谐振式电液疲劳试验机的设计毕业设计论文

本科毕业设计(论文)

题目： 谐振式电液疲劳试验机的设计

学 院： 机 械 学 院 专 业： 机械工程及自动化 班 级： 2008级 7 班 学 号： 200810310115 学生姓名： 刘申 指导老师： 阮键 提交日期： 2012年5月1日

浙江工业大学

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谐振式电液疲劳试验机的设计

学生姓名：刘申

指导教师：阮健教授

浙江工业大学机电学院

摘 要

在工业生产中，人们发现在交变应力的作用下，机械零件往往会在远低于材料强度极限的情况下发生破坏，这就是疲劳失效。疲劳失效已经成为正常工作状况下零件、材料的主要失效形式。零件材料的使用性能与材料的疲劳特性密切相关。用于研究材料疲劳特性的试验成为疲劳试验。疲劳试验已经成为为工程技术领域的基本试验，而疲劳试验机是研究材料疲劳特性的基本设备。

疲劳试验机有很多种类，其中电液疲劳试验机是其中很重要的一类。电液疲劳试验机具有响应速度快、输出功率大、测量和控制精度高等特点，已经在航空、航天、军事、冶金、交通、工程机械等领域得到了广泛应用。

当策动力的频率和系统的固有频率相等时，系统受迫振动的振幅最大的现象成为谐振。谐振式电液疲劳试验机是采用谐振原理设计的电液疲劳试验机。这种疲劳试验机的固有频率与系统中执行元件液压缸的容积有关，因此可以通过改变液压缸活塞的位置调节系统的固有频率，使系统能够产生共振，从而在较低作用力下是试件产生较大的变形。因此它不仅具有传统电液疲劳试验机精度高、功能全、可靠性好等特点，而且效率高，节约能源。可以在很低的工作频率下获得高的试验负荷。

本文对谐振式电液疲劳试验机的相关概念，研究现状，发展趋势进行介绍，建立阀控液压缸系统的数学模型，并且进行试验机执行机构液压缸和试验机机体机架的设计，并进

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行必要的校核。

关键字： 谐振，疲劳试验，试验机，液压缸，机架

Design of Resonant Electro-hydraulic Fatigue Testing Machine

Student: Liu Shen

College of Engineering Zhejiang University of Technology

Advisor: Dr. Ruan Jian Tzou

Abstract

In the process of industrial production, it has been founded that with the effect of an

alternating stress, mechanical parts are often destructed well below its material strength failure limit. This is the concept of fatigue destruction. Fatigue distruction has become the main failure form of parts and materials in normal operating conditions. The usage properties of machine's material is closly related to its fatigue property. Fatigue test is the test is to study the characteristics of material,which has become the basic test in engineering and technology. Fatigue test machine is the basic equipment to study the characteristics of materials.

There are various kinds of fatigue test machine,among which electro-hydraulic fatigue testing machine is a very important one.It has advantage of fast response,large output power, high accuracy of measurement and control, and have been applied in aviation, aerospace, military, metallurgy, transportation, engineering machinery and many other fields.

When the driving frequency are equal to the natural frequency of the system, the phenomenon that amplitude of forced vibration amplitude arrive its maximum is called resonant. Resonant type electro-hydraulic fatigue testing machine is developed according to the principle of resonant . The inherent frequency of fatigue testing machine is determined by the volume of hydraulic cylinder , therefore we can adjust the natural frequency of the system through controling the piston of the hydraulic cylinder . And make the system resonant so that the

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speciment generate a big deformating with a relative small force.Therefore, this kind of test machine not only has the advantage of traditional electro-hydraulic fatigue testing machine,such as complete function, good reliability, high efficiency, but also energy-saving. It can generate huge test load in a relative low working frequency.

This paper makes a description of related concepts,research status, development trend of resonant electro-hydraulic fatigue testing machine and build mathematical model of alve controlling cylinder.In the end, it will make the design and necessary check work of actuator hydraulic cylinder and its body frame.

Key Words: resonance, fatigue test, test machine, hydraulic cylinder, frame

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目 录

摘 要 ..................................................................... i Abstract ................................................................... ii 第1章 绪论 ................................................................. 1

1.2.谐振 ................................................................ 1 1.3疲劳试验的目的及意义 ................................................. 2 1.4 疲劳试验机 .......................................................... 3 1.5电液疲劳试验机的研究现状及发展趋势 ................................... 4 1.6论文选题的意义及研究内容 ............................................. 5 第2章 阀控液压缸疲劳试验系统 ............................................... 6

2.1引言 ................................................................. 6 2.2电液疲劳试验系统的工作原理 ........................................... 6 2.3.1基本方程 ........................................................... 8

2.3.2方块图和传递函数 .............................................. 10 2.3.4传递函数的简化 ................................................ 11

第3章 液压缸和试验机机架的设计计算 ....................................... 16

3.1设计的具体技术要求： ................................................ 16 3.2 液压缸的设计 ....................................................... 16

3.2.2 设计依据 ...................................................... 17 3.2.2缸筒设计 ...................................................... 19 3.2.3法兰设计 ...................................................... 23 3.2.4活塞结构的设计 ................................................ 26 3.2.5活塞杆的设计 .................................................. 27 3.2.6液压缸其它各个零件的设计形状图 ................................ 30 3.3机架部分的设计 ...................................................... 31

3.3.1机架各部分零件的设计 .......................................... 32

总结 ....................................................................... 36 参考文献 ................................................................... 37 致 谢 ...................................................................... 38

