四柱液压机由主机及控制机构两大部分组成。液压机主机部分包括液压缸、横梁、立柱及充液装置等。动力机构由油箱、高压泵、控制系统、电动机、压力阀、方向阀等组成。液压机采用PLC控制系统，通过泵和油缸及各种液压阀实现能量的转换，调节和输送，完成各种工艺动作的循环。该系列液压机具有的动力机构和电气系统，并采用按钮集中控制，可实现手动和自动两种操作方式。
该液压机结构紧凑，动作灵敏可靠，速度快，能耗小，噪音低，压力和行程可在规定的范围内任意调节，操作简单。在本设计中，通过查阅大量文献资料，设计了液压缸的尺寸，拟订了液压原理图。按压力和流量的大小选择了液压泵，电动机，控制阀，过滤器等液压元件和辅助元件。
关键词：四柱；液压机；PLC
第1章 绪论
1.1概述
本次设计的题目由我实习的公司提供，主要是对铝合金材料等的加工。公司所生产的产品是气瓶，材料包括铝合金、碳纤维、钢等。设计液压机是为了更加深刻理解液压机在加工过程中的工作原理以及实际应用意义。液压机是利用液体来传递压力的液压设备。液体在密闭的容器中传递压力时是遵循帕斯卡定律。 液压机的液压传动系统由动力机构、控制机构、执行机构、辅助机构和工作介质组成。本机器采用三梁四柱结构形式，机身由工作台、滑块、上横梁、立柱、锁母和调节螺母等组成。四柱式结构为液压机最常见的结构形式之一。四柱式结构最显著的特点是工作空间宽敞、便于四面观察和接近模具。整机结构简单，工艺性较好，但立柱需要大型圆钢或锻件。液压机在一定的机械、电子系统内，依靠液体介质的静压力，完成能量的积压、传递、放大，实现机械功能的轻巧化、科学化、最大化。液压机械具有重量轻、功率大、结构简单、布局灵活、控制方便等特点，速度、扭矩、功率均可做无级调节，能迅速换向和变速，调速范围宽，快速性能好，工作平稳、噪音小. 适用于金属材料压制工艺,如冲压、弯曲、翻边、薄板拉伸等。也可从事于校正、压装、砂轮成型、冷热挤压金属等同样适应于非金属材料，如塑料、玻璃钢、粉末冶金、绝缘材料等压制成型，以及有关压制方面的新工艺、新技术的试验研究等。已经广泛应用到医疗、科技、军事、工业、自动化生产、运输、矿山、建筑、航空等领域。
本设计题目的要求是按照液压系统规定的动作图表驱动电机、选择规定的工作方式，在发讯元件的指令下，使有关电磁铁的动作以完成点动和半自动循环指定的工艺动作。设电气控制箱，除依据机器部分的需要必须分散安装于各处的电器元件（如：电动机、电磁铁、接近开关、压力继电器）外，其它电器均集中安装在电气控制箱内，操作人员只需操纵相应的开关按扭，即可对机器进行操作。
由于继电器接触器控制是采用固定接线的硬件实现逻辑。如果生产任务或生产工艺发生变化，就必须重新设计，改变硬件结构，这样造成时间和资金的浪费。另外，大型控制系统用继电器接触控制，使用继电器数量多，控制系统体积大，耗电多，且继电器触点为机械触点，工作频率低，在频繁动作情况下寿命较短，造成系统故障，系统的可靠性差。而PLC控制能改善继电器控制器上述的不足, PLC可靠性高，抗干扰能力强,通用性强，控制程序可变，使用方便,功能强，适应面广,编程简单，容易掌握;体积小、重量轻、功耗低、维护方便,减少了控制系统的设计及施工的工作量等特点,所以设计时我们采用PLC能集中且较方便地制。
图1.1四柱液压机
1.2发展趋势
(1)高速化，高效化，低能耗。提高液压机的工作效率，降低生产成本。
(2)机电液一体化。充分合理利用机械和电子方面的先进技术促进整个液压系统的完善。
(3)自动化、智能化。微电子技术的高速发展为液压机的自动化和智能化提供了充分的条件。自动化不仅仅体现的在加工，应能够实现对系统的自动诊断和调整，具有故障预处理的功能。
(4)液压元件集成化，标准化。集成的液压系统减少了管路连接，有效地防止泄漏和污染。标准化的元件为机器的维修带来方便。
液压传动的基本原理：液压系统利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，通过液体压力能的变化来传递能量，经过各种控制阀和管路的传递，借助于液压执行元件(液压缸或马达)把液体压力能转换为机械能，从而驱动工作机构，实现直线往复运动和回转运动。其中的液体称为工作介质，一般为矿物油，它的作用和机械传动中的皮带、链条和齿轮等传动元件相类似。
在液压传动中，液压油缸就是一个最简单而又比较完整的液压传动系统，分析它的工作过程，可以清楚的了解液压传动的基本原理。
[编辑本段]液压传动系统的组成
液压系统主要由：动力元件（油泵）、执行元件（油缸或液压马达）、控制元件（各种阀）、辅助元件和工作介质等五部分组成。
1、动力元件（油泵） 它的作用是把液体利用原动机的机械能转换成液压力能；是液压传动中的动力部分。
2、执行元件（油缸、液压马达） 它是将液体的液压能转换成机械能。其中，油缸做直线运动，马达做旋转运动。
3、控制元件 包括压力阀、流量阀和方向阀等。它们的作用是根据需要无级调节液动机的速度，并对液压系统中工作液体的压力、流量和流向进行调节控制。
4、辅助元件 除上述三部分以外的其它元件，包括压力表、滤油器、蓄能装置、冷却器、管件各种管接头(扩口式、焊接式、卡套式）、高压球阀、快换接头、软管总成、测压接头、管夹等及油箱等，它们同样十分重要。
5、工作介质 工作介质是指各类液压传动中的液压油或乳化液，它经过油泵和液动机实现能量转换。
第2章 液压机本体结构设计
液压机基本技术参数
800吨液压机设计要求
1、 主缸公称压力 8000kN
2、 主缸回程力 1600KN
3、 顶出缸公称压力 1000kN
4、 顶出缸回程力 600KN
5、 滑块距工作台最大距离 1800 mm
6、 滑块行程 . 1200 mm
7、 顶出行程 400mm
8、 工作压力 25MPa
9、 滑块速度 空程速度 120mm/s
挤压速度 15---25 mm/s
回程 110mm/s
10、 顶出速度 顶出 140mm/s
回程 150mm/s
11、工作台中心孔 Φ100 mm
12、工作台面大小 根据设备稳定性进行设计。(2200*1600，1600*1600,3150*2000)
液压缸的基本结构设计
液压缸的类型
图2.1双作用单活塞杆液压缸
液压缸选用双作用单活塞杆液压缸，活塞在行程终了时缓冲。因为工作过程中需要往复运动，从图可见，油缸被活塞头分隔为两腔，侧面有两个进油口，因此，可以获得往复的运动。实质上起到两个柱塞缸的作用。此种结构形式的油缸，在中小型液压机上应用最广。
钢筒的连接结构
在设计中上、下缸都选择法兰连接方式。这种结构简单，易加工，易装卸。
上缸采用前端法兰安装，下缸采用后端法兰安装。
缸口部分结构
缸口部分采用了Y形密封圈、导向套、O形防尘圈和锁紧装置等组成，用来密封和引导活塞杆。由于在设计中缸孔和活塞杆直径的差值不同，故缸口部分的结构也有所不同。
缸底结构
缸底结构常应用有平底、圆底形式的整体和可拆结构形式。
