1R /)W +Q ×25.1+P (=T =1/)6.12063025.1800(+⨯+=1688 Kgb. t 2r 2R /)W +Q ×q +P (=T =1/)063048.0800(+⨯+=1102.4 Kgc. αf e =e 0.1972×3.1416=1.858d.21T T =4.11021688=1.5312 < αf e =1.858 e. 结论：在轿厢装载工况条件下，当载有125％额定载荷的轿厢位于最低层站时，曳引钢丝绳不会在曳引轮上滑移，即不会打滑。
转子的平衡总复习题及解答
第八章 转子的平衡一. 考点提要1. 静不平衡对于轴向长度和直径的比值（长径比）小于或等于0.2的转子，可以被视为一个薄片圆盘，即不考虑不平衡质量在轴向的距离，都看作在一个端面上。
这样的圆盘上如果有不平衡的偏心质量，则不需要输入动力转矩，只要用手松开转子，转子就会转动，直至不平衡质量的重心在正下方为止。
由于不需要输入动力就可以看出不平衡，所以称为静不平衡。
静不平衡实际上是圆盘质心偏心造成的离心力的不平衡。
2。
动不平衡对于轴向长度和直径的比值（长径比）大于0.2的转子，即使实现了静平衡，由于不平衡质量分布在轴类构件的不同端面上，会产生不平衡的力偶，在输入力矩后，转子会产生动压力的波动，这种现象称为动不平衡。
3. 静平衡的校正对与质量分布在同一回转面的圆盘，只要进行力平衡，在圆盘上增加一个配重，使各不平衡质量产生的离心力互相抵消即可实现平衡。
设圆盘上有n 个不平衡质量，某个不平衡质量的半径为i r ，某个不平衡质量i m ，配重质量b m ，配重半径b r ，则所有离心力的矢量和应为零：0)(21i ni i b b r m r m约去角速度得：01i ni i bb r m r m既质量和半径的乘积（质径积）的矢量和为零。
图8.1 静平衡的校正建立坐标系，如图8.1所示（图中有三个不平衡质径积，一个配平衡的质径积），把各向量对X，Y 轴方向投影得：0cos cos b b b i i i r m r m 0sin sin b b b i i i r m r m 得：22)sin ()cos ( i i i i i i b b r m r m r mii i i i i b r m r m cos sin 角度再根据坐标系中X ，Y 坐标方向分量的正负号确定象限并调整即可。
4. 动平衡的校正把轴向各个不平衡质量保持方向不变，向两个准备安装配重的校正面利用力矩相等的原则分解， 以图8.2为例：221)()()(L r m L L r m i i A i i 121)()()(L r m L L r m i i B i i这样就把i i r m 分解为校正面上的A i i r m )(和B i i r m )(，方向不变。
单缸机平衡轴设计及强度校核
图1平衡重的几何结构在建模软件中建立三维模型，得到平衡重的质量和质心的坐标，可计算得到平衡量。
经计算，平衡重的设计结果如表3所示。
2.3原平衡轴平衡重与新设计平衡轴平衡重对比原平衡轴平衡重轴心与平衡轴轴心不在同一条直线，2.4小结通过对计算柴油机往复运动件的往复惯性力系引起的不平衡力，对平衡轴的平衡重进行了设计计算，平衡重的平衡量与理论计算的结果偏差小于2%，平衡效果较好。
同时新结构的平衡轴平衡重也可以有效解决维护和更换的问题。
3平衡轴结构强度仿真分析为保证平衡轴结构强度满足使用要求，还需计算平衡轴工作时受离心惯性力作用的应力分布，以此评价平衡轴的强度及可靠性。
3.1.2边界条件平衡轴用于平衡单缸机往复惯性力，两根平衡轴旋转方向相反，旋转角速度与曲轴相同，产生的合力与一次往复惯性力大小相等，方向相反，从而抵消了一次往复惯性力的影响。
平衡轴在工作时受到大小与单缸机转速相关的离心惯性力作用，在平衡轴内部产生弯曲应力，在有限元模型中对应的约束条件为：在止推面上约束轴向位移，在3.1.3载荷将平衡轴的旋转惯性力等效为作用在平衡重表面的变化载荷，分析时将载荷看作在轴向均匀分布，在轴向按余弦规律分布。