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第1章 绪论

1.1前言

研究简史有记载的最早进行疲劳试验是德国的W.A.艾伯特。法国的J.-V.彭赛列首先论述了疲劳问题并提出“疲劳”这一术语。但疲劳研究的奠基人则是德国的A.沃勒，他在19世纪50～60 年代最早得到表征疲劳性能的S-N曲线[1]并提出疲劳极限的概念 。20世纪50年代 P.J.E.福赛思首先观察到疲劳过程中在滑移带内有金属薄片挤出的现象。随后N.汤普孙等人发现这种滑移带不易用电解抛光去掉，称为“驻留滑移带”。后来证明，驻留滑移带常常成为裂纹源。1924年德国的J.V.帕姆格伦在估算滚动轴承寿命时，假设轴承的累积损伤与其转动次数成线性关系。1945年美国M.A.迈因纳明确提出了疲劳破坏的线性损伤累积理论 ，也称为帕姆格伦- 迈因纳定律，简称迈因纳定律。此后，断裂力学的进展丰富了传统疲劳理论的内容，促进了疲劳理论的发展。从此，人们愈来愈重视金属材料和零部件疲劳性能的研究，以便充分了解材料性能，提高材料利用率，尽可能减少材料损耗。

1.2.谐振

在物理学里，有一个概念叫共振：当策动力的频率和系统的固有频率相等时，系统受迫振动的振幅最大，这种现象叫共振[2]。电路里的谐振其实也是这个意思：当电路中激励的频率等于电路的固有频率时，电路的电磁振荡的振幅也将达到峰值。实际上，共振和谐振表达的是同样一种现象。这种具有相同实质的现象在不同的领域里有不同的叫法而已。随着当今振动学理论的不断发展，谐振技术在各行各业中的应用也日益突出。谐振技术广泛应用于电子，通讯，制造，检测等很多领域，如收音机，手机，谐振器等。谐振式电液疲劳试验机就是其中的一种应用。

机械零部件的疲劳破坏一般是在使用过程中由振动引起的，特别是当外部的周期作用力的频率与质量系统的固有频率接近时，由于质量系统固有的欠阻尼特性便诱发强烈振动，即发生所谓的共振或谐振现象。共振的发生将严重影响系统结构性能和寿命，最终还可能导致零部件或结构的破坏而发生可怕的后果。因而对机械系统的动力学特性进行研究成为许多产品，尤其是航空航天、武器系统及工程材料等高科技产品研发的重要环节，而振动疲劳试验是获取机械系统的动态特性指标、评价其抗振性能和寿命的最直接和最客观的手段。按照航空部门对产品工作故障的统计，振动疲劳因素引起的设备故障在整个故障原因中占有很大比例，如航空涡轮发动机使用中的故障40%以上与振动疲劳有关，而导弹飞行中的故障和破坏有一半以上是由振动疲劳原因造成的。为此，许多国家都投入了大量的人力和物力研究模拟各种产品在使用过程中的振动疲劳问题。振动疲劳环境的研究己经日益引起人们的重视，成为对产品进行动态设计必不可少的重要环节。振动除上述有害的一面外，还有其可资利用的一面。如利用超声波发生器产生的超声被广泛应用于医疗、探伤及清洗；利用振动（颤振）消摩减阻；利用车床刀架的高频往复振动实现非圆零件的高效切削加工；以及利用振动摩擦发热实现两种金属表面的焊接等。机械振动就其起因而言主要分为强迫振动和诱发振动，前者是指物体在周期力的强迫作用下作往复运动，当周期作用力的频率与质量系统的固有频率接近时，由于质量系统的欠阻尼特性便产生诱发共振，此时在很小的周期力的作用下却会产生很强烈的振动，从而引起零部件的疲劳破坏。

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在强迫振动的电液伺服疲劳试验机中，由于伺服阀交替着使高压油进出于作动器两腔产生循环。对弹性试件而言，在回程中试件所吸收的弹性能无法回收。再者，就是工作频率不可能很高，一般在50Hz以内。而采用谐振原理设计的电液伺服试验机，是在谐振曲线的波峰上工作。这样，只需很低的功率便可以在高频率下获得高的试验负荷。根据试件的刚性、试件阻尼和所用祛码的不同，工作频率范围可在10?250Hz之间。在节能效果方面，我们以电液伺服扭转疲劳试验机为例，在扭矩为

?10KN.m的条件下，最大振幅为?15mm，强迫振动式试验机所需的功率为150kW ,最高试验频率

为5Hz，而采用电液谐振的扭转疲劳试验机所需的功率仅为1.5KW,最高试验频率可达25Hz。可见谐振现象可以在降低疲劳试验机的能耗上发挥重大作用。

1.3疲劳试验的目的及意义

疲劳破坏现象是指材料、零件、构件在循环应力和应变作用下，在一处或几处产生局部永久性累积损伤而产生裂纹，经一定循环次数后，裂纹扩展突然完全断裂的过程[3]。材料或构件疲劳具有以下特点[4]：

（1）只有在承受交变载荷作用的前提下，疲劳才会发生。所谓交变载荷，是指随时间变化的力、应力、应变、位移等，载荷随时间变化可以是规则的，也可以是随机的。

（2）疲劳裂纹起源于高应力或高应变的局部。疲劳破坏则由应力或应变较高的局部开始，形成损伤并逐渐积累，导致破坏发生。零件应力集中处，常常是疲劳破坏的起源。 （3）疲劳破坏是在足够多次的交交载荷作用之后，形成裂纹或完全断裂。 （4）疲劳是一个发展过程。

疲劳特征 零件 、构件的疲劳破坏可分为3个阶段：

（1）微观裂纹阶段。在循环加载下，由于物体的最高应力通常产生于表面或近表面区，该区存在的驻留滑移带、晶界和夹杂，发展成为严重的应力集中点并首先形成微观裂纹。此后，裂纹沿着与主应力约成45°角的最大剪应力方向扩展，裂纹长度大致在0.05毫米以内，发展成为宏观裂纹。 （2）宏观裂纹扩展阶段。裂纹基本上沿着与主应力垂直的方向扩展。