平底结构具有易加工、轴向长度短、结构简单等优点。所以目前整体结构中大多采用平底结构。圆底整体结构相对于平底来说受力情况较好，因此，在相同应力，重量较轻。另外，在整体铸造的结构中，圆形缸底有助于消除过渡处的铸造缺陷。但是，在液压机上所使用的油缸一般壁厚均较大，而缸底的受力总是较缸壁小。因此，上述优点就显得不太突出，这也是目前在整体结构中大多采用平底结构的一个原因。然而整体结构的共同缺点为缸孔加工工艺性差，更换密封圈时，活塞不能从缸底方向拆出，但由于较可拆式缸底结构受力情况好、结构简单、可靠，因此在中小型液压机中使用也较广。
在设计中选用的是平底结构。
油缸放气装置
通常油缸在装配后或系统内有空气进入时，使油缸内部存留一部分空气，而常常不易及时被油液带出。这样，在油缸工作过程中由于空气的可压缩性，将使活塞行程中出现振动。因此，除在系统采取密封措施、严防空气侵入外，常在油缸两腔最高处设置放气阀，排出缸内残留的空气，使油缸稳定的工作
排气阀的结构形式包括整体式和组合式。在设计中选用的是整体式。
整体式排气阀阀体与阀针合为一体，用螺纹与钢筒或缸盖连接，靠头部锥面起密封作用。排气时，拧松螺纹，缸内空气从锥面间隙中挤出，并经斜孔排出缸外。这种排气阀简单、方便、但螺纹与锥面密封处同心度要求较高，否则拧紧排气阀后不能密封，会造成泄露。
缓冲装置
缓冲装置的工作原理是使钢筒低压腔内油液(全部或部分)通过节流把动能转换为热能，热能则由循环的油液带到液压缸外
缓冲装置的结构有恒节流面积缓冲装置和变节流型缓冲装置。在设计中我采用的是恒节流面积缓冲装置，此类缓冲装置在缓冲过程中，由于其节流面积不变，故在缓冲开始时，产生的缓冲制动力很大，但很快就降低下来，最后不起什么作用，缓冲效果很差。但是在一般系列化的成品液压缸中，由于事先无法知道活塞的实际运动速度以及运动部分的质量和载荷等，因此为了使结构简单，便于设计，降低制造成本，仍多采用此种节流缓冲方式。
缸体结构的基本参数确定
主缸参数
主缸的内径:
（注：所用公式都来源于文献【10】【17】）
===0.638M （2-1）
按标准取整=0.0M
主缸活塞杆直径
=（2-2）
==0.573M （2-2）
按标准取整=0.58M
主缸实际压力:
= （2-3）
主缸实际回程力:
= （2-4）
顶出缸的直径:
===0.226M
按标准取整=0.25M
顶出缸的活塞杆直径
===0.177M
按标准取整=0.18M
顶出缸实际顶出力:
=
顶出缸实际回程力：
=
各缸动作时的流量：
主缸进油流量与排油流量：
(1)快速空行程时的活塞腔进油流量
= （2-5）
（2）快速空行程时的活塞腔的排油流量
== （2-6）
（3）工作行程时的活塞腔进油流量
==
（4）工作行程时的活塞腔的排油流量
==
（5）回程时的活塞杆腔进油流量
==
（6）回程时的活塞腔的排油流量
==
顶出缸的进油流量与排油流量：
(1)顶出时的活塞腔进油流量
=
（2）顶出时的活塞杆的排油流量
==
（3）回程时的活塞杆腔进油流量
==
（4）回程时的活塞腔的排油流量
==
表2.1上缸钢筒所选材料
| 型号 | ≥／MPa | ≥／MPa | ≥／% |
| 45 | 610 | 360 | 14 |
上缸的设计计算
筒壁厚计算
公式: =++ （2-7）
当～0.3时，用使用公式:
=
=0.122 m （2-8）
取 =0.2m
--为缸筒材料强度要求的最小，M --为钢筒外径公差余量，M
--为腐蚀余量，M --试验压力，16M时，取=1.25P
P—管内最大工作压力为25 M --钢筒材料的许用应力，M =/n
--钢筒材料的抗拉强度，M n—安全系数，通常取n=5
当时,材料使用不够经济,应改用高屈服强度的材料.
筒壁厚校核
额定工作压力, 应该低于一个极限值,以保证其安全.
MPa
=0.35
=47MPa （2-9）
=外径 D=内径
同时额定工作压力也应该完全塑性变形的发生:
320=86.9 MPa （2-10）
--缸筒完全塑性的变形压力, --材料屈服强度MPa
--钢筒耐压试验压力，MPa
=30.42～36.50 MPa （2-11）
缸筒的暴裂压力
=2.3610
=165.7MPa （2-12）
缸筒底部厚度
缸筒底部为平面时:
0.433
0.433
mm （2-13）
取 mm --筒底厚，MM
核算缸底部分强度
按照平板公式即米海耶夫推荐的公式计算，缸底进油孔直径为φ20cm则
Ψ===0.6875 （2-14）
=
=69.8 MPa （2-15）
按这种方法计算[]=100MPa <[] 所以安全
缸筒端部法兰厚度:
=
=67.0mm （2-16）
取 h=100mm
--法兰外圆半径; --螺孔直径; 螺钉 – M30
b—螺钉中心到倒角端的长度
=32cm = 42cm =48.5cm = =10cm h=10cm
= =37cm = = =47.25cm
图2.2部分工作缸
校核法兰部分强度：
=
=0.067cm （2-17）
（2-18）
其中 P==
=110.2=11.02KN/cm （2-19）
==0.0335 （2-20）
=0.367 （2-21）
=1 （2-22）
==0.42 （2-23）
所以 =95.1MPa
（2-24）
=57.1+34.6=91.7 MPa<[] 满足要求
依据上面公式当垫片的厚度为大于10cm时就能满足要求，为了满足横梁的强度和工艺性，垫片厚度选用25cm。因此可以推算横梁的厚度取大于25cm即满足要求。
缸筒法兰连接螺钉：
表2.2 螺钉所选材料
| 型号 | ≥／MPa | ≥／MPa | ≥／% |
| 35 | 540 | 320 | 17 |
= MPa
=
=8.5 MPa （2-25）
z-螺钉数12根; k-拧紧螺纹的系数变载荷 取k=4; -螺纹底径, m
(2)螺纹处的剪应力:
=0.475 MPa （2-26）
= MPa （2-27）
-屈服极限 -安全系数; 5
(3)合成应力:
=
= MPa （2-28）
垫片与横梁间螺钉的校核：
(1)螺钉处的拉应力
= MPa
=
=3.8 MPa （2-29）
z-螺钉数12根; k-拧紧螺纹的系数变载荷 取k=4; -螺纹底径, m
(2)螺纹处的剪应力:
=0.475 MPa （2-30）
= MPa （2-31）
-屈服极限 -安全系数; 5
(3)合成应力:
=
= MPa （2-32）
活塞杆直径d的校核：
表2-3 活塞杆所选材料
| 型号 | ≥／MPa | ≥／MPa | ≥／% |
| 45MnB | 1030 | 835 | 9 |
（2-33）
d=0.58M 满足要求
F—活塞杆上的作用力 —活塞杆材料的许用应力，=/1.4
下缸的设计计算：
表2.4钢筒所选材料
| 型号 | ≥／MPa | ≥／MPa | ≥／% |
| 45 | 610 | 360 | 14 |
公式: =++
当～0.3时，用使用公式:
=
=0.048 m
取 =0.07m
--为缸筒材料强度要求的最小，M --为钢筒外径公差余量，M
--为腐蚀余量，M --试验压力，16M时，取=1.25P
P—管内最大工作压力为25 M --钢筒材料的许用应力，M =/n
--钢筒材料的抗拉强度，M n—安全系数，通常取n=5
当时,材料使用不够经济,应改用高屈服强度的材料.
