四柱液压机毕业设计说明书

摘要四柱液压机由主机及控制机构两大局部组成。液压机主机局部包括液压缸、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。该系列液压机具有独立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；PLCAbstractThefour-pillarshydraulicpressisdividedintotwoparts,hostmachineandcontrolmechanism.Hydraulicpresshostmachineismakeupofhydrauliccylinder,beam,upright,prefillvalveandsoon.Dynamicmechanismismakeupoftank,highpressurepump,controlsystems,electromoto,pressurevalve,directionvalveandsoon.Hydraulicpresscontrolsystemsadoptplc.Itwillbecometrueenergyconversion,regulateandtransport,allkindsoftechnicalmotionscycle,throughcontrolpump,hydrauliccylinderandallkindsofhydraulicvalve.Theserieshydraulicmachineisanindependentbodyandtheelectricalpowersystem,andcentralizedcontrolbuttonsused,achievebothmanualandautomaticoperationmode.Thishydraulicsystemframeworkiscompact,movementkeenreliable,thespeedisquick,theenergyconsumptionissmall,thenoiseislow,thepressureandthetravelingschedulemayadjustwillfullyinthestipulationscope,theoperationissimple.Inthisdesign,throughtheconsultmassiveliteraturematerial,hasdesignedthehydrauliccylindersize,hasdraftedthehydraulicpressureschematicdiagram.Accordingtothepressureandthecurrentcapacitysizechoosethehydraulicpump,theelectricmotor,thecontrolvalve,hydraulicpressureparts,theauxiliarypartandfilter.Keywords:four-pillars；hydraulicpress；PLC目录TOC\o"1-3"\f\h\z第1章绪论11.1概述11.2开展趋势2第2章液压机本体结构设计42.1液压机根本技术参数42.2液压缸的根本结构设计5液压缸的类型5钢筒的连接结构5缸口局部结构5缸底结构5油缸放气装置6缓冲装置62.3缸体结构的根本参数确定7主缸参数7各缸动作时的流量：8上缸的设计计算9下缸的设计计算：152.4确定快速空程的供液方式、油泵规格和电动机功率21快速空程时的供油方式21确定液压泵流量和规格型号21泵的构造与工作原理222.5立柱结构设计22立柱设计计算22连结形式24立柱的螺母及预紧26立柱的导向装置26限程套28底座282.6横梁参数确实定28上横梁结构设计28活动横梁结构设计29下横梁结构设计30各横梁参数确实定30第3章液压系统及元件的设计313.1液压系统原理31工作原理31工艺加工过程323.2管道及管接头33管道333.3液压控制阀的选择35先导式溢流阀35节流阀35单向阀35电磁换向阀35顺序阀36背压阀36第4章控制局部374.1PLC概述374.2控制局部设计37总结39参考文献40致谢41附录1：英文及翻译42附录2：程序梯形图51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，除依据机器局部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缺乏,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开展趋势(1)高速化，高效化，低能耗。提高液压机的工作效率，降低生产本钱。

(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。微电子技术的高速开展为液压机的自动化和智能化提供了充分的条件。自动化不仅仅表达的在加工，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。

液压传动的根本原理：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，从而驱开工作机构，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拟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根本原理。

[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局部组成。

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局部。

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、辅助元件除上述三局部以外的其它元件，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。液压机本体结构设计液压机根本技术参数800吨液压机设计要求1、主缸公称压力8000kN2、主缸回程力1600KN3、顶出缸公称压力1000kN4、顶出缸回程力600KN5、滑块距工作台最大距离1800mm6、滑块行程.1200mm7、顶出行程400mm8、工作压力25MPa9、滑块速度空程速度120mm/s挤压速度1525mm/s回程110mm/s10、顶出速度顶出140mm/s回程150mm/s11、工作台中心孔Φ100mm12、工作台面大小根据设备稳定性进行设计。(2200*1600，1600*1600,3150*2000)液压缸的根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。缸口局部结构缸口局部采用了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，故缸口局部的结构也有所不同。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，使油缸内部存留一局部空气，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，否那么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(全部或局部)通过节流把动能转换为热能，热能那么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局部的质量和载荷等，因此为了使结构简单，便于设计，降低制造本钱，仍多采用此种节流缓冲方式。缸体结构的根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=0.640M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≥／%4561036014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:==0.122m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=1.25PP—管内最大工作压力为25M--钢筒材料的许用应力，M=/n--钢筒材料的抗拉强度，Mn—平安系数，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,以保证其平安.