液压压力机设计说明书

液压压力机设计说明书

第1章绪论

近年来，世界各国经济迅猛发展。在经济发展的过程中，制造业起着支柱作

用。尤其在中国这一发展中国家，制造业的发展更是日新月异。制造业就是对各

种材料进行加工制造，使其符合人们的使用需要。在制造加工的方法中，压力加

工是不可缺少的一种加工方法。在制造业的每一个领域，例如航空、汽车、拖拉

机、机床、仪表这些行业都缺少不了压力加工。可见，压力加工是非常重要的。

压力加工应用的主要工具就是各种锻压机械。

锻压机械主要用于金属成形，所以又称为金属成形机床。锻压机械是通过对

金属施加压力使之成形的，力大是其基本特点，故多为重型设备。锻压机械的发

展也是有一个漫长过程的。最初人们为了制造工具，用人力、畜力转动轮子来举

起重锤锻打工件。这是最古老的锻压机械。14世纪出现了水力落锤。15〜16世

纪航海业蓬勃发展，为了锻造铁锚等，出现了水力驱动的杠杆锤。18世纪出现

了蒸汽机和火车，因而需要更大的锻件。1842年，英国工程师内史密斯创制第

一台蒸汽锤，开始了蒸汽动力锻压机械的时代。1795年，英国的布拉默发明水压

机，但直到19世纪中叶，由于大锻件的需要才应用于锻造。随着电动机的发明，

十九世纪末出现了以电为动力的机械压力机和空气锤，并获得迅速发展。二十世

纪60年代以后，锻压机械改变了从19世纪开始的，向重型和大型方向发展的

趋势，转而向高速、高效、自动、精密、专用、多品种生产等方向发展。于是出

现了每分种行程2000次的高速压力机、六万千牛的三坐标多工位压力机、两万

五千千牛的精密冲裁压力机。各种机械控制的、数字控制的和计算机控制的自动

锻压机械以及与之配套的操作机、机械手和工业机器人也相继研制成功。现代化

的锻压机械可生产精确制品，有良好的劳动条件，环境污染很小。

锻压机械主要包括各种锻锤、各种压力机和其他辅助机械。压力机又根据不

同的动力及传动形式分为机械压力机和液压机。机械压力机是用曲柄连杆或肘杆

机构、凸轮机构、螺杆机构传动，工作平稳、工作精度高、操作条件好、生产率

高，易于实现机械化、自动化，适于在自动线上工作。

液压机是以高压液体（油、乳化液等）传送工作压力的锻压机械。液压机的行程是

可变的，能够在任意位置发出最大的工作力。液压机工作平稳，没有震动，容易

达到较大的锻造深度，最适合于大锻件的锻造和大规格板料的拉深、打包和压块

等工作。液压机主要包括水压机和油压机。

油压机就是用液压传动的压力机，也称液压压力机。这种压力机的主要作用

是对可塑性材料进行压制，如冲压、弯曲、翻边、薄板拉伸等。也可从事校正、

压装、砂轮成型、冷挤金属零件成型、塑料制品的压制成型。许多液压压力机还

用于电器零部件的压装、成型落料、压痕、压印及粉末制品的压制等工艺。液

压压力机的普遍外形如图1-1所示。

液压压力机随着工业发展程度的不同有两种。一种是传统的液压传动式的压

力机，这种压力机运用液压传动的基本原理，通过普通液压元件的组合，组成了

液压系统来完成压力机的动作过程。另一种是在液压传动的基础上加进去液压控

制技术，即在普通液压系统中加入电液伺服阀或电液比例阀，同时加入传感器，

形成精确的闭环控制系统，对压力机压头的速度、位置、压力等物理量进行控制。

液压控制式的压力机基础还是液压传动式的压力机。不过它更先进、更精确。再

给控制系统中加入计算机，液压控制式的压力机就变成了一种很好的锻压机械，

也将有很大的发展利用空间。

在此次设计中，设计的就是上面提到的液压控制式的液压压力机。在一开始,

通过对国内外先进的液压压力机进行参考与分析，设计了液压压力机的结构形

式，然后通过对液压压力机的作用及要求的分析，设计了液压控制系统。接着对

液压控制系统进行分析，分析其稳定性、准确性和快速性。设计分析了液压控制

系统后又设计了液压油源部分，即液压泵站。最后简单介绍了一下控制过程，由

于时间关系，计算机系统的设计从略。

图1-1

第2章总体方案设计

2.1总述

对于液压压力机来说，从总体上分析，它主要包括以下几个部分。分别为液

压控制与执行部分、机械部分、计算机及电器控制部分。设计液压压力机，就是

要将各个部分设计出来并将其有机的结合起来，形成一个适用于各种生产实际的

液压压力机。从总体布置着手可以选出不同的方案。通过对各组成部分的各种布

置和结合,可以得到若干种方案。同时每一部分的具体设计又有许多不同的方案。

在本章的第二节通过对液压压力机的整体分析与设计得出了几个方案。在第三节

通过对方案的综合，定出最后的方案，并在综合的基础上作了补充。顺便将各个

分部分的设计方案从大的角度上加以确定。