下缸筒壁厚校核
额定工作压力, 应该低于一个极限值,以保证其安全.
MPa
=0.35
=43.6MPa
=外径 D=内径
同时额定工作压力也应该完全塑性变形的发生:
320=78.9 MPa
--缸筒完全塑性的变形压力, --材料屈服强度MPa
--钢筒耐压试验压力，MPa
=27.62～33.14 MPa
缸筒的暴裂压力
=2.3610
=150.4MPa
缸筒底部厚度
缸筒底部为平面:
0.433
0.433
mm 取 mm
--筒底厚，MM
核算缸底部分强度
按照平板公式即米海耶夫推荐的公式计算，缸底进油孔直径为φ8cm，则
Ψ===0.68
=
=43.1MPa
按这种方法计算[]=100MPa <[] 所以安全
缸筒端部法兰厚度:h
=
=36.3mm
取 h=40mm
--法兰外圆半径; --螺孔直径; 螺栓 – M12
b—螺栓中心到倒角端的长度
=12.5cm = 16cm =20.2cm = =3.5cm h=4cm = =14.25cm = = =20.1cm
校核法兰部分强度：
=
=0.182cm
其中 P===137.1=13.71KN/cm
==0.3
=0.175
=1.493
==0.48
所以 =53.9 MPa
=2+39.2=303.2 MPa<[] 满足要求
缸筒法兰连接螺钉：
表2.5 螺钉所选材料
| 型号 | ≥／MPa | ≥／MPa | ≥／% |
| 35 | 540 | 320 | 17 |
= MPa
=
=2.9 MPa
z-螺栓数12根; k-拧紧螺纹的系数变载荷 取k=4; -螺纹底径, m
(2)螺纹处的剪应力:
=0.475 MPa
= MPa
-屈服极限 -安全系数; 5
(3)合成应力:
=
= MPa
垫片与横梁间螺栓的校核：
(1)螺栓处的拉应力
= MPa
=
=2.9 MPa
z-螺栓数12根; k-拧紧螺纹的系数变载荷 取k=4; -螺纹底径, m
(2)螺纹处的剪应力:
=0.475 MPa
= MPa
-屈服极限 -安全系数; 5
(3)合成应力:
=
= MPa
活塞杆直径d的校核：
表2.6 活塞杆所选材料
| 型号 | ≥／MPa | ≥／MPa | ≥／% |
| 45MnB | 1030 | 835 | 9 |
d=0.18M 满足要求
F—活塞杆上的作用力
—活塞杆材料的许用应力，=/1.4
确定快速空程的供液方式、油泵规格和电动机功率
快速空程时的供油方式
主缸快速空程下行活塞腔的进油量为.该流量数值较大，只采用油泵来满足很不经济，故决定用活动件自重快速下行的方式，使用充液阀从充液油箱吸油。
确定液压泵流量和规格型号
系统工作时所需高压液体最大流量是主缸工作行程活塞腔的进油流量，为，主缸活塞回程时所需流量，为，顶出缸顶出时所需进油流量，为.主缸回程和顶出缸顶出时，他们只是在开始时需要高压而其他情况则不需要高压.根据工况分析，决定选用一台ZB型斜轴式轴向柱塞泵公称流量为，转速为，功率为130.2/KW，型号1ZXB740。
电机选用三相异步电机，型号Y315L2-6，额定功率132/KW ，转速为 ，电流246/A，效率93.8%，功率因数0.87，重量1210千克。
图2.3 轴向柱塞泵
泵的构造与工作原理
1工作原理
如图所示，当传动轴带动柱塞缸体旋转时，柱塞也一起转动。由于柱塞总是压紧在斜盘上，且斜盘相对刚体是倾斜的。因此，柱塞在随缸体旋转运动的同时，还要在柱塞缸体内的柱塞孔中往复直线运动。
当柱塞从缸体柱塞塞孔中向外拉出时，缸体柱塞孔中的密闭容积便增大，通过配流盘的进油口将液压油吸进缸体柱塞孔中；当柱塞被斜盘压入缸体柱塞孔时，缸体柱塞孔内的容积便减小，液压油在一定的压力下，经配油盘的出油口排出。如此循环，连续工作。PVH泵的控制系统能调节液压泵的工况，使排出液压油满足工作装置需要。
2 控制系统
PVH泵的控制系统分为两种：压力补偿控制系统和载荷感应压力限定控制系统。
压力补偿控制系统是通过改变液压泵的流量，保持设定的工作压力来满足工作要求的一种控制方式。
载荷感应压力限定控制系统，是通过对工作载荷的压力变化进行感应，自动调节液压泵的工作状态，以满足特定系统工况的要求。
立柱结构设计
立柱设计计算
1.先按照中心载荷进行初步核算，许用应力[]不应大于55，并参照同类型液压机的立柱，初步定出立柱直径。
2.按标准选取立柱螺纹。
3.立柱螺纹区到光滑区过渡圆角应尽可能取大些，最好在30~50mm之间。
原设计主要参数为：
F=8000KN
H=300cm
B=180cm(宽边立柱中心距)
d=30cm(立柱光滑部分直径)
e=10cm(允许偏心距)
n=4（立柱的根数）
立柱材料为45#钢，中频淬火≥620MPa，≥375MPa
（1）中心载荷时的应力：
= = =22.2 （2-34）
（2）偏心载荷静载荷合成应力 由于小型液压机，可将立柱考虑为插入端的悬臂梁，m=0.25
=+=+
=22.2+74.1=96.3 （2-35）
<150,因此是安全的。
对于截面的45#钢，≥375MPa，尺寸系数已考虑在内，立柱表面为精车，对于正火的45#钢，表面质量系数为0.9，因此[]可取为300MPa.过渡圆角半径为30mm.