设旋转惯性力对应载荷为Q ，可按下式计算：Q=m j rω2其中，m j 为旋转质心点重量，由模型确定平衡重总质8.01kg ；r 为质心旋转半径，由模型确定为23.94mm 图3有限元计算模型图4平衡轴轴向约束图5平衡轴径向约束（b ）新设计平衡轴平衡重图2平衡轴平衡重对比（a ）原平衡轴平衡重213170Ø4820.55Ø89.1Ø58.25Ø48213188圆角处、平衡重底部圆角处应力较大，平衡轴最大应力位于轴径圆角处，大小为139MPa。
图8为一级平衡轴位移分平衡轴最大位移位于平衡重外圆周面，大小为图9为一级平衡轴Z方向位移云图，最大正向位移位于轴径端面处，最大值为9.03×10-4mm，最大反向位移位于平衡重侧面，最大值为1.06×10-2mm。
发动机结构与设计各类计算与校核结构设计.doc
发动机结构与设计各类计算与校核结构设计一、摩托车发动机结构与设计（一）、发动机机体１．气缸体气缸体的作用除形成气缸工作容积外，还用作活塞运动导向，其圆柱形空腔称为气缸。
由于气缸壁表面经常与高温高压燃气接触，活塞在汽缸内作高速运动（最高速度可达100km/s ）并施加侧压力，以及气缸壁与活塞环几活塞外圆表面之间反复摩擦，而其润滑条件由较差，所以气缸体必须耐高温、耐高压、耐腐蚀，还应具有足够的刚度和强度。
气缸体的材料一般用优质灰铸铁，为了提高气缸的耐磨性，可以在铸铁中加入少量的合金元素，如镍、铬、钼、磷、硼等。
汽缸内壁按二级精度珩磨加工，其工作表面有较高的关洁度，并且形状和尺寸精度也都比较高。
为了保证气缸壁表面能在高温下正常工作，必须对汽缸体和气缸盖随时加以冷却。
发动机有风冷和水冷两种。
用风冷却时，在汽缸体和气缸盖外表面铸有许多散热片，易增大冷却面积，保证散热充分。
用水冷却时在汽缸体内制有水套。
１.1 气缸直径气缸直径是指气缸内径，与活塞相配合，是发动机的重要参数，许多主要的尺寸如曲柄销直径、气门直径、活塞结构参数等，都要根据气缸直径来选取。
参数设计：气缸直径已标准化，其直径值按一个优先系列合一个常用系列来选取。
根据有关资料可确定气缸的直径D.1.2 气缸工作容积、燃烧室容积和气缸总容积上止点和下止点之间的气缸容积，称为气缸工作容积（也称为总排量）（图1）。
气缸工作容积与气缸直径的平方、活塞冲程的大小成正比。
气缸直径越大、工作容积越大、发动机的功率也就相应地增大。
气缸工作容积的计算公式为N S D V n ⋅⋅=42π式中：Vn——气缸工作容积(ml);D —— 气缸直径（mm ）; S —— 活塞行程（mm;）N —— 气缸数目。
参数设计：因设计要求的是单缸发动机的排气量Vn为100ml ，那么其活塞行程为： 24n S V dπ=同时活塞行程S =2r ；r 为曲轴半径 那么：2S r =图1 气缸燃烧室容积和工作室容积 （a ）燃烧室容积 （b ）工作室容积1.3压缩比气缸总容积与燃烧室容积的比值，称为压缩比。
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不平衡力计算及校核1 不平衡力和不平衡力距计算流体通过调节阀时，受流体作用力影响，产生使阀芯上下移动的轴向力或使阀芯旋转的切向力。
对于直行程的调节阀，轴向力影响信号与位移的关系，这一轴向力称为不平衡力，以ft（任意位置时），Ft（关闭位置时）表示。
对角位移的调节阀，如蝶阀、偏心旋转阀等，影响其角位移的切向合力矩称为不平衡力矩，以M表示。
影响不平衡力（矩）的因素很多，主要是阀的结构型式、压差、流向因素。
阀的结构型式中又包括阀的类型、节流形式、阀芯（塞）形状、阀芯正装或反装、阀杆直径与阀座直径大小等关系。
从表3－1中工作状态中，可以非常直观地看出对单座式调节阀，阀芯正装，流开型，阀关闭时的阀芯所受的不平衡力Ft为：其它阀的不平衡力（距）的推导道理一样，是一个简单的受力计算。
常见的阀计算公式汇总在表3-1中。
表3-1 常用调节阀不平衡力和许用压差计算公式2 输出力定义及计算2.1 输出力的正确定义 首先我们引入几个符号：ft 表示任意开度的不平衡力；Ft 表示阀关闭时的不平衡力；“-”表示不平衡力的作用方向是将阀芯顶开的；“+”表示不平衡力的作用方向是将阀芯压闭的。