2.2各分方案的选择

方案一：将压力机机身分成两部分。一部分为工作台，另一部分为安装各液

压元件的箱体式结构，其实也就是液压泵站与液压阀台的组合。将工作台与箱体

分开放置。工作台采用四立柱带滑块式，四个立柱当成滑块的导轨。并布置上下

两平板将四个立柱固定。上平板上装上液压缸，下平板上开出T形槽来安装锻

模，滑块上也开出T形槽来安装上模膛。将各种阀用焊接的方式固定在箱体内

的钢架上，并用油管将其连接起来。控制面板直接引到箱体前部适用于操作的地

方。油箱、液压泵、电机按直线排列到箱体的钢架上。

方案二：将工作台置于箱体结构上部，并和箱体用螺栓固定。工作台仍采用

四立柱带滑块式。在工作台下平板上加工出T形槽，而滑块上则不加工T形槽,

只加工出与活塞杆连接的螺纹孔。活塞杆可以和滑块连接，也可以只和锻模连接。

设计出阀板，用来集中安装阀。设计底座来安装液压泵、电机、油箱。将阀板和

底座合理的安装在箱体中，组成一个小液压站。从外部引出一个控制台。

方案三：工作台采用门式带滑块式，上部用横梁固定，下部用平板固定。箱

体与工作台分开放置。滑块的导轨做成长方形，并仿照机床导轨制作。滑块和下

平台都加工出T形槽用来安放锻模。箱体中各元件的安装和方案二基本相同。

从外部引出控制台。

2.3方案综合与论证

最后将以上三种整体布置方案加以综合，得出一个相对较好的方案，做为液

压压力机的最终方案。将工作台置于箱体结构上部，并和箱体用螺栓固定。工作

台采用四立柱带滑块式，四个立柱当成滑块的导轨。并布置上下两平板将四个立

柱固定。上平板上装上液压缸，下平板上开出T形槽来安装锻模，滑块上也开

出T形槽来安装上模膛。设计一个阀板，将各阀及一些电器元件集中固定在上

面，同时设计底座来安装液压泵、电机、油箱。然后将两个板安装在箱体中。箱

体前部采用双开门式以便与维修。从外部引出控制台，安装微机及电控按钮。对

于液压控制系统，采用闭环位置控制，还要加进去计算机程序控制。工作台的四

根立柱与上下平板之间用螺母连接。箱体采用焊接式，箱体与工作台之间用螺栓

连接。控制台安装工业用计算机，无显示，键盘输入。各压力表集中安在控制台

上，控制台的体积要尽量小。要设计专门的电源来给各传感器、A/DD/A卡、比

例阀等元件供电。

第3章液压压力机机架设计计算

3.1结构形式的布置

3.1.1工作台结构

整机机架由上半部分工作台和下半部分支撑箱组成。工作台采用四立柱式结

构。四个立柱用螺栓固定在上下两平板之间。上平板安装液压缸，液压缸用法兰

与机架上平板连接。活塞杆前端装滑块，四个立柱作为滑块的导轨。四个立柱的

材料直接选用棒料，两端车出螺纹。两个平板及滑块的材料选用锻件，通过机械

加工，加工出安装孔和T形槽。在这个设计中，工作台将承受全部工作载荷。

经过分析，工作台承受的工作载荷为工件对其的反作用力。工件的变形和应力是

按照曲线1变化的，所以一定变形下总对应一定的应力。从曲线上分析，对于朔

性材料来讲，在屈服应力下将发生朔性变形，这样屈服应力的反力便是工件对工

作台的反作用力。对于脆性材料，强度极限是它对工作台的反作用力。对于确定

的材料这两种力都是定值，所以工作载荷可以认为是静载荷。

3.1.2箱柜结构

机架下半部分是箱体式结构。其主要作用有两点：第一，支撑上半部分的重

量。第二，安装阀板、泵、电机、油箱等其它元件。

3.2工作台的设计计算

3.2.1选择材料、确定安全系数、许用应力及材料的弹性模量

对于液压压力机工作台，主要要求其具有足够的强度，工作台刚性足够，导

轨立柱具有足够的耐磨性和稳定性。据GB699—88选优质碳素钢。钢号为50,

经正火处理后强度高，切削性中等，塑性、韧性较差。用于要求强度较高、耐磨

性或弹性，动载荷及冲击载荷不大的零件。据《机械设计手册》第一卷表

3-1-9查得50号钢的断面收缩率2=14%）5%,属于塑性材料，其屈服应力

5=315MPao

液压压力机的工作台所有组成零件（非标准件）都采用50号钢，由于这种

材料具有上述特点，它的切削性中等，有利于对工作台各组成零件进行切削加工。

它具有很高的强度和硬度，一方面能够满足液压压力机工作台受力大的要求；另

一方面使压力机工作台刚度增大，降低工作台变形,从而保证活塞杆的位置精度。

工作台的导轨力柱采用棒料作为毛坯，并进行机械加工，使其达到要求的表面粗

糙度。工作台上下平板均采用锻件，这样可以提高工作台的刚度，减小受力变形。

由于立柱和工作台的连接需用螺母，立柱两端需要车出螺纹，这样立柱的固

定相当于螺栓连接。据《机械设计》书鸟68表U-5a查得〃.,=2口1.3取4=1.5。

㈤上=2=250加"