疲劳强度校核：
==0.1 （2-36）
==0.107 （2-37）
从文献【10】中查出=1.58
K=1=0.70（1.58-1）=1.41 （2-38）
=K=1.41×96.3=104.4<300 （2-39）
[]为200MPa, 因此是安全的。
立柱是四柱液压机重要的支承件和受力件，同时又是活动横梁的导向基准。因此，立柱应有足够的强度与刚度，导向表面应有足够的精度，光洁度和必要的硬度。
连结形式
立柱式机架是常见的机架形式，一般由4根立柱通过螺母将上、下横梁紧固地连结在一起，组成一个刚性的空间框架。在这个框架中，既安装了液压机本体的主要零部件，又在液压机工作时，承受液压机的全部工作载荷，并作为液压机运动部分的导向。整个机架的刚度与精度，在很大程度上取决于立柱与上、下横梁的连接形式与连接的紧固程度。
图2.4 中、小型液压机立柱连结形式
在中、小型液压机中，常用的连结形式有以下4种：
1. 立柱用台肩分别支承上、下横梁，然后用外锁紧螺母上、下予以锁紧。这种结构中，上横梁下表面（工作台）上表面间的距离与平行度，全靠4根立柱台肩间尺寸的一致性来保证，因此装配简单，不需调整，装配后机架的精度也无法调整，且对立柱台肩间尺寸精度的加工要求很高。因此，这种结构仅在无精度要求的小型简易液压机中采用。
2. 内外螺母式，即在立柱上分别用内、外两个螺母来固定上、下横梁，用内螺母来起上述台肩的支承作用，用外锁紧螺母上、下予以锁紧。上横梁下表面的水平度以及下横梁（工作台）上表面的水平度，两个表面之间的平行度与间距的保持，全靠安装时内螺母的调整，因此，对立柱的有关轴向尺寸要求不高，但对立柱螺纹精度（与立柱轴线的平行度）及内螺母精度（内螺母的螺纹对于上、下横梁贴合面的垂直度）要求较高，安装时调整比较麻烦。
3. 在与上横梁连结处用台肩代替内螺母，精度调节和加工均不很复杂，但立柱预紧不如第2种方便。
4. 与第3种形式基本相同，只是在下横梁处用台肩代替内螺母，但精度调节比第3种简便可靠。
在设计中选用的是第四种连结方式。
图2.5 组合式立柱螺母
立柱的螺母及预紧
立柱螺母一般为圆柱形，小液压机的立柱螺母是整体的，立柱直径在150mm以上时，做成组合式，由两个半螺栓紧固而成，材料用35~45锻钢或铸钢。因为在设计中我选用的立柱为300mm，所以采用此种结构。
立柱螺母的尺寸已有机械行业标准JB/T 2001.73——1999，螺母外径约为螺纹直径的1.5倍，内螺母一般与螺母等高，约为螺纹直径的0.9倍。
25MN以下的液压机，其立柱多做成实心的，实心的立柱的两端要钻出预紧螺母用的加热孔。
立柱的预紧分加热预紧与液压预紧。本次设计选用的是加热预紧方式。
加热预紧 比较常用的方法，为此，立柱端部应钻有加热孔，其深度应大于横梁的高度。在立柱及上横梁安装好后，先将内、外螺母冷态拧紧，然后用电热棒或通入蒸汽等加热方法使立柱端部伸长，达到一定温度后，将外螺母再向下拧过一个角度，一般是用螺母外径上一点转过的弧长来度量。立柱冷却后，就在螺母与横梁之间产生一个很大的预紧力，使螺母不易松动。加热时应注意两对角立柱同时加热。
立柱的导向装置
活动横梁运动及工作时，一般以立柱为导向，由于活动横梁往复运动频繁，且在偏心加压时有很大的侧推力，因此，不可能让活动横梁与立柱直接接触，互相磨损，必须选择耐磨损、易更换的材料作为两者之间的导向装置。导向装置的质量直接关系到活动横梁的运动精度及被加工件的尺寸精度，也会影响到工作缸密封件与导向面的磨损情况，对模具寿命及机身的受力情况也均有影响，为此，必须合理选择导向装置的结构及配合要求。
图2.6 导套
导向装置可分为导套与平面导板两大类。
导套
对于圆截面的立柱，都是在活动横梁的立柱孔中采用导套结构，又可分为圆柱面导套和球面导套。
圆柱面导套 在活动横梁的立柱孔中，各装有上、下两个导套，它们由两半组成，为了拆装方便，两半导套的剖分面最好有的斜度，导套两端装有防尘用的毡垫。这种导套结构简单，制造方便。
本次设计中采用这种形式的导套。
导套的材料计算
导套材料一般采用铸锡青铜ZQSn6-6-3，小液压机也有用铁基粉末冶金的。
导套比压q的计算
=
=1.33 MPa 满足要求 （2-40）
式中 T——机架计算中求得立柱上的侧推力（N）
d——导套内孔直径 (m)
c——导套高度（m）
[q]——许用比压 （MPa），对于ZQSn6-6-3，[q]=6~8 MPa
限程套
为防止运动部分超程，有些液压机在下横梁的4个立柱上安装限程套，一般为对开式，上、下两端应平行，4个限程套高度应一致，内孔比立柱直径大1-2mm，用铸铁制造。
图2.7 立柱安装限程套
底座
底座安装于工作台下部，与基础相连。底座仅承受机器之总重量。
底座材料可选用铸铁件或焊接结构。主要考虑到外形的美观，对精度无要求。
横梁参数的确定
上横梁结构设计
横梁由铸造制成，目前以铸造为多，一般采用ZG35B铸钢。 横梁的宽边尺寸由立柱的宽边中心距确定，上梁和活动梁的窄边尺寸应尽可能小些，以便锻造天车的吊钩容易接近液压机中心，梁的中间高度则由强度确定。
设计上横梁时，为了减轻重量，根据“ 等强度梁”的概念，设计成图所示的不等高梁，即立柱柱套处的高度h 小于中间截面的高度H。但在过渡区( A处) 会有应力集中
由于上横梁外形尺寸很大，为了节约金属和减轻重量，尽量使各个尺寸在允许的范围内降到最小。梁体做成箱形结构，在安装缸的地方做成圆筒形，安装立柱的地方做成方筒形，中间加设筋板，以提高刚度，降低局部应力。
图2.8梁的不等高结构
活动横梁结构设计
活动横梁的主要作用:
与工作缸柱塞杆连接传递液压机的压力，通过导向套沿立柱导向面上下往复运动;安装固定模具及工具等。因此需要有较好的强度、刚度及导向结构。活动横梁上部与工作缸柱塞相连，下部与上模座相连，梁体结构和受力状态都很复杂。当液压机工作时，高压液体作用于柱塞的力是通过活动横梁及上砧传递到锻件上而做功，活动横梁的上下运动则依靠梁与立柱的导向装置。
活塞杆与横梁的连接
刚性连接 柱塞下端插入活动横梁内。 此种连接方式在偏心载时，柱塞跟随活动横梁一起倾斜，将动梁所受偏心力矩的一部分传给工缸导向套，使导向套承受侧向水平推力或一对力偶，从而加剧导向套及封的磨损。单缸液压机或三缸液压机的中间工作缸多采取此种结构。
在活塞杆焊接法兰用螺钉与横梁连接，用12根M30的螺钉，达到预紧的目的。
下横梁结构设计
下横梁的刚度要求应略严一些，以保证整个压机的刚性。下横梁直接与立柱、拉杆、工作台、回程缸和顶出器相连，梁体结构和受力状态都很复杂。对于下横梁，其设计原则与上横梁相同，是在满足相连部件最小几何尺寸要求和工艺要求的条件下，尽可能缩减其纵向、横向尺寸，这是有效提高梁的刚度、强度和减轻梁的重量应首先把握的主要原则。
各横梁参数的确定
因为液压缸与横梁间的垫片厚度为25cm，因此可以推算横梁的厚度取大于25cm即满足要求。考虑在垫片与横梁的连接面积比垫片与液压缸的连接面积少一半所以上横的受力部分厚度选用50cm，因为有空心部分，所以整体厚度选用75cm。活动横梁受力部分为35cm，整体厚度选用50cm。因为下缸的公称压力小，但受力打，所以整体厚度选用40cm。
第3章 液压系统及元件的设计
液压系统原理
工作原理
图3.1液压控制原理系统图
1.主油箱 2.三相异步电动机 3.斜盘式轴向柱塞泵 4.顺序阀5.先导溢流阀
6．三位四通电磁换向阀 7. 二位四通电磁换向阀8.压力继电器9. 单向阀10.压力表