（3）瞬时断裂阶段。当裂纹扩大到使物体残存截面不足以抵抗外载荷时，物体就会在某一次加载下突然断裂。

对应于疲劳破坏的3个阶段 ，在疲劳宏观断口上出现有疲劳源 、疲劳裂纹扩展和瞬时断裂3个区。疲劳源区通常面积很小，色泽光亮，是两个断裂面对磨造成的；疲劳裂纹扩展区通常比较平整，具有表征间隙加载、应力较大改变或裂纹扩展受阻等使裂纹扩展前沿相继位置的休止线或海滩花样；瞬断区则具有静载断口的形貌，表面呈现较粗糙的颗粒状。扫描和透射电子显微术揭示了疲劳断口的微观特征，可观察到扩展区中每一应力循环所遗留的疲劳辉纹。

疲劳破坏是机械零部件早期失效的主要形式。据统计，机械零件整体断裂失效中约有80％属于疲劳断裂[5]。随着现代机械向高速和大型化方向发展，许多零部件在高温、高压、重载和腐蚀等恶劣工况下运行，疲劳破坏事故更是层出不穷。因此，研究机械零部件的疲劳强度和推广疲劳设计，对提高机械产品的可靠性和使用寿命有着十分重要的意义。疲劳破坏时工业生产中引起零件破坏的重要原因，因此疲劳机理的研究对于减少生产中的设备损耗，提高生产效率和经济效益有重要作用[6]。由于材料的疲劳性能对工件和机器的疲劳寿命，安全性能，经济效益密切相关。通过试验研究疲劳特性的影响因素，可以帮助我们找到途径改善零件疲劳特性。因此，疲劳试验机的研究和发展对生产和研究具有重要意义。

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1.4 疲劳试验机

疲劳试验机是一种主要用于测定金属及其合金材料在室温状态下的拉伸、压缩或拉、压交变负荷的疲劳性能试验的机器。疲劳试验机特点是可以实现高负荷、高频率、低消耗，从而缩短试验时间，降低试验费用。

疲劳试验机用于进行测定金属、合金材料及其构件（如操作关节、固接件、螺旋运动件等）在室温状态下的拉伸、压缩或拉压交变负荷的疲劳特性、疲劳寿命、预制裂纹及裂纹扩展试验。高频疲劳试验机在配备相应试验夹具后，可进行正弦载荷下的三点弯曲试验、四点弯曲试验、薄板材拉伸试验、厚板材拉伸试验、强化钢条拉伸试验、链条拉伸试验、固接件试验、连杆试验、扭转疲劳试验、弯扭复合疲劳试验、交互弯曲疲劳试验、CT试验、CCT试验、齿轮疲劳试验等[7]。

疲劳试验机有许多分类方式，按照激振器的载荷产生方式不同[8]，主要分为机械式、电动式、电液式等三种。机械式试验机主要形式有离心式、直接作用式和共振式三种[9]。离心式试验机一般是通过偏心质量块的旋转产生的离心力作为激振力来对试验对象施加载荷。其频率范围一般为 5?200Hz，推力达数万牛顿，可调频调幅，波形失真大。直接作用式试验机则是利用凸轮或曲柄连杆等机构直接对试验对象施加周期性载荷，其频率为 1?80Hz，可得到较大的振幅。共振式试验机是利用共振原理，通过弹簧改变系统的的固有频率，使试验对象在各种频率下都能共振获得较大的振动幅值，其频率为 20?300Hz，功率较小，结构复杂但尺寸小，波形失真较严重。机械式试验机特点是：载荷推力大、结构简单、振幅不随频率变化、成本低；但由于机械结构所限，存在上限频率较低、调频装置复杂、波形失真严重、加速度波形失真大及有机械杂波等缺点。一般来说，机械式试验机主要适用于低频和大位移振幅的情况下，激振波形为等振幅正弦波或正弦扫频波，改变激励振幅只能在停机的状态下才可进行。电动式试验机是目前应用较为普遍的试验机。电动式试验机是将交流电输入磁场中的线圈（动圈），利用通电线圈在磁场中产生的洛仑兹激振力驱动工作台面产生周期性正弦运动或随机振动。电动式试验机具有波形失真度较小、工作频率范围大、系统线性好、容易控制等优点。一般小型电动式试验机的频率范围为 0?10kHz；大型电动式试验机频率范围为 0?2kHz。但是，电动式试验台由于受到固有磁饱和的限制，不易获得大激振力，低频性能较差，只能单向激振，振动波形主要是正弦类波形，此外，设备结构复杂、振动位移有限和需要辅助冷却装置。电液式试验机主要由液压油源、电液伺服阀、液压执行元件、机架和计算机控制系统等组成[10]，电液式试验机由高频伺服阀控制液压动力源进出液压缸或液压马达的两腔，驱动活塞输出液压力对试验对象施加交变载荷，进行疲劳试验。交变载荷的频率范围取决于伺服阀的频宽，频率范围一般为 2Hz?100Hz，最大可达 1000Hz。交变载荷的大小取决于伺服阀阀口大小和液压缸活塞直径的大小；电液试验机的主要优点是：激振力大、输出位移大、振幅大，容易通过计算机控制实现三角波、正弦波和随机波形的输出；在某个频率范围内，为了保证电液试验机的试验得到所需要的交变载荷，可以采用反馈闭环控制，也可以实现随机振动及几个电液试验台进行同步运行；但电液试验机的缺点是：受电液伺服阀频宽的限制，难以在高频的区域工作；仅适用于在低频区及中频区进行疲劳试验；对油液要求高、造价贵、维修复杂。电液式疲劳试验机主要用于对载荷要求比较高的大结构试件的试验[11]。