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:=2.3320=86.9MPa〔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=30.42～36.50MPa〔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:0.4330.433mm〔2-13〕取mm--筒底厚，MM核算缸底局部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那么Ψ===0.6875〔2-14〕==69.8MPa〔2-15〕按这种方法计算[]=100MPa<[]所以平安缸筒端部法兰厚度:==67.0mm取h=100--法兰外圆半径;--螺孔直径;螺钉–M30b—螺钉中心到倒角端的长度=32cm=42cm=48.5cm==10cmh=10cm==37cm===47.25cm图2.2局部工作缸校核法兰局部强度：==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=91.7MPa<[]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≥／%3554032017(1)螺钉处的拉应力=MPa==8.5MPa〔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:=0.475MPa〔2-26〕=MPa〔2-27〕-屈服极限-平安系数;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==3.8MPa〔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:=0.475MPa〔2-30〕=MPa〔2-31〕-屈服极限-平安系数;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≥／%45MnB10308359〔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≥／%4561036014下缸筒壁厚公式:=++当～0.3时，用使用公式:==0.048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=1.25PP—管内最大工作压力为25M--钢筒材料的许用应力，M=/n--钢筒材料的抗拉强度，Mn—平安系数，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,以保证其平安.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:=2.3320=78.9MPa--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=27.62～33.14MPa缸筒的暴裂压力=2.3610=150.4MPa缸筒底部厚度缸筒底部为平面:0.4330.433mm取mm--筒底厚，MM核算缸底局部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，那么Ψ===0.68==43.1MPa按这种方法计算[]=100MPa<[]所以平安缸筒端部法兰厚度:h==36.3取h=40--法兰外圆半径;--螺孔直径;螺栓–M12b—螺栓中心到倒角端的长度=12.5cm=16cm=20.2cm==3.5cmh=4cm==14.25cm===20.1cm校核法兰局部强度：==0.182cm其中P===137.1=13.71KN/cm==0.364=0.175=1.493==0.48所以=53.9MPa=264+39.2=303.2MPa<[]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≥／%3554032017(1)螺栓处的拉应力=MPa==2.9MPaz-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:=0.475MPa=MPa-屈服极限-平安系数;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==2.9MPaz-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:=0.475MPa=MPa-屈服极限-平安系数;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≥／%45MnB10308359d=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那么不需要高压.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工作原理如下图，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。按标准选取立柱螺纹。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=8000KNH=300cmB=180cm(宽边立柱中心距)d=30cm(立柱光滑局部直径)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中心载荷时的应力：===22.2〔2-34〕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,因此是平安的。对于截面的45#钢，≥375MPa，尺寸系数已考虑在内，立柱外表为精车，对于正火的45#钢，外表质量系数为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=1.58K=1=0.70〔1.58-1〕=1.41〔2-38〕=K=1.41×96.3=104.4<300〔2-39〕[]为200MPa,因此是平安的。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，导向外表应有足够的精度，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，并作为液压机运动局部的导向。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，上横梁下外表〔工作台〕上外表间的距离与平行度，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。上横梁下外表的水平度以及下横梁〔工作台〕上外表的水平度，两个外表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，安装时调整比拟麻烦。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种形式根本相同，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/T2001.73——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。加热预紧比拟常用的方法，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，到达一定温度后，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==1.33MPa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]=6~8MPa限程套为防止运动局部超程，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，与根底相连。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。横梁参数确实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，梁的中间高度那么由强度确定。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那么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局部传给工缸导向套，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，到达预紧的目的。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，其设计原那么与上横梁相同，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那么。各横梁参数确实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局部厚度选用50cm，因为有空心局部，所以整体厚度选用75cm。活动横梁受力局部为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。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1YA2YA3YA4YA5YA6YA1D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。a动力机构通常采用油泵作为动力机构，一般为容积式油泵。为了满足执行机构运动速度的要求，选用一个油泵或多个油泵。低压〔油压小于2.5MP〕用齿轮泵；中压〔油压小于6.3MP〕用叶片泵；高压〔油压小于32.0MP)用柱塞泵。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油管的材料。我选用的是钢管。钢管分为焊接钢管和无缝钢管。压力小于2.5Mpa时可选用焊接钢管；压力大于2.5MPa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。钢管价格廉价，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限制较少和产品比拟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油管材料。管子的内径和壁厚确实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。