11.补油箱12.上缸13.背压阀14.液控单向阀 15.行程开关16.下缸17.节流阀
图1是油路控制原理系统图，工作时，电液换向阀6通电，压力油由泵3打出， 经顺序阀4，进入电液换向阀6的右位，再通过单向阀9 ，进入上缸12的上腔。同时，经电磁阀7补油进入油缸上腔。回油从上缸的下腔经过（单向顺序阀）背压阀13和液控单向阀14 ， 通过电液换向阀7， 流回到油箱。
与此同时， 上缸在自重的作用下， 加速了向下的快速运动，使上缸的上腔瞬时间形成了真空带，补油箱的油会通过液控单向阀 ，被吸进上缸的上腔， 以消除真空， 保持上缸的快速下移。
当上缸带动上模与下模合模后， 压力油继续输入上油缸的上腔， 油缸上腔的压力开始升高，由于油压的升高，补油箱处的液控单向阀被关闭， 切断了补油箱的供油，使上缸12下行速度开始放慢。油缸上腔压力继续升高， 当压力超过了压力继电器10的调定值时， 压力继电器发出信号，控制电液换向阀6转换到中位， 切断油缸12上腔的供油， 上缸停止运动，系统开始保压，保压时间为40s。
保压完后， 电液换向阀6的左位被接通， 泵3打出的压力油， 经过顺序阀4， 通过电液换向阀6的左位，再经过液控单向阀14 、（单向顺序阀）背压阀13 ， 进入上油缸12 的下腔， 推动油缸向上运动，同时电磁阀7切换到左位，油箱补油加速回程。 油缸12上腔的回油通过液控单向阀 ， 流回到补油箱11 。使得上缸能快速退回原位。
当将电液换向阀6的中位和电液换向阀的右位接通时， 泵3打出的压力油，经过电液换向阀的左位， 进入下缸16的下腔，回油从下缸16的上腔经过电液换向阀的左位，流入回油箱，下缸上行顶出工件。
在工件取出后， 换向阀的右位开始工作， 压力油进入下缸16的上腔， 下缸下腔的回油经过阀的右位流入回油箱， 下缸向下运动， 恢复原位。
阀13在保压时可防止上油缸12上腔的油液倒流，行程开关 15 用于控制上、下缸的极限位置，压力表分别显示上、下油缸和整个系统的压力。
工艺加工过程
表3.1 工艺加工过程图
| 动作名称 | 动作讯号 | 电磁换向阀 | 电动机 | |||||
| 1YA | 2YA | 3YA | 4YA | 5YA | 6YA | 1D | ||
| 电机启动 | AQ | + | ||||||
| 快速下行 | 1A | + | + | + | ||||
| 减速及压制 | 2HC(1A) | + | + | + | ||||
| 保压 | JP | + | + | + | ||||
| 卸压 | JS(2A) | + | + | + | ||||
| 回程停止 | 1HC | + | ||||||
| 顶出缸顶出 | 3A | + | + | |||||
| 退回 | 4A | + | + | |||||
| 静止 | 5A | |||||||
管道及管接头
管道及管接头用以把液压元件连接起来，组成一个完整的系统。正确的选择管道和管接头，对液压系统的安装、使用和维修都有着重要的意义。在设计管道时，管径应适应、路线应最短，管道弯头、接头应尽量小，以减小系统的压力损失。同时，管道的连接必须牢固可靠，防止振动松脱，并且要便于调整和维修。
管道
管子的种类
液压传动系统常用的管子有钢管、橡胶软管、尼龙管和塑料管等。应当根据液压元件的装置条件、部位和压力大小来选用的材料。我选用的是钢管。
钢管 分为焊接钢管和无缝钢管。压力小于2.5 Mpa时可选用焊接钢管；压力大于2.5 MPa时，推荐用10号或15号无缝钢管；对于需要防锈防腐蚀的场合，可选用不锈钢管；超高压时可选用合金钢管。本设计主要选用合金钢管。
钢管价格便宜，工作压力较高，但装配时不能任意弯曲，因此多用于装配部位较少和产品比较定型以及大功率的液压传动装置中，是液压传动系统主要的材料。
管子的内径和壁厚的确定
管道尺寸一般由选定的标准元件连接口尺寸确定，也可以按管路允许流速进行计算。
油缸快进时的流量可达。取管内流速。
==0.040 （3-1）
取d=42mm
主缸快退时进流量可达，则
==0.040
取d=42mm
顶出缸快进时的流量可达，则
==0.042
取d=45mm
顶出缸快退时进流量可达，则
==0.016
取d=45mm
管接头
管接头用于之间或与液压元件之间的连接。对管接头的基本要求是工作可靠、密封性良好、对液流的阻力小、结构简单、安装和制造方便等。常用的管接头可分为金属管固定连接管接头、活动连接管接头和软管管接头等三类。
1.金属管固定连接管接头
法兰连接 法兰连接的结构形式有焊接式和凸肩式两种。用12个高强度螺栓紧固，并采用O型橡胶密封圈密封。
法兰连接常用于通径大于32mm的高压管道及超高压管道。这种连接的特点是牢固可靠，但外形尺寸较大，要求较大的空间。目前，法兰连接一般是采用方形的法兰，在直径大于125mm时，也可采用圆形法兰。
在设计中采用法兰式连接。
液压控制阀的选择
先导式溢流阀
DB/DBW型先导式溢流阀具有压力高、调压性能平稳、最低调节压力低和调压范围大等特点。在设计中选用DBW型，可以控制系统的压力并能在任意时刻使之卸荷。
DBW30的通径为20MM，最大流量可达500，可以满足供油要求。
节流阀
Z2FS型节流阀是双单向叠加式节流阀，用来控制两个工作油口的主流量或先导油流量。将本元件装在先导阀和主阀之间，可以控制先导流量。
Z2fs型的通径为22mm，流量可达350，对于下油缸流量要求较小，所以，可以满足要求。
单向阀
S型单向阀 该阀为锥阀式结构，压力损失小。主要用于做背压阀和旁路阀用。
连接方式采用管式连接，通径为30mm，流量可达260
SV型液控单向阀 该阀为锥阀式结构，只允许油流正向通过，反向则截止。
连接方式采用螺纹连接，型号选SV25。通径为20mm，流量可达300
电磁换向阀
设计中采用三位四通电磁换向阀。次那个号为DSG系列，该系列电磁换向阀配有强吸力、高性能的湿式电磁铁，具有高压、大流量、压力损失低等特点。
选用S-DSG-03-3C 最大流量120。
顺序阀
DZ型先导式顺序阀
该阀利用油路本身压力来控制液压缸或马达的先后动作顺序，以实现油路系统的自动控制。改变控制油和泄露油的连接方法，该阀还可以作为卸荷阀和背压阀（平衡阀）使用。
DZ型选通径25mm 流量可达300。
背压阀
该阀可使背压随载荷变化而变化，载荷增大，背压自动降低，载荷减小则背压增加，使运动平稳性好，提高系统效率。
选择FBF3型系列，满足最大32 MPa范围即可。
第4章 控制部分
PLC概述
在本次设计中控制部分用可编程控制器，即PLC。关于可编程控制器的定义，1980年，NEMA将可编程控制器定义为：“可编程控制器是一种带有指令存储器，数字的或模拟输入/输出接口，以位运算为主，能完成逻辑、顺序、定时、计数和算术运算等功能，用于控制机器或生产过程的自动控制装置。”从定义可知，PLC也是一种计算机，它有着与通用计算机相类似的结构，即由处理器（CPU）、存储器（MEMORY）、输入/ 输出（I/O）接口及电源组成的。只不过它比一般的通用计算机具有更强的与工业过程相连的接口和更直接的适应控制要求的编程语言。
控制部分设计
PLC采用欧姆龙控制，芯片选用CPM1A-40CDT-D,输出形式是晶体管，这种形式适合工作频繁的机械中，功能比较强大。此芯片项目为40点T/O型。可实现循环扫描和即时刷新并用。编程语言是梯形图方式。输入12点00000-00011，输出8点01000-01007.