随着现代科学技术特别是材料科学的发展，人们对动态试验的重视程度也越来越高，疲劳试验机的整体水平在不断提高，它己成为飞机、汽车等机械制造行业中零件的疲劳强度和寿命试验不可缺少的设备。电液伺服技术是实现动态高周疲劳、程控疲劳和低周疲劳以及静态的恒变形速率、恒负荷速率和各种模拟仿真试验系统的最佳技术手段。电液伺服系统有许多优点，其中最突出的就是响应速度快、输出功率大、控制精确性高，因而在航空、航天、军事、冶金、交通、工程机械等领域得到了广

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泛的应用。人类使用水利机械及液压传动虽然已有很长的历史，但液压控制技术的快速发展却还是近几十年的事，随着电液伺服阀的诞生，使液压伺服技术进入了电液伺服时代，其应用领域也得到广泛的扩展。

1.5电液疲劳试验机的研究现状及发展趋势

原瑞士Amsler公司是世界上生产高频疲劳试验机历史最为悠久的国家, 最早期生产的型号是2HFP421和10HFP422, 分别是20KN和100KN的高频疲劳试验机, 它采用光学测力系统,电子管电路的幅度控制型控制系统。七十年代相继推出10HFP1478机型和20HFP1430于机型, 将光学测力系统改为电测力系统, 电子管电路大部分被晶体管电路所取代, 但仍为幅度控制型系统,即20HFP1430型主机结构比以前有较大变化, 电磁铁采用气隙不调的方式, 激振器、砖码、弓形环和升降机构均置于试样下方, 负荷传感器置于试样上方。由于试样与传感器之间的动态力差异较大, 所以必须采用补偿修正措施才能保证精度。控制系统无变化, 仍沿用幅度控制系统, 繁琐的移相、调谐操作。到八十年代后期, 推出了HFP-5000系列, 九十年代初, 并入德国的R+K Amsler公司。近来年,Roell Amster公司对推出HFP-5100系列, 主机又作了较大的改变, 激振器、砖码、弓形环等都置于主机的上方, 试样在负荷传感器的下方, 将不调气隙的又改为用直流伺服电机来自动调整气隙, 它们都配置了计算机系统, 尤其是HFP-5100系列的高频试验机, 它还可以做非等幅正弦波等波形的疲劳试验, 其仍然处于国际领先水平据了解, HFP-5100的100KN高频试验机的价格在20万美元以上, 所以国内用户很难接受。 Instron是国际上生产高频疲劳试验机的另一主要厂家[12], 七十年代末推出1603型高频试验机, 其主机结构和电控系统在当时均独树一帜。?色将传感器、珐码、主振弹簧、激振器、升降加荷机构均置于试样下方, 试样上端通过机架及四片饭簧与机座相连, 试样下端联接传感器, 主振动质量通过另外四片板簧连于机座。气隙用一套伺服系统自动调节, 1603型的控制系统采用了新型的脉冲调宽型控制系统, 消除了繁琐的操作, 使起振变得十分容易, 且不致在试样刚度发生变化时造成停振。但由于试样与传感器间的连接件质量较大,造成试样与传感器之间动态力误差高达10°以上。为克服这个缺点, 到了八十年代, 在测量系统中附加了一套补偿装置。另外一个缺点是其功率管经常被烧坏, 给用户的使用带来了一定的困难。八十年代后期, 为扩大功能, 在该机增配了HP95B通用微型计算机,除了可以进行常规疲劳试验外, 还可进行程控疲劳试验和裂纹扩展试验

国外生产高频疲劳试验机的国家还有日木、原苏联, 但无论是机种、规模、技术均不足与Amsler 、Instron公司相抗衡。西欧也有一些小公司曾生产过高频疲劳试验机, 但均未能推出主流品种。 国内批量生产高频疲劳试验机的有两家:月水红山试验机厂和长春试验机研究所。红山厂八十年代以前一直引进Amsler 2HFP421和10HFP422型机, 七十年末引进20HFP143。并于八十年代进行投产。近年来, 尚未看到有关新型高频疲劳试验机的报导。长春试验机研究所六十年代初即开始研制高频疲劳试验机, 七十年代初已生产出类似于Amsler10HFP1478 的产品, 并于八十年代初投入小批量生产, 又于1987年研制成功采用脉冲调宽枝术和开关型晶体管功率放大器的PLC-100A型高频疲劳试验机, 鉴定认为“ 其主要技术指标和性能达到八十年代水平, 特别在动态力误差, 实现真正脉动循环及整机能量消耗方面均超过国际现有同类产品水平 。于1989年获部科技进步三等奖并被机电部指定为替代进口产品。1989年又研制成功采用直流伺服系统的PLC-100B型、PLC-300B型100KN和300KN高频劳试验机[13], 性能进一步提高, 至此, 已为研制智能化高频疲劳试验机打下了坚实的基础。之后PLC-100B型、PLC-300B型投入了小批生产, 并将其技术应用改造国内外生产的各类高频试验机上。 1988年该所开始研制新型智能化高频疲劳试验机, 并于1991年通过机电部基金会对PLC-100C型