4L5

其中：［司一许用应力

3.2.2对工作台立柱进行受力分析，并计算其最小直径。

3.2.2.1中间部分受力

由于工作台受工件的反作用力F=12T。其作用点在工作台的上平板的中

心。通过力线平移定理，将中间力分别平移到四个立柱的轴线上。每个立柱两端

受拉力，其大小为F'=：=3T。选择重力加速度g=10m/s2。

F=12X103X10=1.2X105N

F/=3X1O3X1O=3.OX1O42V

0㈤

A=Q

4

其中：。一立柱中间部分直径

/4x3.0xl04

=12.36mm

V3.14x250

3.2.2.2螺纹部分受力

螺纹部分受力和螺栓受轴向力相似。刚开始不受外力时，螺纹部分只受初始

预紧力在轴向外力作用下，螺纹部分总的受力为外力F与剩余预紧力Q；之

和，即Q=Q；+P。据《机械设计》书取5表11-2选择Q；=（0.2□0.6）/，

选Q；=0.4f'。

F/=3X1O3X1O=3.OX1O4/V

Q；=0.4X3.0X104=1.2X104N

「c

。。=。；+卢丁尸'据《机械设计》书鸟6$表11-2选择卢才=0.2口0.3,

G+G£+G

取枭=°3。，云=军a=0,

,444

2/;=2/+0.7F=1.2xl0+0.7x3.0xl07V=3.3xl0/V

Q=Q；+尸=1.2x104+3.0X1()4=4.2X104N

考虑到连接在工作载荷/作用下可能要补充拧紧，所以将螺纹部分的总受

力。增大30%,以考虑拧紧时螺纹力矩产生的扭转应力的影响。则螺纹部分危险

截面的拉伸强度条件为

0=¥引司

其中：d-螺纹小径

,4xl.3x4.2xd

=16.68mm

V-3.14x250

取螺纹小径4=25.5mm则螺纹公称直径d=30。设计立柱中间部分的直

径为40mm,螺纹部分的公称直径为30mm。同时据《新编机械设计手册》4y

表6-35选连接立柱与平板的六角厚螺母。其型号为：螺母GB56M30。

对立柱直径进行计算：

=_Lx3.14x30?=510.45相机2

44

3.2.2.3根据上述计算及参考国内外液压压力机外形尺寸，初步设计液压压力机

工作台尺寸。

工作台尺寸：500X500mm滑块厚度：25mm

上下平板厚度：70mm立柱中间部分长度：520mm

立柱总长度：780mm立柱螺纹部分长度：44mm

据工作台尺寸估算滑块质量:

滑块质量

M,=V/?=f0.5x0.5x0.25+0.4x0.092x3.14x^-jx7.8xl03=507.3Z:g

其中：p一钢的密度

据《机械设计手册》第一卷乙表1-8选取p=7.8xl()3处/加3

⑴导轨力柱尺寸设计

由上述计算可得，导轨立柱的螺纹部分小径4216.68o为了与标准螺母相

配套，选取螺纹直径4=30。同时在立柱上要留出台阶来支撑工作台上下平板。

选取导轨立柱光杆部分直径为40,选取上下平板上与导轨连接的孔的直径为34,

这样留出了3mm做为支撑平板的台阶。其具体尺寸形状如图3-1所示：

/

--—-------O

I/1

图3-1

⑵导轨运动副的选择

由于液压压力机采用四立柱滑块形式，滑块以四个立柱作为导轨，在上下平

板之间滑动。为减小摩擦，提高液压压力机性能，在导轨和滑块之间采用直线滚

动导套副连接。将滑动摩擦变为滚动摩擦。据《机电一体化手册》4*8选取滚

动导套。

其型号为：GTB-40-1/2X400-P

滚动导套与内孔的配合为：H7/J7,导轨轴的制造误差为g6。滚动导套用

专用工具装入，专用工具由厂家提供。

⑶工作台下平板尺寸设计

工作台下平板的主要作用是支撑被压工件，同时他也要用来固定导轨立柱、

安装锻模、与下面的箱体连接。所以在下平板上加工出四个直径为34的孔来固

定导轨立柱。中间加工出直径为100的孔和T形槽来对冲压件进行加工和安装

锻模。下底面加工出8个M8的螺纹孔，用来与下箱体连接。其具体尺寸见零件

图。

⑷工作台上平板尺寸设计

工作台上平板与工作台下平板尺寸形状基本相同，也加工出固定导轨立柱的

孔。不同的是没有T形槽。并且在其中间加工出孔来安装液压缸。液压缸采用

头部法兰连接，且要安装成是法兰受力而非螺栓受力的形式。

⑸滑块尺寸设计

滑块的长宽高尺寸分别为500x500x25。同样为了固定锻模，在滑块的下平

面上加工出T形槽。滑块和活塞杆采用法兰连接。法兰的尺寸据滑块上的连接

螺纹孔的分布尺寸和活塞杆头部螺纹尺寸来确定。滑块与导轨采用滚动导套连

接，所以在滑块四个角上加工出光孔，与滚动导套的外圈配合。并在每个滚动导

套的前后安装端盖，用M6的螺栓固定。滑块的具体尺寸及要求间零件图。

3.2.2.4刚度计算。

刚度：/=EA'=216x1()3MPax510.45〃2〃22=Llxl()9N

其中：E—材料弹性模量

据《材料力学》今表22选取E=216GPa

4.2X104^X580/W77

变形：□/==0.22mm

~EA~~EA216x103N/mrn2510A5mm2

其中：/一立柱变形部分长度

□/一立柱变形量

应变：£=以=些=0.00038机

I580

第4章液压控制系统设计

4.1液压系统控制方案设计

4.1.1分析设计要求

液压压力机的主要用途是对工件进行压力加工，使其产生一定的塑性变形，

达到设计者的要求。液压压力机在完成一个工件的加工时，必须要经历几个工作

阶段来完成一个工作过程。这几个工作阶段完全由压力加工的特点和液压缸活塞

杆的运动形式所决定。压力加工的特点是固有的，既给工件一定的压力，使其达

到一定变形量后再将工件取出。在这里要控制的就是活塞杆的行程及速度，让其

适应这一压力加工的特点。在前面的方案设计中，已经设计出液压缸及滑快的安

装方案，在这里主要确定怎样利用液压系统来控制液压缸活塞杆带着滑块移动。

控制其移动速度，移动位置，在哪一个位置停止，哪一个位置移动。还要控制滑

块给工件的力的大小。压力大小一经设定在这里是不变得，所以这里主要对速度

和位置进行控制。而对于工件来说，速度并不能决定其变形量，速度只是决定了

一个工作过程所用的时间，所以速度控制不需要特别精确，而这里更重要的是位

置控制。在自动控制系统中，决定是位置控制、或速度控制还是压力控制的主要

原因就是传感器的选择。选压力传感器则此系统是压力控制，选速度传感器则是

速度控制。在此设计中选择位置传感器，所以此次设计的控制系统为位置控制系

统。这也适应了压力机的要求。

对于控制系统来讲，这次的负载力主要是工件的变形反作用力。根据一般塑

性材料的变形规律可知，对于塑性材料其变形分为弹性阶段、屈服阶段和强化阶

段。从曲线上可以看出材料在屈服阶段和强化阶段的应力变化相差不是太

大，而相同外力作用下变形是很大的。所以在一般变形情况下，不同变形所需要

的力基本不变。这样工件的反作用力几乎不变，则控制系统的负载力基本保持不

变，设计中认为这一变形反作用力是长值力。负载力除了工件的反作用力外还要

考虑导轨的摩擦力及滑块和活塞杆运动的惯性力。在计算中这两个力也认为是长

值力。除此之外在设计液压控制系统时还要考虑到滑块和活塞杆的重力。

对控制系统一方面要求其达到预期的控制目的，另一方面还要求其具有一定

的控制指标。即稳定性、快速性、准确性的要求。稳定性要求是保证系统正常工

作的前提条件，如果系统不稳定，发生震荡，那么系统就不能正常工作。快速性

主要是要求系统对于指令信号响应要快。在输入指令信号后，整个系统马上动作

起来，达到稳态过程。系统的准确性也很重要，它直接影响系统的工作精度，应

用到工件上，具体就变成了工件的加工精度。以上三方面指标是整个控制系统的

指标，不过在不同系统中其侧重点又有所不同。

在设计液压控制系统时，不仅要考虑被控量的物理性质、负载特性、控制精

度、动态品质等上面提到的这些指标，还要考虑到工作环境、限制条件等。一般

情况下，液压压力机总是工作在室内，所以环境不会太恶劣，周围也没有什么介

质来侵扰。对于控制系统，主要注意周围不能有强的磁场干扰。这样就不用考虑

由磁场干扰引起的系统误差了，不仅简化了设计还降低了成本。一般在厂房里没

有太大的冲击和震动，如果有，在压力机上加上减震器就可以了。从限制条件方

面考虑，主要考虑压力机的尺寸和体积。因为工作台尺寸较小，而安装空间又需

要很大，为了协调二者就要调整压力，选择体积小功率大的电机以及做一些其他

工作。

考虑到经济性要求，液压压力机控制系统的主要控制元件应用电液比例方向

阀。电液比例方向阀与伺服阀相比具有很多优点，例如其维护方便、抗污染能力

强、压力损失小等。最主要一点时其价格便宜。所以对于精度要求不高的系统应

用电液比例方向阀代替伺服阀是非常有实用价值的。控制系统的电源需要专门设

计，以适应不同电压用电设备的供电。阀板也要专门设计，这样有利于批量生产

和安装维护。

以上分析了整个控制系统的设计要求，下面总结得出其工作过程和具体参数

要求。

4.1.1.1工作过程

快进一减速加压一保压一释压一快速回程一原位停止

4.1.1.2系统参数及设计要求

工作台参数：行程：S=400mm滑块质量：=507.34依

压制力：12T重力加速度：g=\Qm/s2

工作台尺寸：500x500〃〃〃导轨摩擦系数：/=0。5

慢速加压速度:lOnrn/s快速移动速度：150mm/s

控制参数：位置精度：0.1mm频宽：%，加＞3%

4.1.2拟定控制方案，画出系统原理图及系统方块图

4.1.2.1拟定控制方案

根据对设计要求的分析和系统参数要求来拟定控制方案。据控制参数可知，

系统的位置精度为0.1机机，频宽为九由＞3ao从位置精度来判断，系统的控制

精度是很高的，可以说这个系统对准确性的要求是主要的，也是很严格的。而闭