油缸快进时油管的流量可达。取管内流速。==0.040〔3-1〕取d=42mm主缸快退时进油管流量可达，那么==0.040取d=42mm顶出缸快进时油管的流量可达，那么==0.042取d=45mm顶出缸快退时进油管流量可达，那么==0.016取d=45mm管接头管接头用于油管之间或油管与液压元件之间的连接。对管接头的根本要求是工作可靠、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260SV型液控单向阀该阀为锥阀式结构，只允许油流正向通过，反向那么截止。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，载荷减小那么背压增加，使运动平稳性好，提高系统效率。选择FBF3型系列，满足最大32MPa范围即可。控制局部PLC概述在本次设计中控制局部用可编程控制器，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，即由中央处理器〔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。控制局部设计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，功能比拟强大。此芯片工程为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、输出控制局部在电路图标出。由于是循环工艺流程，所以在编程中多处参加了延时。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。半自开工艺动作：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。流程图表达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].《互换性与测量技术根底》.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].《机械制造技术根底》.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，2023.[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].Sorsl.fatiguedesignofmachinecomponents.oxford:pergramonpress.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]BradleyDA.Mechatronics:ElectronicsinproductsandProcesses.London:ChpmanandHall,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心和精心指导．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，使我在液压局部做的更加细致。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PressuretransienttheoryBeforeembarkingontheanalysisofpressuretransientphenomenaandthederivationoftheappropriatewaveequations,itwillbeusefulltodescribethegeneralmechanismofpressurepropagationbyreferencetotheeventsfllowingtheinstantaneousclosureofavaluepostionedatthemed-lengthpointofafrictionlesspipelinecarryingfluidbetweentworeservoirs.Thetwopipelinesectionsupstreamanddownstreamofthevalueareidenticalinallrespects.Transientpressurewaveswillbepropagatedinbothpipesbyvalveoperationanditwillbeassumedthatrateofvalueclosureprecludestheuseofrigidcolumntheory.Asthevalveisclosed,sothefluideapproachingitsupstreamfaceisretardedwithaconsequentcompressionofthefludeandanexpansionodthepipecross-section.Theincreaseinpressureatthevalveresultsinapressurewavebeingpropagatedupstreamwhichconveystheretardationofflowtothecolumnoffluidapproachingthevalvealongtheupstreampipeline.Thispressurewavetravelsthroughthefluidattheappropriatesonicvelocity,whichwillbeshowntodependonthepropertiesofthefluidandthepipematerial.Similarly,onthedownstreamsideofthevalvetheretardationofflowresultsinareductioninpressureatthevalve,withtheresultthatanegativepressurewavesispropagatedalongthedownstreampipewhich,inturn,retardsthefluidflow.Itwillbeassumedthatthispressuredropinthedownstreampipeisinsufficienttoreducethefluidpressuretoeitheritsvapourpressureoritsdissolvedgasreleasepressure,whichmaybeconsiderabledifferent.Thus,closureofthevalveresultsinpropagationofpressurewavesalongbothpipesand,althoughthesewavesareofdifferentsignrelativetothesteadypressureinthepipepriortovalveoperation,theeffectistoretardtheflowinbothpipesections.Thepipeitselfisaffectedbythewavepropagationastheupstreampipeswellsasthepressurerisewavepassesalongit,whilethedownstreampipecontractsduetothepassageofthepressurereductingwave.Themagnitudeofthedeformationofthepipecross-sectiondependsonthepipematerialandcanbewelldemonstratedif,forexample,thin-walledrubbertubingisemployed.Thepassageofthepressurewavethroughthefluidispreceded,inpractice,byastrainwavepropagatingalongthepipewallatavelocityclosetothesonicvelocityinthepipematerial.However,thisisasecondaryeffectand,whileknowledgeofitsexistencecanexplainsomepartsofapressure-timetracefollowingvalveclosure,ithaslittleeffectonthepressurelevelsgeneratedinpracticaltransientsituations.Followingvalveclosure,thesubsequentpressure-timehistorywilldependontheconditionsprevailingattheboundariesofthesystem.Inordertodescribetheeventsfollowingvalveclosureinthesimplepipesystemoutlinedabove,itwillbeeasiertorefertoaseriesofdiagramsillustratingconditionsinthepipeatanumberoftimesteps.Assumingthatvalveclosurewasinstantaneous,thefluidadjacenttothevalveineachpipewouldhavebeenbroughttorestandpressurewavesconveyingthisinformationwouldhavebeenpropagatedateachpipeattheappropriatesonicvelocityc.Atalatertimet,thesituationisasshowninfig.Thewavefrontshavingmovedadistance1=ct,ineachpipe,thedeformationofthepipecross-sectionwillalsohavetraveledadistancelasshown.Thepressurewavesreachthereservoirsterminatingthepipesatatimet=1/c.atthisinstant,anunbalancedsituationarisesatthepipe-reserviorjunction,asitisclearlyimpossibleforthelayeroffluidadjacenttothereservoirinlettomaintainapressuredifferenttothatprevailingatthatdepthinthereservoir.Hence,arestoringpressurewavehavingamagnitudesuffcienttobringthepipelinepressurebacktoitsvaluepriortovalveclosureistransmittedfromeachreservoitatatime1/c.Fortheupstreampipe,thismeansthatapressurewaveispropagatedtowardstheclosedvalve,reducingthepipepressuretoitsoriginalvalueandrestoringthepipecross-section.Thepropagationofthiswavealsopreducesafluidflowfromthepipeintothereservoirasthepipeaheadofthemovingwaveisatahigherpressurethanthereservoir.Now,asthesystemisassumedtobefrictionless,themagnitudeofthisreversedflowwillbetheexactoppositeoftheoriginalflowvelocity,asshowninfig.Atthedownstreamreservoir,theconverseoccurs,resultinginthepropagationofapressurerisewavetowardsthevalveandtheestablishmentofaflowfromthedownstreamreservoirtowardsthevalve.Forthesimplepipeconsideredhere,therestoringpressurewavesinbothpipesreachthevalveatatime21/c.Thewholeoftheupstreampipehas,thus,beenreturnedtoitsoriginalpressureandaflowhasbeenestablishedoutofthepipe.Attime21/c,asthewavehasreachedthevalve,thereremainsnofluidaheadofthewavetosupportthereversedflow.Alowpressureregion,therefore,formsatthevalve,destroyingtheflowandgivingrisetoapressurereducingwavewhichistransmittedupstreamfromthevalve,onceagainbringingtheflowtorestalongthepipeandreducingthepressurewithinthepipe.Itisassumedthatthepressuredropatthevalveisinsufficienttoreducethepressuretothefluidvapourpressure.Asthesystemhasbeenassumedtobefrictionless,allthewaveswillhavethesameabsolutemagnitudeandwillbeequaltothepressureincrement,abovesteadyrunningpressure,generatedbytheclosureofthevalve.Ifthispressureincrementish,thenallthewavespropagatingwillbe±h,Thus,thewavepropagationupstreamfromthevalveattime21/chasavalue-h,andreducesallpointsalongthepipeto–hbelowtheinitialpressurebythetimeitreachstheupstreamreservoirattime31/c.Similarly,therestoringwavefromthedownstreamreservoirthatreachedthevalveattime21/chadestablishedareversedflowalongthedownstreampipetowardstheclosedvalve.Thisisbroughttorestatthevalve,withaconsequentriseinpressurewhichistransmitted.downstreamasa+hwavearrivingatthedownstreamreservoirat31/c,atwhichtimethewholeofthedownstreampipeisatpressure+habovetheinitialpressurewhththefuidatrest.Thus,attime31/canunbalancedsituationsimilartothesituationatt=1/cagainarisesatthereservoir–pipejunctionswiththedifferencethatitistheupstreampipewhichisatapressurebelowthereservoirpressureandthedownstreampipethatisabovereservoirpressure.However,themechanismofrestoringwavepropagationisidenticalwiththatatt=1/c,resultingina-hwavebeingtransmittedfromtheupstreamreservior,whicheffectivelyrestoresconditionsalongthepipetotheirinitialstate,anda+hwavebeingpropagatedupstreamfromthedownstreamreservoir,whichestablishesaflowoutofthedownstreampipe.Thus,attimet=41/cwhenthesewavesreachtheclosedvalve,theconditionsalongbothpipesareidenticaltotheconditionsatt=0,i.e.theinstantofvalveclosure.However,asthevalveisstillshut,theestablishedflowcannotbemaintainedandthecycledescribedaboverepeats.Thepipesystemchosentoillustratethecycleoftransientpropagationwasaspecialcaseas,forconvenience,thepipesupstreamanddownstreamofthevalvewereidentical.Inpractice,thiswouldbeunusual.However,thecycledescribedwouldstillapply,exceptthatthepressurevariationsinthetwopipeswouldnolongershowthesamephaserelationship.Theperiodofeachindividualpressurecyclewouldbe41/c,whereIandctooktheappropriatevaluesforeachpipe.Itisimportanttonotethatoncethevalveisclosedthetwopipeswillrespondseparatelytoanyfurthertransientpropagation.Theperiodofthepressurecycledescribedis41/c.However,atermofenmetintransientanalysisispipeperiod,thisisdefinedasthetimetakenforarestoringreflectiontoarriveatthesourceoftheinitialtransientpropagationand,thus,hasavalue21/c.Inthecasedescribed,thepipep