采用梯形图编程方式，工艺流程是分步进行，所以按照流程图所需进行编译。
输入、输出控制部分在电路图标出。由于是循环工艺流程，所以在编程中多处加入了延时。
图4.1继电器-接触器接口电路
图4.1利用中间继电器的触点来控制交流接触器线圈的得电与失电，从而控制大型负载，完成从低压直流到高压交流的过度控制。
图4.2输入、输出地址
图4.2表示的是十个输入地址与7个输出地址，在电路接线图与程序梯形图中都有注明，因此在诠释程序的内容上方便理解。
图4.3主要工艺流程
压机工艺动作：
调整：按相应按钮即可得到相应的工艺动作，松开即停。
半自动工艺动作：按压双手按钮，即可得到滑块快下→慢下→压制（保压）→泄压回程→顶出→取坯。
拉伸工艺：按压双手按钮，即可得到顶出→滑块快下→慢下→压制（保压）→泄压回程→顶出→取坯。
流程图体现了整个系统的工作过程，清晰的表达系统的运行状况。
程序梯形图见后面的附录二。
总 结
毕业设计是对毕业生四年大学生活及学习的一次总结，是对毕业生的一次考核，通过设计的构思，可以看出一个本科毕业生的能力，同时也是对大学四年所学专业知识的一次广而深的复习。
毕业设计是与实际紧密联系在一起的，是一次理论联系实际的有机结合，在整个毕业设计过程中，我查阅了大量的资料，仔细认真的分析了当前工程液压机系统的性能，发现中型液压机中，主泵最好采用变量泵，因为,当需要高压时流量变小,当快速回程时,使用大流量低压强,这样一来，有利于降低功率，减少噪音，机器运转平稳。在设计中综合评比各元件的性能来选择零件，通过校核强度等完成液压机的整体设计。
最后，在此我衷心的感谢各位指导老师给予我耐心的指导，感谢图书馆的老师配合，感谢每一位给予我帮助的同学！
参考文献
[1].《液压传动与控制手册.陈启松 编. 上海科学技术出版社,2006.
[2].《机电一体化系统设计》.张键民等编 .高等教育出版社,2007.
[3].《机电控制技术及应用》.杨公源 编 .电子工业出版社,2005.
[4].《机械设计手册》，（新版1-6） .王文斌等编. 机械工业出版社,2004.
[5].《互换性与测量技术基础》.王伯平编. 机械工业出版社,2007.
[6].《电动机的单片机控制》.王晓明编 .北京航空航天大学出版社,2007.
[7].《机械制造技术基础》. 熊良山等编.华中科技大学出版社,2007.
[8]. 《机械零件材料与热处理工艺选择》.支道光编.机械工业出版社，2008.
[9].《液压元件及选用》.王守城，段俊勇编. 化学工业出版社，2007.
[10]. 《液压机的设计与应用》.俞新陆编 . 机械工业出版社，2007.
[11].《液力传动理论与设计》.马文里编. 化学工业出版社，2004.
[12].《单片机原理及应用教程[M]》.范立南,谢子殿.北京大学出版社, 2006.
[13].《机电控制系统分析与设计》. 高春甫等编.科学出版社，2007
[14].《润滑设计手册》.吴晓玲编.化学工业出版社，2006
[15]. Sors l.fatigue design of machine components.oxford:pergramon press.1991 [16].《电机学》，第四版. 李发海，朱东起编.科学出版社，2007
[17] .《机械设计手册》，（单行本3版），液压控制，减（变）速器、电机与电器.成大先等编 .化学工业出版社，2006
[18] Bradley D A. Mechatronics:Electronics in products and Processes. London:Chpman and Hall,1991.
致 谢
本次论文的全部工作得到指导老师杨红梅的亲切关怀和精心指导．导师严谨的治学态度、渊博的学识、诲人不倦的敬业精神以及高度的责任感使我受益非浅．特别是本人在期间遇到极大困难的时候，导师从精神上给我鼓舞、从专业知识上给我帮助。同时，感谢潘静老师给予我的指导，使我在液压部分做的更加细致。值此论文完成之际，谨向帮助我完成设计的恩师们表示崇高的敬意和衷心的感谢！
在本次设计的过程中得到了老师及同学的大力协助，通过与同学的交流让我在设计中遇到的困难也很快解决，在此一并表示感谢！
附录1：英文及翻译
Pressure transient theory
Before embarking on the analysis of pressure transient phenomena and the derivation of the appropriate wave equations,it will be usefull to describe the general mechanism of pressure propagation by reference to the events fllowing the instantaneous closure of a value postioned at the med-length point of a frictionless pipeline carrying fluid between two reservoirs.The two pipeline sections upstream and downstream of the value are identical in all respects.Transient pressure waves will be propagated in both pipes by valve operation and it will be assumed that rate of value closure precludes the use of rigid column theory.
As the valve is closed,so the fluide approaching its upstream face is retarded with a consequent compression of the flude and an expansion od the pipe cross-section.The increase in pressure at the valve results in a pressure wave being propagated upstream which conveys the retardation of flow to the column of fluid approaching the valve along the upstream pipeline.This pressure wave travels through the fluid at the appropriate sonic velocity,which will be shown to depend on the properties of the fluid and the pipe material.
Similarly,on the downstream side of the valve the retardation of flow results in a reduction in pressure at the valve,with the result that a negative pressure waves is propagated along the downstream pipe which,in turn,retards the fluid flow.It will be assumed that this pressure drop in the downstream pipe is insufficient to reduce the fluid pressure to either its vapour pressure or its dissolved gas release pressure,which may be considerable different.
Thus,closure of the valve results in propagation of pressure waves along both pipes and,although these waves are of different sign relative to the steady pressure in the pipe prior to valve operation,the effect is to retard the flow in both pipe sections.The pipe itself is affected by the wave propagation as the upstream pipe swells as the pressure rise wave passes along it,while the downstream pipe contracts due to the passage of the pressure reducting wave.The magnitude of the deformation of the pipe cross-section depends on the pipe material and can be well demonstrated if,for example,thin-walled rubber tubing is employed.The passage of the pressure wave through the fluid is preceded,in practice,by a strain wave propagating along the pipe wall at a velocity close to the sonic velocity in the pipe material.However,this is a secondary effect and,while knowledge of its existence can explain some parts of a pressure-time trace following valve closure,it has little effect on the pressure levels generated in practical transient situations.
Following valve closure,the subsequent pressure-time history will depend on the conditions prevailing at the boundaries of the system.In order to describe the events following valve closure in the simple pipe system outlined above,it will be easier to refer to a series of diagrams illustrating conditions in the pipe at a number of time steps.