环控制正好适应这种高精度的要求。闭环控制系统主要用于对外界干扰敏感，控

制精度要求高的场合。而且应用闭环控制可以用一些简单的元件经过合理的组合

组成一个精确的系统。所以这里决定采用闭环控制。由于在前面考虑了压力加工

的特点，所以在机架设计时已经决定采用液压缸作为执行器，同时为了降低成本,

选用了电液比例方向阀作为主要的控制元件。也就是说在这个液压控制系统中动

力元件采用阀控液压缸。阀控液压缸结构简单、成本较低，在小行程几小惯量负

载时液压固有频率高。但随行程增加固有频率随之降低，系统响应速度和稳定性

均变坏，系统效率较低。阀控液压缸适用于高性能要求的小惯量负载及小行程直

线运动的中小功率场合；大惯量负载，但对快速性要求较低的中小功率场合。对

于此次设计的系统，其功率不是太大，活塞杆行程较短且为直线运动，所以选用

阀控缸动力元件。对于控制系统的反馈形式，则采用电器形式的反馈。因为电器

反馈形式一方面它以电流或电压作为信号流，信号处理灵活、迅速、功率小、系

统的开环增益调整方便、系统易实现校正。另一方面电器元件占地面积小，可以

集成，而且适用于时代发展。此系统的指令元件、比较元件及对其它阀的控制都

由计算机程序进行集中控制。人们都知道现在计算机控制控制精度高、控制操作

性好，而且计算机的价格又不贵，像压力机这种环境条件好，控制要求高的系统

最适合用计算机实现控制。通过各方面的综合考虑，得出最终控制方案，即采用

微机电液比例位置闭环控制系统。

4.1.2.2系统原理图设计

液压控制系统的基本组成是液压动力元件加反馈元件。但同时为了实现别的

控制功能，必须在基本控制系统中加入一些基本回路。而且需要设计出合理的油

源部分来为电液比例方向阀进行能量输入以达到控制目的。从液压传动系统的角

度讲，由于电液比例方向阀具有截流作用，他和液压缸的组合就相当于定压截流

调速回路。而且是进口截流调速回路。截流调速回路的工作原理是通过改变回路

中的流量控制元件的通流截面积的大小来控制流入执行器或流出执行器的流量，

以调节其运动速度。对于进口截流调速回路，其基本组成是使用定量泵并且必须

并联一个溢流阀。回路中泵的压力由溢流阀设定后便基本上保持不变，液压泵输

出的油液一部分经过节流阀进入液压缸工作腔推动活塞杆运动，多余的油液经溢

流阀排回油箱，这是此类调速回路能够正常工作的必要条件。只要调节节流阀的

通流面积，即可实现调节通过节流阀的流量，从而调节液压缸的运动速度。这里

的节流阀就是电液比例方向阀。定压节流调速回路具有两个回路特性，一是液压

缸工作速度与负载之间的关系，称为调速回路的速度负载特性。经研究表明在节

流阀通流面积为一定的情况下，重载工矿比轻载工矿的速度刚性差；而在相同

负载下，通流面积4大时亦即液压缸速度高时速度刚性差，所以这种回路只适

用于低速轻载场合。另一方面，调速回路具有功率特性。液压泵输出的功率为常

量，其主要损失有三个方面：一是液压缸输出功率，二是节流功率损失，三是溢

流功率损失。所以回路的功率损失由节流损失和溢流损失组成，这些损失将转化

为热量，使液压系统温度升高。所以在此系统中必须加冷却器来降低油温。定压

节流调速回路结构简单、价格便宜，但速度平稳性差、效率较低。而对于此系统

来讲，不要求速度的精确性，也不过多计较功率损失，所以基本回路采用阀控缸,

即定压节流调速回路。

在调速回路的基础上，需要加入其它回路。根据工作过程可知，在控制系统

中需要加入保压回路、释压回路、平衡回路，在油源设计时需加入泄荷回路。保

压回路有许多种，其中液控单向阀保压和蓄能器保压是比较典型的两种。但在控

制系统中，加进去蓄能器后容易使系统不稳定，所以不用蓄能器保压。由于此压

力系统保压时间不是太长，保压压力也不大，所以采用液控单向阀保压是能够达

到要求的。释压回路主要采用顺序阀释压，从回路图中可以看出，这种回路将释

压和释压后反向运动作了很好的衔接。这里的释压回路和保压回路共同用了一个

液控单向阀，对于释压回路则要求液控单向阀具有泄荷阀芯。为了防止压力机停

机时滑块在重力的作用下自行下行，在回路中设计了平衡回路，即在回油路上加

了一个平衡阀。在工作时他可以作为背压来保证平衡，停机时又可以作为平衡阀

来抵消重力。设计油源时要求有泄荷回路，此系统采用带电磁阀的先导式溢流阀

来完成。它既可以起到溢流定压作用，在需要泄荷时打开电磁阀又可以泄荷，可

谓一举两得。由于控制系统对油液质量有一定要求，所以在吸油管上设置粗过滤

器来拦截大的颗粒。在压油管上设置精过滤器，滤掉细小颗粒，来保证电液比例

方向阀正常工作。同时安装顺序阀来保证精过滤器堵塞后滤芯不被损坏。以上是

对液压控制回路的具体设计，其系统原理图见图4-1。

4.1.2.3据系统原理图及控制方案得出控制系统方块图

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图4-2

4.2静态设计

4.2.1供油压力的选择

由于液压压力机需输出较高的力，且为了缩小液压动力元件、液压能源装置

和连接管道部件的尺寸，取供油压力为亿=21MPa。同时较高的压力可以减小

压缩性容积和减小油液中所含空气对体积弹性模量的影响，有利于提高液压固有

频率，即系统的响应速度。

4.2.2进行动力分析并绘制负载轨迹图

4.2.2.1求功率最大时的负载力

（1）工作台受力图如图3-3

图中：FY—液压缸输出的推力

与一滑块受到的摩擦力

入一惯性力

月一工件的反作用力

G一滑块受的重力

⑵分别计算各力的大小

重力：G=M,g=507.34x10=5073.4N

摩擦力：由于在滑块和导轨之间装了滚动导套，使摩擦系数下降到

/=0.005o同时由于重力和摩擦力在同一条直线上，所以导轨表

面不受正压力，这样摩擦力就很小。为了更可靠一些，将摩擦力向

大的方向考虑。同时考虑到液压缸的摩擦，将总的摩擦力加大二倍。

鸟.=Gx/x2=2x5073.4x0.005=50.74N

惯性力：。皿=入2”3dB

。皿=015x2x3.14x3=2.83m//

FN==2.83x507.34=1433.74N

其中：《由一滑块最大加速度

%ax一滑块下行速度

f3曲一系统频宽

/+Ff=1433.74N,在考虑工作台重力的情况下，将摩擦力与惯性力之和

放大到与重力相抵消，即G+%=5073.4N。大约为总受力的5%。

4.2.2.2绘制负载轨迹图

负载轨迹图如图4-4

0.15

v/m/s

5073.40

G/N

假设各力都不随时间变化。且认为最大负载力与最大速度同时出现，即

vmax=0.15/n/5吊max=L2xl05。

4.2.3计算液压缸主要结构参数

4.2.3.1计算缸筒直径

P,4-/?2A=F,max

P.、+PL

P\=

2

PS-PL

Pi=

2

A=2A,

其中：P1一液压缸无杆腔压力

P2一液压缸有杆腔压力

Ps一系统供油压力P*=P]+〃2

PL—负载压力PL=PI-P2

4—液压缸无杆腔面积

&—液压缸有杆腔面积

亿3、

F

+7见\=Lmax

47

A_K.max

1-

ps3-

44£

7

对于滑阀来讲，当力=；2时，滑阀的输出功率最大。

A_FLmax==1.2x10'=7.6x10"2

/1.———

P,32

P,J,-X21X106

443s

缸筒直径为:

D=98mm

4.23.2选择液压缸标准件

据《机械设计手册》第四卷片9.202表19-6-3选取液压缸内径(GB2348-80)

D=100mm

A)=2A,

D

d=69.30mm

其中：d—活塞杆直径

据《机械设计手册》第四卷《9.202表19-6-3选取活塞杆直径(GB2348-80)

d=70/nm

据《机械设计手册》第四卷/一236选取标准液压缸。

其型号为：YHG^EWO/JQxS,LF5HL,OTX

其主要技术规格：

D=WQmmd=70wm压力级：E-l6MPa行程：S=400mm

最大推力：[=1.26xl()5

据《机械设计手册》4_236表19-6-41选取安装尺寸，见装配图。

423.3活塞杆的校核

⑴活塞杆抗压强度校核

。=£文4[团N/,初找2据《机械设计手册》第四卷/22。表19-6-20

-d2

4

无缝钢管：cr=100-110ZV/zw?/2

其中：P一活塞杆受到的压力2=七侬=1.2x10”

1.2X105X10^

o-=31.19M&

3.14

xO.072

4

<7<[cr]抗压强度符合要求。

⑵活塞杆稳定性校核

据《机械设计手册》第四卷/_22i表19-6-20可知42(10-15)1时需验算

活塞杆弯曲稳定性。据《机械设计手册》第四卷片》38表19-6-37查得ZJ=300。

Le=ZJ+S+400=300+400+400=1100

Lo>15。=1050

其中：品一活塞杆与缸筒的总长

s一活塞杆行程5=400

时

PKJEQXp<P!L据《机械设计手册》第四卷/_221表19-6-20

K~LB~nK

其中：&一实际弹性系数耳=1.80x105N/〃Z〃，

/一活塞杆截面惯性矩/=0.049/ui.igxlO-6

nK一安全系数nK=3.5-6取〃”4.75

K一液压缸安装及导向系数据表19-6-21查得K=0.5

5

4一活塞杆受力/]=F/max=1.2xlO7V

外一计算得活塞杆最大理论受力

*1256

3.14X1.80X10X1.18X10^X105

PK=69.23xlOA^

0.25x1.12

经=14.57x1()5N

〃K

P、占活塞杆稳定性符合要求

nK

4.23.4计算液压缸实际面积

A=-^-D2=-x3.14xO.l2=7.85xlO-3/n2

144

4=3.93x10-3加2

4.2.4比例阀选型计算

4.2.4.1计算通过比例阀的负载流量

据《液压控制系统及设计》&2表6-10选比例阀阀芯机能为C型，则

PTA的节流口面积是P-B节流口面积的,倍。

2

通过比例阀的负载流量按最大速度确定。

333

Qmax=%ax4=0.15x7.85x1O-=1.18x1O_m/s=70.65L/min

为了补偿泄漏，将流量扩大20%。

Qmm=70.65xl.2=84.78L/min

3

AQm.in=vm.inA*1=0.01x7.85X1O-=4.71LI/min

同样，为了补偿泄漏，将流量扩大20%。2min=4.71xl.2=5.65L/min

4.2.4.2据液压缸面积计算负载压力1兀

PIA-P24=，

F

A-Lmax

4E-pA4xl.2xl05-7.85X10-3X21X106

max=13.38MPn

PL34―3x7.85x10-3

p.=，'+'，,=17.19MPa

12

p,=P'-P，=3.81MPa

22

4.2.4.3比例阀压降的计算

p、_Pi=p?=Ap=3.8IMP。

2bp=1.62MPa

△P\i-bp、+、p?+2Ap=14-14-7.62=9.62MPa

其中：曲1一比例阀与液压缸之间的管路压降及阀压降Ap尸TMPa

△生一液压泵至比例阀之间的管路压降及阀压降如2WMPa

△p〃一总的比例阀压降

4.2.4.4据《机械设计手册》选取比例阀

比例方向阀的选择，不是按执行元件的运动速度所需流量直接确定的，而是

根据比例阀进出口压差（即系统工作压力同负载压力之差）按其工作曲线选择。

Qg、=84.78〃min

Qmin=5.65〃min

=9.62MPa=10MPa

据《机械设计手册》第四卷6。_252选择力士乐4WRE10型/10系列比例方向流

量阀。选取阀额定流量为32〃min（△%=IMPa时阀的流量为32〃min）。

2,nax=84.78L/min时的额定电流为88%。

2nm=5.65〃min时的额定电流为30%。

电流调节范围为88%-30%=58%。阀的辨别能力是很好的。

比例阀型号为：4W/?EE232-10/24Z4/M

其主要性能参数如下：

额定供油压力：A.B.P□：31.5MP。

T口：\5MPa

最大流量：120〃min

额定电压：24V

滞环：2%

频率响应：0—10"z(—3")

重复精度：1%

响应灵敏度：<5%的额定最大信号

配套放大器：VT5006才(有一个斜坡时间)

24V直流

油液：矿物油

过滤精度：<20///7?