过去的定义是：执行机构用来克服不平衡力的力。
这个定义有两个问题：①调节阀任意开度都存在着不平衡力ft，这样，执行机构任意开度都有输出力克服Ft，使阀信号压力与开度一一对应，ft变化不影响阀位。
实际并非如此，只有带定位器时才有这种功能。
②克服“+”、“-”ft问题没有区分，造成混为一体的模糊概念，导致计算错误。
表现在现场时，就是有的阀关不死或打不开。
我们知道，“-” Ft对阀芯产生顶开趋势，所需执行机构的输出力应该是克服它顶开，并保证阀密封的力；“+” Ft对阀芯产生压闭趋势，所需输出力应该是保证阀启动并能走完全行程的力。
于是，我们得出输出力的正确定义为：阀处关闭位置时，执行机构具有克服“—” Ft，以保证阀的密封，克服“+” Ft，以保证阀正常启动并能走完全行程的力，这种力称为执行机构输出力，以F表示。
2.2 气动薄膜执行机构输出力的正确计算 过去F计算，没考虑Ft的不同作用方向，笼统地按阀处在“-” Ft情况来处理，造成阀处在“+” Ft的情况下工作时打不开等问题。
下面分两种情况讨论。
1）“-” Ft时的F计算1.Ft，以保证阀密封。
故其F为：（0﹤Po≤Pmax－Pr） （18）2.Ft，以保证阀的密封，故其F为： F＝（P－Pr）·Ae （PL＜P≤Pmax ＝ （19）2）“+” Ft时的F计算“+” Ft所需的输出力是将阀芯打开的力。
阀关闭时，阀芯受力为“+” Ft，阀一旦启动，它随开度的增加而按ft变化规律下降。
由于阀从关至全开的弹簧张力变化为PrAe，所以当Ft ≥PrAe时，只要Ft 下降PrAe，则弹簧张力相应补偿PrAe，阀靠Ft减小而启动至全开。
这种阀一旦启动，信号压力不变，靠Ft减小而使阀突然打开一个范围，就是我们常说“突然启跳”。
当Ft﹤PrAe时，小于部分则信号压力的正常改变使阀全开。
从上述讨论中可以看出：当“+” Ft≥ PrAe时，只要保证阀启动就可保证阀全开，不必在信号压力P 中考虑阀全开而扣除Pr，即“+” Ft的F计算，不考虑Pr的影响。
具体计算如下：1.Ft，把阀芯拉开，故其F为： F＝（P-Po）·Ae （Po﹤P≤Pmax） （20）2.（2）对气闭阀，阀的启动是靠信号压力的减小，靠弹簧张力把阀拉开。
故静态时，阀关闭到位时弹簧所具有的张力，就是把阀启开的作用力，即 F＝P L·Ae （PrBP L≤Pmax） （21）3）小结通过上述分析，还可得出如下有用的结论：1.Ft的F计算，不扣除Pr，所以比原笼统地按“－” Ft计算要扣除Pr的输出力大得多，否定了笼统地说气动薄膜执行机构输出力小的结论。
如最大执行机构的Ae＝1600cm，Fmax＝2.5×1600＝4吨。
通常，它可比“－” Ft条件下的F大3～5倍以上。
2.（2）选用大的Pr，即可提高稳定性，又可提高“+” Ft时气闭阀的输出力。
2.Ft方向相反，故所需输出力方向也相反。
如气开阀，对“－” Ft，增加F是调紧，即增大P0；对“+” Ft，增加F是调松，即要减小P0。
由于过去笼统地按“－” Ft考虑，因而造成阀在“+” Ft情况下工作时F正好是减小，这就是“+” Ft时有的阀关不死，或打不开的原因所在。
3.Ft比“－” Ft获得更大的F，故阀在“－” Ft的情况下不能正常工作时，可以通过改变流向的办法，使阀在“+” Ft的情况下工作，使之克服不平衡力。
4.Ft情况下工作（通常为流闭型）。
这样，一方面它可获得比“－” Ft大3～5倍以上的许用压差，另一方面，“+”Ft的作用是将阀芯压紧，增加了阀芯对阀座的密封力，提高了切断效果，通常泄漏量可比“－” Ft小（80~90）％。
2.3 活塞执行机构的输出活塞执行机构受力如图3—1所示。
，从图可知其输出力为：式中：D——活塞直径cm； η——气缸效率（一般η＝0.8）；P1、P2——气缸两侧压力。
3 不平衡力的校核3.1 存在的问题不平衡力校核是保证阀正常工作的不可缺少的计算环节。
然而，在调节阀的计算中往往被忽视了，许多设计院在调节阀的规格表或计算书上，根本就没有阀关闭时的工作压差这一栏，更谈不上计算、校核。