Assuming that valve closure was instantaneous,the fluid adjacent to the valve in each pipe would have been brought to rest and pressure waves conveying this information would have been propagated at each pipe at the appropriate sonic velocity c.At a later time t,the situation is as shown in fig.The wavefronts having moved a distance 1=ct,in each pipe,the deformation of the pipe cross-section will also have traveled a distancel as shown.
The pressure waves reach the reservoirs terminating the pipes at a time t=1/c.at this instant,an unbalanced situation arises at the pipe-reservior junction,as it is clearly impossible for the layer of fluid adjacent to the reservoir inlet to maintain a pressure different to that prevailing at that depth in the reservoir.Hence,a restoring pressure wave having a magnitude suffcient to bring the pipeline pressure back to its value prior to valve closure is transmitted from each reservoit at a time 1/c.For the upstream pipe,this means that a pressure wave is propagated towards the closed valve,reducing the pipe pressure to its original value and restoring the pipe cross-section.The propagation of this wave also preduces a fluid flow from the pipe into the reservoir as the pipe ahead of the moving wave is at a higher pressure than the reservoir.Now,as the system is assumed to be frictionless,the magnitude of this reversed flow will be the exact opposite of the original flow velocity,as shown in fig.
At the downstream reservoir,the converse occurs,resulting in the propagation of a pressure rise wave towards the valve and the establishment of a flow from the downstream reservoir towards the valve.
For the simple pipe considered here,the restoring pressure waves in both pipes reach the valve at a time 21/c.The whole of the upstream pipe has,thus,been returned to its original pressure and a flow has been established out of the pipe.At time 21/c,as the wave has reached the valve,there remains no fluid ahead of the wave to support the reversed flow.A low pressure region,therefore,forms at the valve,destroying the flow and giving rise to a pressure reducing wave which is transmitted upstream from the valve,once again bringing the flow to rest along the pipe and reducing the pressure within the pipe .It is assumed that the pressure drop at the valve is insufficient to reduce the pressure to the fluid vapour pressure.As the system has been assumed to be frictionless,all the waves will have the same absolute magnitude and will be equal to the pressure increment,above steady running pressure,generated by the closure of the valve.If this pressure increment is h,then all the waves propagating will be±h,Thus,the wave propagation upstream from the valve at time 21/c has a value-h,and reduces all points along the pipe to –h below the initial pressure by the time it reachs the upstream reservoir at time 31/c.
Similarly,the restoring wave from the downstream reservoir that reached the valve at time 21/c had established a reversed flow along the downstream pipe towards the closed valve .This is brought to rest at the valve,with a consequent rise in pressure which is transmitted.downstream as a +h wave arriving at the downstream reservoir at 31/c,at which time the whole of the downstream pipe is at pressure +h above the initial pressure whth the fuid at rest.
Thus,at time 31/c an unbalanced situation similar to the situation at t=1/c again arises at the reservoir –pipe junctions with the difference that it is the upstream pipe which is at a pressure below the reservoir pressure and the downstream pipe that is above reservoir pressure .However,the mechanism of restoring wave propagation is identical with that at t=1/c,resulting in a-h wave being transmitted from the upstream reservior,which effectively restores conditions along the pipe to their initial state,and a+h wave being propagated upstream from the downstream reservoir,which establishes a flow out of the downstream pipe.Thus,at time t=41/c when these waves reach the closed valve,the conditions along both pipes are identical to the conditions at t=0,i.e.the instant of valve closure.However ,as the valve is still shut,the established flow cannot be maintained and the cycle described above repeats.
The pipe system chosen to illustrate the cycle of transient propagation was a special case as,for convenience,the pipes upstream and downstream of the valve were identical.In practice,this would be unusual.However,the cycle described would still apply,except that the pressure variations in the two pipes would no longer show the same phase relationship.The period of each individual pressure cycle would be 41/c,where I and c took the appropriate values for each pipe.It is important to note that once the valve is closed the two pipes will respond separately to any further transient propagation.
The period of the pressure cycle described is 41/c.However,a term ofen met in transient analysis is pipe period,this is defined as the time taken for a restoring reflection to arrive at the source of the initial transient propagation and,thus,has a value 21/c.In the case described,the pipe period for both pipes was the same and was the time taken for the reflection of the transient wave propagated by valve from the reservoirs.
From the description of the transient cycle above,it is possible to draw the pressure-time records at points along the pipeline.These variations are arrived at simply by calculating the time at which any one of the±h waves reaches a point in the system assuming a constant propagation velocity c.The major interest in pressure transients lies in methods of limiting excessive pressure rises and one obcious method is to reduce valve speeds.However,reference to fig.illustrates an important point no reduction in generated pressure will occur until the valve closing time exceeds one pipe period.The reduction in peak pressure achieved by slowing the valve before a time 21/c from the start of valve closure and,as no beneficial pressure relief can be achieved if the valve is not open beyond this time.Generally,valve closures in less than a pipe period are referred to as rapid and those taking longer than 21/c are slow.
In the absence of friction , the cycle would continue indefinitely .However ,in practice, friction damps the pressure oscillations within a short period of time .In system where the frictional losses are high,the neglect of frictional effects can result in a serious underestimate of the pressure rise following valve closure.In these case,the head at the valve is considerably lower than the reservoir head.However,as the flow is retarded,so the frictional head loss is reduced along the pipe and the head at the valve increase towards the reservoir value.As each layer of fluid between the valve and the reservoir is brought to rest by the passage of the initial +h wave so a series of secondary positive waves each of a magnitude corresponding to the friction head recoverd is transmitted toward the valve,resulting in the full effect being felt at time 21/c.As the flow reverses in the pipe during time 21/c to 41/c,the opposite effect is recorded at the valve because of the re-establishment of a high friction loss,these variations being shown by lines AB and CD.In certain cases,such as long distance oilpipelines,this effect may contribute the larger part of the pressure rise following valve closure.
In addition to the assumptions made with regard to friction in the cycle description,mention was also made of the condition that the pressure drop waves at no time reduced the pressure in the system to the fluid vapour pressure.If this had occurred,then the fluid column would have separated and the simple cycle described would have been disrupted by the formation of a vapour cavity at the position where the pressure was reduced to vapour level.In the system described,this could happen on the valve’s downstream face at time 0 or on the upstream face at time 21/c.The formation of such a cavity is followed by a period of time when the fluid column moves under the influence of the pressure gradients between the cavity and the system boundaries.The period is normally terminated by the generation of excessive pressure on the final collapse of the cavity.This phenomena is generally referred to as column separation and is frequently made more complex by the release of dissolved gas in the vicinity of the cavity.
Pressure transient propagation may be defined in any closed pipe application by two basic equations,namely the equations of motion and continuity applied to a short segment of the fluid column.The dependent variables are the fluid’s average pressure and velocity at any pipe cross section and the independent variables are time and distance,normally considered positive in the steady flow direction.Friction will be assumed proportional to velicity squared and steady flow friction relationships will be assumed to apply to the unsteady flow cases considered.