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智能化高频疲劳试验机的鉴定。鉴定委员会认为“ 该试验机采用计算机技术和PWM技术, 对试验机进行参数预置, 自动控制、测量、试验过程管理、数据处理和CRT显示, 实现了机电一体化, 大幅度地提高了交变负荷、平均负荷的控制精度和智能化程度 , PLC-C型智能化高频拉压疲劳试验机的技术指标和性能在国内领先,并达到了当代国外同类产品先进水平” 。该机在PLC-100B型的基础上采用了STD总线的控微机, 它取代了原有模拟控制系统中的大部功能, 自动化程度高, 具有多种试验功能。除了可进行常规疲劳试验外, 还可进行程控加载试验（255段）和裂纹扩展试验。其主要优点为：1.采用脉宽调制型控制系统, 操作方便, 起振容易、不易停振；2.可直读裂纹长度, 无需特殊校验； 3.功能齐全, 扩充较容易；4.微机与模拟控制紧密配合, 形成一个统一的控制系统, 一体化程度高；5.动载不需补偿。主要缺点是；裂纹扩展试验时, 试样上需贴片, 且不能连续测量裂纹长度。

1.6论文选题的意义及研究内容

随着现代科学技术特别是材料科学的发展，人们对动态试验的重视程度也越来越高，疲劳试验机的整体水平在不断提高，它己成为飞机、汽车等机械制造行业中零件的疲劳强度和寿命试验不可缺少的设备。但是普通疲劳试验机但由于机械结构所限，存在上限频率较低、调频装置复杂、波形失真严重、加速度波形失真大及有机械杂波等缺点。电动式试验机是目前应用较为普遍的试验机，虽然具有波形失真度较小、工作频率范围大、系统线性好、容易控制等优点。但是，电动式试验台由于受到固有磁饱和的限制，不易获得大激振力，低频性能较差，只能单向激振，振动波形主要是正弦类波形，此外，设备结构复杂、振动位移有限和需要辅助冷却装置。电液疲劳试验机具有试验载荷大，允许最大位移大，试验频率范围较宽，可以输出多种波形，波形失真度较小等优点，并且可以自动编程，进行位移、速度、加速度的参数控制，因此精度高，性价比较高，符合科学技术发展对疲劳试验机的要求，受到越来越广泛的重视。电液疲劳试验系统中的电液激振器由电液控制元件、电液执行机构和加载对象等组成，通常由电液控制元件控制进出液压执行结构的油液来驱动加载对象作来回往复运动，进而实现电液激振和疲劳试验。其中液压缸用于输出直线运动，液压马达用于输出旋转运动。文章将对阀控单出杆液压缸的工作原理和工作过程进行介绍，搭建系统工作时的数学模型。对液压缸和试验台进行设计，并通过试验观察阀控单出杆液压缸的工作状况，将理论分析结果与试验结构进行验证。本论文的主要研究内容安排如下：

1、介绍疲劳试验的目的、意义，按激振器的不同对现有的疲劳试验机进行了分类，并对不同疲劳试验机的优缺点进行了分析和比较；最后详细叙述了国内外电液疲劳试验机的研究现状和发展趋势； 2、在分析阀控单出杆液压缸的组成及工作原理基础上，建立阀控单出杆液压缸的液压动力机构和系统的数学模型，写出相应的数学关系式；

3、对执行机构液压缸进行设计，并进行必要的校核。包括各参数的计算，法兰安装方式的选择，缓冲机构的选择，密封装置和工作介质的选用以及液压缸的装配等。 4、根据工况和设计要求对液压系统的支架部分进行设计和校核：包括支架高度的确定、中心距的确定，底座长度的确定，顶梁长度计算， 顶梁的设计，顶梁的受力分析等。

5、建立单出杆的阀控液压缸疲劳试验系统和电液高频结构强度疲劳试验系统进行实验研究，通过实验获得在不同激振频率（5?200Hz）下，液压缸活塞输出的位移波形或输出力波形,对仿真结果进行验证。

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第2章 阀控液压缸疲劳试验系统

2.1引言

液压放大元件也称液压放大器，是一种以机械运动来控制流体动力的元件。在液压伺服系统中，它将输入的机械信号（位移或转角）转换为液压信号（流量、压力）输出，并进行功率放大。因此，它既是一种能量转换元件，又是一种功率放大元件。液压放大元件指各种阀，包括滑阀、喷嘴挡板阀和射流管阀等[14]。

液压放大元件是液压伺服控制系统中的一种主要控制元件它的静、动态特性对液压伺服系统的性能有很大的影响。液压放大元件具有结构简单、单位体积输出功率大、工作可靠和动态性能好等优点，所以在液压伺服系统中得到广泛应用。

将液压能转换为机械能的装置称为执行元件。它是与液压泵（动力元件）作用相反的能量装置，是液压缸和液压马达的总称。液压缸是将液压能转换成往复直线运动的执行元件，它输出力和速度；液压马达是将液压能转换成连续旋转运动的执行元件，它输出扭矩和转速。摆动液压马达（习惯称摆动液压缸）不可连续回转，只能往复摆动（摆动角小于360?）。

液压动力元件（或称液压动力机构）是由液压放大元件（液压控制元件）和液压执行元件组成的。液压放大元件可以是液压控制阀，也可以是伺服变量泵。液压执行元件是液压缸或液压马达。由它们可以组成四种基本型式的液压动力元件：阀控液压缸、阀控液压马达、泵控液压缸、泵控液压马达。前两种动力元件可以构成阀控（节流控制）系统，后两种动力元件可以构成泵控（容积控制）系统。 在大多数液压伺服系统中，液压动力元件是一个关键性部件，它的动态特性在很大程度上决定着整个系统的性能。本章将建立阀控液压缸的传递函数，分析它的动态特性和主要性能参数。这是分析和设计整个液压伺服系统的基础。