原来，有的阀在现场工作时，阀芯关不到位，大多是该原因所致。
故此，我们完全有必要讲讲不平衡力的校核问题。
3.2 不平衡力的校核不平衡力的校核就是让执行机构的输出力F足够的大于介质的不平衡力Ft、摩擦力和阀芯的重力等。
通常的办法就是将不平衡力Ft乘一个系数。
现在的问题就是此系数取多大，原来的公式只取到了 1.2～1.3。
通过实验证明，该系数取得过于保守，经常造成阀的输出力不够，不能有效的克服阀杆的摩擦力、阀芯导向处堵卡的摩擦力、阀动作不自如等。
正确的公式应为：F＝(1.5～2) Ft 式中，对四氟填料和干净介质可取系数为 1.5，对石墨填料和不干净介质应取系数2。
值得再一提的是对高温高压阀、关键场合用的阀门，上述系数还应取2～3以确保阀动作的可靠性。
3.3 许用压差表 为了简化计算，生产厂根据工作条件对常用阀门计算出允许压差[△P](列在选型样本或说明书上)，现对阀的校核变成允许压差的校核，即工作压差小于允许压差[△P]： 即： △P ﹤[△P] 但是，为了可靠起见，笔者还是建议作认真的计算。
如果计算有困难，建议将阀关闭时的工作压差告诉生产厂，由生产厂进行计算校核(包括选定弹簧范围等)。
我们还建议，设计院的计算书、调节阀的规格书上应增加调节阀关闭时的最大压差一栏。
这是因为，至目前为止，一半的规格书上没有阀关闭时的最大工作压差，使生产厂想校核也无从着手；也有的工厂不管此问题，认为计算是设计院的事，这样往往把问题留给了用户，当开车时，才发现阀推力不够，阀关不严或打不开、动作不自如，再来做被动的处理。
3.4 不平衡力计算与校核的简化为了方便用户，只需将阀关闭时的工作压差告诉生产厂，由生厂进行计算校核，提供满足上述阀关闭时的工作压差的阀即可。
此简化只是给用户提供方便，不是不计算。
4 执行机构的刚度与调节阀的稳定性校核4.1 执行机构刚度执行机构抵抗负荷变化对行程影响的能力称为执行机构的刚度，也等于弹簧刚度。
气动执行机构的刚度表达式为：式中：B、K——执行机构、弹簧的刚度；△ft、△L——不平衡力，推杆位移的变化量。
从式中，可得出如下推论：(1) 刚度越大，在相同△ft变化下，推杆位移变化量△L越小，阀越稳定；反之亦然。
(2) B∞Pr，弹簧范围越大，刚度越大，阀越稳定。
故阀易产生振荡时，应选Pr大的弹簧。
4.2 调节阀的稳定性调节阀的稳定性与阀关闭时的不平衡力Ft对阀的作用方向有关。
当Ft的作用方向是将阀芯顶开时(即“－” Ft)，调节阀就稳定；反之，Ft的作用方向是将阀芯压闭时(即“+” Ft)，阀的稳定性就差——即容易产生振荡。
调节阀在现场通常产生振荡就是此原因所致。
解决振荡的办法就是改变阀的流向，把“+” Ft变成了“－” Ft，调节阀的振荡就消除了。
为什么“－” Ft阀稳定性好，而“+” Ft的稳定性差，产生振荡呢?从下面的分析就清楚了。
对“－” Ft：当干扰使阀增加一个“△Ft”时，阀被顶开，阀芯被顶开压差就下降，“△Ft”就自动消失。
由此看出，由于它能自动排除干扰，所以阀稳定。
对“+”Ft：当干扰使阀增加一个“△Ft”时，阀芯被压闭，使阀的压差增加，“△Ft "再进一步地增大，又进一步地压闭阀芯，压差再增加，“△Ft "再增加，这样就破坏了原平衡状态，阀芯在干扰作用下，不能自动消除它，反而使得放大，迫使阀芯作浮上浮下运动，这就是我们所说的调节阀的振荡。
4.3 调节阀稳定性的校核在对“+” Ft工作时，阀的稳定性差。
在什么条件下才认为是稳定的呢？它与阀的刚度有关，最终的结果是(推导略)：稳定的条件：“+” Ft ﹤ 1/3 PrAe 不稳定的条件：“＋” Ft ≥ 1/3 PrAe4.4 调节阀不稳定(振荡)的克服从上述看出“+” Ft稳定性差，“-” Ft稳定性好，通常阀产生振荡都是在“+” Ft下工作造成的。
遇到此现象，首先分析受力和流向，若为“+” Ft工作，只需将阀改变流向安装即可，从根本上消除上述问题；若不能改变流向，则必须增大弹簧范围，如Pr＝20～100KPa改为Pr＝40～200KPa等。