油温范围：-20-70。。

4.2.4.5传感器的选择

⑴位移传感器的选择

据《光机电一体化设计使用手册》/6表2-14-54选直线大位移传感器。其

主要技术参数如下：

测量范围：300mm线性度：±0.15%

分辨率：0.01%重复性：0.01%

温度范围：0-75频率响应/K”z：0-1

供电电压：15-30V电流：50mA

输出信号/"?A：4-20/1-5V

据所选传感器计算其增益为：="2=1-=16.67上

f年（$）0.3m

⑵压力传感器的选择

据《光机电一体化设计使用手册》表2-14-131选CYZ型高输出压力传感器。

其主要技术参数如下：

量程：0-20MPa满量程输出：3±0.W

电源电压：±6V零压力输出：＜±100mV

4.3动态设计

静态设计的主要目的是确定控制系统的各主要组成元件的参数。动态设计的

目的是在静态设计之后进一步了解系统的稳定性、准确性和快速性等动态性能是

否满足设计要求。动态设计可用对数频率特性法（波德图法）进行近似分析，也

可以利用计算机数字仿真法分析。此设计中，采用对数频率特性法（波德图法）

进行分析。此方法的理论基础是自动控制原理。从大的方面分析，对数频率特性

法分三步。第一步是得出控制系统的数学模型；第二步是通过系统的数学模型，

即传递函数，绘制对数频率特性图（波德图）；第三步是通过对数频率特性图及

传递函数来分析系统的稳定性、快速性及准确性指标。

数学模型是描述控制系统各变量之间关系的数学表达式。在控制系统中，常

采用微分方程和传递函数。其中传递函数是在零初始条件下，用微分方程描述的

控制系统的输出与输入的拉氏变换之比。从前面的设计我们知道，控制系统是由

一个个元件组合而成的，而每一个元件运用输出和输入的关系都可以写成一个或

几个微分方程式。这些微分方程式经过简化可以得出总的关于最终输入和最终输

出的微分方程式。这样可以将总的微分方程式经过拉氏变换得出总的传递函数。

也可以将每一个微分方程式分别拉氏变换后，得出分的传递函数后，再经过输入

输出变量的抵消与化简得出总的传递函数。一般过程是这样的，先得出系统的元

件方块图，再根据元件方块图写出每一个元件包含的微分方程式。然后对每一个

微分方程式进行拉氏变换，找出输入与输出的关系，然后将其按输入到输出的方

向连成一个元件的传递函数方块图，再对传递函数方块图进行化简，求出总的关

于最终输入和最终输出的传递函数。可以看出，一个控制系统有许多的传递函数,

即许多个输入与输出的关系。而最终描述这个系统的是那个将分传函综合联系起

来的总的传递函数，即最终输入与最终输出的关系。此次设计的系统也是根据这

样的步骤下来的。首先据系统的元件方块图写出每一个元件或几个元件综合的传

递函数，再将这些传递函数组成系统传递函数方块图，然后通过对传递函数方块

图的简化，得出总的传递函数，即系统的开环传递函数和闭环传递函数。

系统传递函数求出后，便要通过传递函数来绘制对数频率特性图，即波德图。

用对数频率特性法研究闭环系统，主要是先绘制闭环控制系统的开环波德图，然

后根据开环波德图来研究闭环系统的稳定性、准确性及快速性。绘制频率特性图

有两步，首先通过传递函数求出控制系统的频率响应函数，然后根据频率响应函

数的模和幅角来绘制频率特性曲线。控制系统的正炫输入的稳态响应称为频率特

性或频率响应。求频率响应函数，只需把传递函数中的S换成_/0就可以了。我

们知道传递函数的S是一个复数，s=b+"y。令。=0,那么S="y,这样就得

到了频率响应函数了。从中可以看出，频率响应函数是传递函数的一个特例。还

可以这样理解，给控制系统输入正弦信号，其输出也是同频率的正弦信号，只是

幅角和模变了，这样求输出与输入的拉氏变换之比后得出系统传函为

0cos夕+ssin。

G(s)=A®)

(1)