2.2电液疲劳试验系统的工作原理

谐振式电液疲劳试验机的工作原理如图2-1所示，溢流阀6用于控制系统的油压；用夹具夹持好工件后，将阀5接通左侧，阀10处于中间位置，此时油泵通过阀5同时向两个液压缸供油，调整谐振液压缸4中活塞的位置。活塞调整到理想位置后，阀5位于中位，两个活塞缸保持原来位置，此时拧紧用于固定横梁位置的止动滑块；将阀10向做位时，液压缸无杆腔油量增加，谐振缸施加压力。当阀10处于右位时，谐振缸有杆腔油量增加，对工件施加拉力。以一定频率控制阀10的阀芯移动，可以使工件受到交变应力的作用。记录压力传感器上的压力值，可以计算出这种情况下工件疲劳破坏的应力幅值。

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12345613121110789

图2-1 电液疲劳试验系统原理图

1—横梁；2—单出杆缸；3—机架；4—谐振缸；5—三位三通阀；6—溢流阀；7—液压泵；8—过滤器；9—油箱；

10—三位三通阀；11—夹具；12—工件；13—压力传感器；

2.3四通阀控液压缸数学模型的建立

ApypKLMP1Av1Av2Ps

图2-2 单活塞杆振动装置示意图

如图所示单出杆活塞缸的有杆腔始终与液压源相连，无杆腔通过一个三位三通阀与液压源和油箱相连。当三位三通阀位于左位时，有杆腔与液压源相连，无杆腔也与液压源相连，但是无杆腔的活塞面积较大，为有杆腔腔面积的二倍。所以活塞左端的液压力也为右端的二倍。因此可以在液压力推动

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下克服阻力作用，使活塞杆向右运动，此时对工件施加的是压力；当三位三通阀处于右位的时候，液压缸的无杆腔通过阀与油箱相连。左端液压力为零，右端受到液压力作用，推动活塞杆克服阻力向左运动，此时对工件施加的是拉力。由此可以通过控制阀芯的位置控制活塞的运动，对工件施加拉力或压力。当阀芯以一定频率在两位置间变化时，工件便受到交变载荷的作用。

2.3.1基本方程

一、滑阀的流量方程

假定：阀是零开口四边滑阀，四个节流窗口是匹配和对称的，供油压力ps恒定，回油压力p0为零。

阀的线性化流量方程为：

?qL?Kq?xv?Kc?pL （2.1）

为了简单起见，仍用变量本身表示它们从初始条件下的变化量，则上式可写成：

qL?Kqxv?KcpL （2.2）

位置伺服系统动态分析经常是在零位工作条件下进行的，此时增量和变量相等。

分析滑阀的静态特性时，不考虑泄漏和油液压缩性的影响的情况下，对匹配和对称的零开口四边滑阀来说，两个控制通道的流量q1、q2均等于负载流量qL。在动态分析时，需要考虑泄漏和油液压缩性的影响。由于液压缸外泄漏和压缩性的影响，是流入液压缸的流量q1和流出液压缸的流量q2不相等，即q1?q2。为了简化分析，定义负载流量为：

qL?q1 （2.3）

二、液压缸流量连续性方程

假定：阀与液压缸的连接管道对称且短而粗，管道中的压力损失和管道动态可以忽略；液压缸的每个工作腔内各处压力相等，油温和体积弹性模量为常数；液压缸内、外泄漏均为层流流动。

流入液压缸进油腔的流量q1：

q1?Apdxpdt?Cip(p1?p2)?V1dp1

?edt（2.4）

式中： Ap----液压缸活塞面积； xp----活塞位移；

Cip----液压缸内泄漏系数；

?e----有效体积弹性模量（包括油液、连接管道和缸体的机械柔度） V1----液压缸进油腔的容积（包括阀、连接管道和进油腔）

在式（2.4）中，等号右边第一项是推动活塞运动所需的流量，第二项是经过活塞密封的内泄漏量，

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第三项是油液压缩和腔体变形所需要的流量。液压缸工作腔的容积可写为：

V1?V01?APxp （2.5）

式中: V01----进油腔的初始容积；

由式（2.2）?（2.5)可得流量连续性方程为：

qL?q1?Ap 如果压缩流量

dxpdt?Cip(p1?p2)?V1dp1 （2.6）

?edtV1dp1Vdp2和—2相等，则q1?q2。因为阀是匹配和对称的，所以通过滑阀节

?edt?edt流口1、2的流量也相等（通过对角线桥臂的流量相等）。这样，在动态时ps?p1?p2仍近似适用。由于pL?p1?p2，所以p1?ps?pLp?pL。从而有： ,p2?s22dp11dpLdp???2 （2.7） dt2dtdt要使压缩流量相等，就应使液压缸两腔的初始容积V01和V02相等，即V01?Vt

V0是活塞在中间位置是每一个工作腔的容积，Vt是进油腔总压缩体积。 式中，活塞在中间位置时，

液体压缩性影响最大，动力元件固有频率最低看，阻尼比最小。因此，系统稳定性最差。所以在分析时，应取活塞的中间位置作为初始位置。由于

Apxp?V0,则式（2-5）可以简化为：

dp1dp2??0 （2.8） dtdtqL?Ap式中 Ctp----液压缸总泄漏系数，

dxpdt?CtppL?V1dpL （2.9）

2?edtCtp?Cip?Cep2

。 （2.10）

式（2.9)是液压动力元件流量连续性方程的常用形式。式中，等式右边第一项是推动液压缸活塞运动所需的流量，第二项是总泄漏量，第三项是总压缩量。 三、液压缸和负载的力平衡方程