压力冲击现象
在着手分析压力冲击现象和化分合理的流体方程之前，去描绘一般的关于压力传递的机械理论。通过参与这个关于阀门定位在一个较长点几乎没有摩擦的管道传输液体于两个蓄能源之间的结果之后是必要的。这个阀门连接的顺流管道截面和逆流管道截面考虑是一样的。压力冲击流将通过阀门操作传递在两个管道之间，并且假设阀门的关闭速度不应用于坚固圆管理论。
如果阀门是关闭的，而液体的流向是逆方向的，缓慢前进，结果导致液体被压缩和管道的横截面膨胀。阀门的压力增加导致高压液体逆向流动，延长了液体流过圆管通向阀这段管道的时间。这种高压液体的流动类似声音的传播，是依靠液体和管道材料作为介质的。
同样，阀的顺流面流动的延迟，将导致减小压力在阀门处。这个结果否定了高压液体的流动是沿着顺流管道的，阻止液体流动，假设流体压力在顺流管道是不能减小液体压力的或者蒸汽压力或者溶解气体释放的压力，各种愿意的考虑是不同的。
这样，关闭着的阀门导致高压液体的流动是沿着管道的，尽管那些流动有着各种不同的征兆。相对于稳定的压力流经阀门开启的管道。这种影响是关于液体流动的延迟在两种管道截面之间，管道自身受到影响由于液体逆向产生高压，管壁膨胀。同时，顺流管道缩短，由于流经液体的压力降低，这种管道横截面的巨大变形是由于管道材料的，并且能够被证明。例如，使用薄壁型橡胶管材。高压液体沿着液流前进。实践证明，由于液体的张力流向沿着管壁，它的速度接近于声速。在这种管道材料中，然而，这是一种次要作用，当认识到它的存在，能够解释一部分压力的传递时间随着阀门关闭特点，它几乎没有影响到压力标准应用在压力冲击现象。
在阀门关闭之后，这时是受压时间将主要依靠系统的边界条件，为了描绘阀门关闭的结果在同一个系统上，它将很容易说明在大量的图表上面，管道在每个时间段的情形。
由于阀门的关闭是瞬时的，液体接近每一段管道的阀门会带来停止，并且高压液体流动情况可能已经流过每一段管道。在适应的流速c和一段时间t，这时液体已经流过了一段距离1=ct，在每一段管道内，这时管道的横截面是变形也有一段距离1。
高压液体到达蓄能站通过管道的时间为t=1/c，在这段距离中出现了一个不稳定的位置，是在管道与蓄能站连接处。由于是不可能出现层流在蓄能站连接处，而保持压力不同及其它的值在阀门关闭之前，流过每一个蓄能站的时间为1/c，在逆向管道这边是高压液体的流动朝向阀门的关闭。减小管壁的压力到其原值，并且恢复管壁的横截面积。这时液体的流动需要产生差值。从管道流向蓄能站，在管道的前段的液体流动有比较高的压力比蓄能站。现在，由于系统假设没有摩擦，这种巨大的逆向流动会有精确的对比和最初的流动速度。
在顺流蓄能站，存在相反的情况，导致液体压力上升流向和确定的顺流流向从蓄能站到阀门。
由于这里考虑的是简单的管道，恢复高压液体在管道和阀门之间的时间为21/c。整个逆流管道也是同样，在返回最初的压力和流向在管道外也被确定时间为21/c，由于液体已经到达阀门，意味着没有液体提前在提供的逆向一个低的压力区域形成在阀门外，破坏了流向和给上升的压力减小流动流向逆方向的阀门。再一次，带来流动的停止沿着管道且减小压力在管道中。它已经被假设在阀门处压力下降，减小蒸发压力。由于系统已经假设没有摩擦，所有的液面会有相同，绝对的，巨大的压力增加。在稳定的运动压力下，会通过阀门的关闭产生。如果压力增长是h，这时所有的液面是h，因此，液体逆流经过阀门的时间为21/c，存在一个值-h,同时，减少所有沿着管道的点从h降到最初的压力时间逆向流动到蓄能站的时间为31/c。
类似的，恢复液体最初的顺流到阀门的时间为21/c，并且流向从顺流管道流向阀门关闭，这会在阀门处带来流动停止，导致压力上升。在整个顺流管道的每一段时间内压力h上升到最初的压力在流动停止时。
因此，在31/c时是一种不稳定的情形类似于在t=1/c的情形，出现在蓄能站和管道的连接处存在着不同。即是逆流管道压力下降到最初压力和顺流管道上升到最初压力，然而，这种液体流动恢复机构所用时间是相同的t=1/c。结果是逆流流向蓄能站，它有效地恢复环境沿着管道到它的最初值。当液体到达关闭的阀门时，沿着每一段管壁都是相同的时间t=0，然而，由于阀门一直是关闭的，这种情形不能保持循环流动周期。
管道系统采用循环流动周期，瞬时选择一种专门的机械情形，管道的顺流和逆流对于阀是一样的。实际 ，这是不同的。因而，所描绘的周期将一直被使用，除了压力变化在两管道之间不再表示相同相位关系，每一个压力周期的变化将是41/c，那里1和c代表着每一段管道适应的时期，这是重要的标记，一旦阀门是关闭的，这两个管道将做出相应的流动到任何一段距离。
通过上述冲击周期的描绘，可以划分压力-时间关系，在某一点沿管道上，这些变化的出现是类似的。通过时间在任何一点h，液体到达某一点，系统假设流动速度为一个常数c，这主要集中在压力冲击依靠的方法是压力的升高和减小阀的启闭速度。然而，存在着很重要的一点，没有减小开启压力，将发生直到阀的关闭时间先于另一个管道。减小压力达到出现阀门慢速关闭的结果先于忽略液体逆流到阀门关闭。由于没有影响，返回到阀门时间21/c前，从阀门开始运动没有压力减小能够到达如果阀门没有打开超过了时间。一般来说，阀门的关闭小于管道涉及的速度并且它将比21/c短。
在没有摩擦的情况下，周期的继续是不确定的。然而，实际中，摩擦力是压力损失在很短的时间内，系统的摩擦损失越高，忽略摩擦力的影响导致结果越严重。事实上，阀门的顶点低相对于蓄能站顶点。然而，由于缓慢的流动，摩擦点的损失减少。沿着管壁并且这个点向着蓄能站的方向增长。由于液体的每一层，在阀门和蓄能站中会带来停止，通过流动最初的液面，所以大多在第二个液面位置相应的摩擦点恢复流向。阀门导致影响整个时间21/c。由于流动是相反的在管道中时间为21/c和41/c。这个位置影响主要在阀门，由于重新建立一个新的摩擦损失，在确切的事例中，例如，长距离，在阀门关闭之前，它将上升一部分压力。
随着假设条件对摩擦周期的描绘，提及到使压力下降的条件，如果这些情况发生，这时流向圆管已经分离出类似的周期描绘，可能中断通过形成蒸气压力减小的位置有蒸气生成。因此，系统描述可能发生在阀门的顺流时间0或者逆流时间21/c形成一个腔。由于一段时间液体沿管壁流动在一个压力梯度下，在这个腔和系统边界之间。这种方法是通常由于产生额外压力在最后的腔中。这种现象一般涉及到像圆管的分离和通常的制作更多的错综复杂的由于释放溶解的气体在附近的腔中。
冲击压力也许被定义为在一些封闭的管道中应用，通过两个基本的方程，分别是运动平衡方程和连续应用在一个短的流体圆管。它依靠可变的流体平均压力和速度在任何一段管道的横截面，且不依靠可变的时间和距离。通常考虑实际的稳流方向。摩擦力将被假设与速度平方成比例，并且稳流摩擦关系将被假设应用在非稳定事例中。
附录2：程序梯形图
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