在上式中，令$=汝，则G(s)=G(_/a)=A(0)*0)［用欧拉公式变换］。可见频

率特性就是特殊输入下的系统的传递函数，即系统传递函数的特例。将传递函数

中s换成j①后,再将G(/a)化成上述标准形式，即G(〃y)=A(o)e例°)。用1g。作

为横坐标，L=201gA(o)作为纵坐标，在。-8的过程中可绘制出对数幅频特

性曲线。用1g。作为横坐标，火⑼作为纵坐标在的过程中可绘制出对数

相频特性曲线。二者综合起来便成为对数频率特性曲线。通过分析微分方程变化

后得出的传递函数，我么知道，任何传递函数都是典型传递函数之积。同样任何

频率特性函数也都是典型环节的频率特性函数之积。通过求对数，将乘积变为相

加。那么总的对数频率特性就是每一个典型环节对数频率特性之和。这样通过典

型环节的对数频率特性曲线就可以求得总的对数频率特性曲线，大大简化了制图

工作。在此次设计中，首先将总的频率特性函数化成各典型环节的频率特性函数,

然后根据各典型环节的频率特性曲线求出了总的频率特性曲线。

判定系统的稳定性、准确性和快速性是研究系统及动态设计的最终目的。系

统的稳定性是最重要的，因为一个系统如果不稳定就不能正常工作，更谈不到准

确和快速了。如果一个系统受到外界干扰，偏离原来的平衡状态，而扰动消失后,

经过充分长的之间，系统能以足够的精度逐渐恢复到原来的状态，则称系统是稳

定的。判定系统的稳定性有许多方法，其中最具有代表性的有两种，一种是劳斯

判据；另一种是对数频率特性的稳定性判据。劳斯稳定性判据的基本原理是首先

求出系统的特征方程，然后将特征方程的系数列入劳斯阵列，并计算阵列中的元

素。若计算出的劳斯阵列中的第一列元素不为零且均为正，则系统是稳定的，否

则系统是不稳定的。对数频率特性的稳定性判据是指：如果开环系统是稳定的，

则闭环系统是稳定的。如果系统开环传递函数P个极点在右半S平面内，他在闭

环状态下稳定的充分必要条件是,幅频特性曲线在所有乂。）>0的频率范围内，

相频特性曲线夕W）在（-左）线上的正负穿越之差为〃/2次。此次设计的系统由于

阶数比较低，应用劳斯判据直接可以判定，所以就应用了劳斯判据。系统的快速

性一般用时域指标描述。在频域中，用闭环截止频率©，来描述。例是指在闭环

波得图上，当幅频特性的增益下降到零频率处增益值以下3—8时所对应的频率。

0-例称为系统频宽。一般要求你=0-400rad/s。系统频宽有时称幅频宽，用

表示。一般系统频宽就表征了系统的快速性指标。此次设计中用

£%加=师来计算。一般情况下这3曲与开环幅频特性的穿越频率外相等。所以

用「3,加=2来表征系统的快速性。控制系统的准确性主要是系统的精度要求，

也即误差要求。控制系统的误差包括动态误差和稳态误差。一般工程系统中只提

出稳态误差的要求。故一般只需按照求出的开环增益对稳态误差进行计算。控制

系统总的稳态误差为跟踪误差、干扰误差和静态误差之和。求误差主要是先求出

误差传递函数，然后利用拉氏变换的终值定理求出系统的误差。跟踪误差是输出

跟踪输入造成的稳态误差，其大小与系统类型及输入信号有关,可以据公式求得。

干扰误差是干扰作用下引起的稳态误差。静态误差是一些非线性因素引起的稳态

误差。其中干扰误差和静态误差都可以用静态方块图求简，在此次设计中就是应

用静态方块图求简的。

以上是对总的动态设计的步骤与方法进行分析与选择。下面进行动态设计的

具体计算，其中动力元件传递函数的具体求法在科技论文中推导，以下的公式则

直接搬过来应用，敬请读者注意。

4.3.1系统方块图与开环传递函数

4.3.1.1确定各组成元件的传递函数，画出系统方块图

⑴绘制职能方块图，确定各环节组成元件

图4-5

该系统属于惯性负载位置饲服系统。从图中可看出各个环节的组成元件，分

别由比例放大器、电液比例方向阀、液压缸、反馈传感器等元件组成。图3-5为

元件的职能方块图。

⑵确定各环节的传递函数，绘制传递函数方块图

图3-5中的比例放大器的增益为£。位移传感器的增益为K/。电液比例

方向阀与液压缸负载的总的传函由科技论文式（24）给出，即

VV

3AK1「4/+&翁s+K,AK

Vi~29-^

-^-M/+4M,KCS+-A：S

A4

绘制出的传递函数方块图如图3-6.

图4-6

图中：Un(1v)—输入电压

q(s)—反馈电压

u(s)一比较电压

K”一比例放大器增益

/($)一比例放大器输出电流

《一比例电磁铁增益

X/s)一比例电磁铁输出位移

勺一比利阀流量增益

A一液压缸无杆腔活塞面积

匕一总压缩容积

月一有效体积弹性模量

M,一工作台质量

K,一流量压力系数

FL一外负载力

《一供油压力

的一传感器增益

Xp（5）一输出位移

⑶确定系统开环传递函数

G⑹H⑸=3%九七峪&

-^M,s3+4MKx2+-Ars

Al4

4

_获KMK人

一5（"『+2夕$+1）

K

~s（T2s2+2^Ts+i）

其中:

（4）求传递函数中各系数值

①液体有效体积弹性模量£,=700MPa

②工作台质量此=507.34依

③液压缸无杆腔面积4=7.85x10'加2

④液压缸两腔总控制容积匕

如图3-7

匕=44

S—活塞杆行程S=400/77/7?

A—2A)=>=2L]

TTaTST2S

LI+L2=5=>L1=y,L2=—

Vj=LJA=yA,

2S2

V=2V=—A.=-X0.4X7.85X10-3=2.09X10-3W3

'1t313

4

图4-7

⑤求系统阻尼比？

据《液压控制系统设计》/也表6-6公式:

一叫2

Kb而

其中：W一阀的面积梯度W^TTD

6

rc—零开口径向间隙4,=5xlO_机

4-液体动力黏度4=1.98x1CT?网.$

据《液压控制系统设计》%图6-6查得0=25x10-3根据此求得:

W=%。=3.14x25x10-3=7.85x10-2机

不卬/3.14x7.85xlO-2x(5xlO-6)2

=9.73xl()T2机3/$,尸。

32〃―32x1.98x10-2

从科技论文（9）式的推导可知，推出的K,与普通四通滑阀的K他相差士3倍,

cCP4

即KC=K”；。所以，求出的K’o应乘以;，即：

3

-12-2

^,0=9.73x-x10=7.3x10'n^/s-Pa

12

4K,\M,/3e_4x7.3xlO~/507.34x700xl¥

拓《匕一3x7.85x10-3义寸-2.09x10-3=0.016

由于J=的计算值较小，取J=$,=0.2（系统阻尼比短受系统总流量压力

系数K,和黏性阻尼系数纥等多种参数影响，由于参数估算误差而造成当的计算

误差。特别对小流量系统，阻尼比的计算值较实际值偏低。如果阻尼比的计算值

小于0.1,可取刍=0.1-0.2）

2IV,M_2/2.09xIO与*507.34

一拓如