液压动力元件的动态特性受负载特性的影响。负载力一般包括惯性力、粘性阻尼力、弹性力和任意外负载力。

液压缸的输出力与负载力的平衡方程：

AppL?mtd2xpdt2?Bpdxpdt?Kxp?FL （2.11）

式中 mt----活塞及负载折算到活塞上的总质量； Bp----活塞及负载的粘性阻尼系数； K----负载弹簧刚度；

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FL---作用在活塞上的任意外负载力。

此外，还存在库仑摩擦等非线性负载，但采用线性化的方法分析系统的动态特性时，必须将这些非线性负载忽略。

式（2.2）、（2.9）和式（2.11）中的变量都是在平衡工作点的增量，为了简单起见，将增量符号?去掉。

2.3.2方块图和传递函数

式（2-1）、（2-8）和式（2-9）是阀控液压缸的三个基本方程，它们完全描述了阀控液压缸的动态特性。三式的拉氏变换为：

QL?KqXv?KcPL （2.12）

qL?ApsXp?CtpPL?V1sPL （2.13） 2?e

ApPL?mts2Xp?BpsXP?KXp?FL （2.14）

由式（2.12）、（2.13）和式（2.14）消去中间变量QL和pL,或通过方块图变换，都可以求得阀芯输入位移xv和外负载力FL同时作用时液压缸活塞的总输出位移为：

?s?FLAp? （2.15） Xp?????V1mt3KcemtV1BpBPKceKKceKV12s??s?1??s?????22?22?2?A2?2?eAp2?AA2?AAep?pep?p?p?XV?

式中 Kce--------总流量-压力系数，Kce?Ke?Ctp。

上式是流量连续性方程的另一种表现形式。式中，分子的第一项是液压缸活塞的空载速度，第二项是外载荷力作用引起的速度降低。将分母特征多项式与等号左边的Xp相乘后，其第一项

KqKce?Vt1?2?AP?2?eKceVtmt3Kcemt2sX是惯性力变化引起的压缩流量所产生的活塞速度；第二项sXp是惯性力引起的泄p222?eApAp漏量所产生的活塞速度；第三项

VtBp2?eA2ps2Xp是粘性力变化引起的压缩流量所产生的活塞速度；第四

VtKsXp22?eAp项是活塞运动速度；第五项

KceBp2ApsXp是粘性力引起的泄漏量所产生的活塞速度；第六项

是弹性力变化引起的压缩流量所产生的活塞速度；第七项

KceKXp是弹性力引起的泄漏量所产生的活2Ap塞速度。了解特征方程各项所代表的物理意义，对以后简化传递函数是有益的。

式（2.15）中的阀芯位移Xv是指令信号，外负载力FL是干扰信号。由该式可以求出液压缸活塞

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位移对阀芯位移的传递函数

XPX和对外负载力的传递函数P。 XVFL2.3.4传递函数的简化

一、 没有弹性负载（K?0）的情况

伺服系统的负载在很多情况下是以惯性负载为主，而没有弹性负载或弹性负载很小可以忽略。在液压马达作执行元件的伺服系统中，弹性负载更是少见。所以没有弹性负载的情况是比较普遍的，也是比较典型的。另外，粘性负载系数?p一般很小，有粘性摩擦力?psXp引起的泄漏量

KceBpApsXp所

产生的活塞速度可以忽略不计。 在K?0,

KceBpA2psXp比活塞的运动速度sXp小得多，即

KceBpA2p?1，因此

KceBpA2p项与1相比

KceBpA2p?1时，式（2.15）可简化为：

?s?FLAp? （2.16） Xp??Vm2?Km?VB?s?1t2s??ce2t?1p2?s?1??A2?eAp????p??2?eAp?XV?或

KqKce?Vt1?2?AP?2?eKceKqXp?ApXV?Kce?Vt1?2?AP?2?eKce?s22?h?s?2?s?1???h?h??s?FL? （2.17）

式中 ?h----液压固有频率；

?h? ?h-----液压阻尼比。

22?eApVtmt （2.18)

?h?

KceAp?emtVt??e2ApVt (2.19) ?emt当Bp较小可以忽略不计时，?h可近似写成：

?h?KceAp?emtVt (2.20)

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2?h?h?Kcme t (2.21) 2Ap 式（2-15）给出了以惯性负载为主时的阀控液压缸的动态特性。分子中的第一项是稳态情况下活塞的空载速度，第二项是因外负载力造成的速度降低。 对指令输入XV的传递函数为：

KqApXP (2.22) ?XV?s22?h?s?2?s?1???h?h? 对干扰输入FL的传递函数为：

?s?Xp? (2.23)

?FL?s22?h?s?2?s?1???h?h?? 式(2-20)是阀控液压缸传递函数最常见的形式，在液压伺服系统的分析和设计中经常要用到它。 二、有弹性负载?K?0?的情况

在阀控液压缸中弹性负载还是比较常见的，例如在两级液压放大器中，当功率级滑阀带对中弹簧时，就属于这种情况。液压材料试验机是施力于材料而使之变形的，所以试验机的负载就是弹性负载，被试验材料就是一个硬弹簧。

通常负载粘性阻尼系数Bp很小，使

Kce?Vt1??2AP?2?eKceKceBpA2p ?1，与1相比可以忽略不计，则式（3-13）可简化为：

?s?FLAp? （2.22） Xp?????Vtmt3KcemtVtBpVtKKceK2s??s?1?s?????22?2?A2?2?A2?2?eAp2?AApepepp????XV?或改写成：

KqKce?Vt1?2?AP?2?eKce?s?FL? （2.23） Xp?32?h2?KceKsK??s?1?s???22?h?hKAPh??式中，?h和?h见式（2-16)和（2-17)，Kh?于液体的压缩性所形成的液压弹簧的刚度。

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22?eApKqKce?VtXV?2?1?ApAP?2?eKceVt称为液压弹簧刚度，它是液压缸两腔完全封闭由

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当满足下面条件：

????KKmt??ce?1 （2.24）

2???A2?K???p??1?K??h??? 则式（2-23）的三阶特性方程可近似分解成一阶和二阶两个因式。则式（2-23）变成：

KqXKce?VtV?XAA2?1?s??FLpP?2?eKce?p?? ??????1?K?KceK??s22?0?K?s?2??2?s?1?h?Ap????0?0?

式中 ?0----综合固有频率；

?K0??h1?K h ?0----综合阻尼比。

????10??2?eKceB?p?2? 0???K??mt? ?V?t??1?K??h??? 将式(2-25)的分母展开，并使其系数与式(2-23)分母对应项系数相等，可得：

K11??2?Kh?2 h02?h??KceKhA22????1?K?2?0K? p?0h??01?KK?1?KK?KceK2?02? hhAp0 由式(2-28)和式(2-29)可得?0和?0。由式(2-30)可得：

1?K?K???K??1???KceK2??h?Kh???1?012??Ap?01?KKh? ? 为使式(2-25)成立，必须使：

KceK2?01A2?1 p?01?KKh 将式(2-26)和式(2-27)代入，经整理得：

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2.25) 2.26) (2.27) (2.28)

(2.29) (2.30) （（

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????2KBK??KceKmtcep?22???1 (2.31) AK?Kph?A4?1?K???p?????Kh?? 由于

KceBp2Ap而?1，

KceBpKK总是小于1，所以因此式（2.31）?1总是可以满足的。2K?KhApK?Kh的条件可以简化为式（2.24）。这个条件一般总是可以满足的。但对于每一种具体情况，还是要做检查的，看是否满足

KceBpA2p。 ?1和式（2.32）

式（2-24）还可以写成标准形式：

KpsApXp??s?FLK? （2.32）

??s??s22?0?1?s?1????2????r??00?XV?KqKce；

Vt1?1??K?2?eKce式中 Kps----总压力增益，Kps? ?r----惯性环节的转折频率，

?r?KceKK2?Ap1???Kh????Kce1?2?1Ap???KKh?? （2.33）

在式（2-32）中分子的第一项表示稳态时阀输入位移所引起的液压缸活塞的输出位移，第二项表示外负载力作用所引起的活塞输出位移的减小量。 在负载弹簧刚度远小于液压弹簧刚度时，即

K?1，则式（2.25）可简化为： Kh?s?FLAp? （2.34） Xp???KceK??s22?0s?2??2?s?1?????A?p??00??XV? 将式（2-34）与式（2-15）相比较，可看出弹性负载的主要影响是用一个转折频率?r的惯性环节代替无弹性负载是液压缸的积分环节。随着负载弹簧刚度减小，转折频率将变低，惯性环节就接近积分环节。 三、其它简化情况

根据实际应用的负载条件和忽略的因素不同，传递函数尚有以下简化形式。

（1）考虑负载质量mt，?e??,K?0的情况。此时，对指令输入XV的传递函数可由式（2.13）求得：

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KqKce?Vt1?2?AP?2?eKce

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KqApXP??KqAp （2.35）

XVs??K?cemt?s??A2s?1??s?p?????1?1?式中 ?A2p1----惯性环节的转折频率，?1?K。

cemt（2）考虑负载刚度K及?e，mt?0,Bp?0的情况

KqApKqXPApKKceX??V???1?K?K?s?KceKs ?1h?A2p?r式中 ?r----惯性环节的转折频率，

?KceKr?K A2?p?1???K?h?（3）mt?0,K?0,Bp?0的情况：

KqXPX??Aps V 以上为四通阀控液压缸的数学模型。

2.3.5 系统特性的分析

由式 （2-16)可见，提高液压固有频率的方法有： 1.增大液压缸活塞面积；2.减小总压缩体积

15

（2.36）

（2.37）

（2.38） 浙江工业大学毕业设计（论文）

第3章 液压缸和试验机机架的设计计算

液压缸是液压系统的两类执行元件之一，但是就工程应用而言，要比液压马达广泛得多。液压缸结构简单，制造容易，维护方便，配置灵活；另外，用户对液压缸功能的要求千差万别，尤其日益增加的新机械装置不断对液压缸的功能提出新要求。尽管液压缸已有多种标准件可供选择用，但难以满足使用要求。因而，液压缸的工程设计要比其他元件的工程设计广泛的多。掌握液压缸的基本知识以设计出性能优异的液压缸，是工程技术人员必须具备的基本技能。本章主要进行液压缸和试验机机架的整体设计及各部分零件的设计。

3.1设计的具体技术要求：

①、执行元件：液压油缸； ②、传动方式：电液比例控制；

③、控制方式：单片微机控制、PLC控制； ④、控制要求：速度控制、推力控制； ⑤、主要设计参数： 最大载荷------------------20t 油缸工作行程------------200mm； 额定工作油压------------10MP； 移动负载质量------------1000-2000kg； 负载移动阻力------------5000-10000N； 移动速度控制------------3.6m/min。

3.2 液压缸的设计

液压缸是液压系统中最重要的执行元件，它将液压能转变为机械能，实现直线往复运动。液压缸结构简单，配制灵活，设计、制造比较容易，使用维护方便，比液压马达等执行元件应用范围更广。因此液压缸是设计的关键部件。3.2.1 阀控液压缸的整体结构设计

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910631721200（行程）18M140×28?250Hf7?180h8F8

图3-1 液压缸整体结构

3.2.2 设计依据

为了设计出工作可靠、结构简单、性能好、成本低、效率高、维护使用方便的液压系统，必须进行调查研究，明确下述几个方面的问题：

（1）全面了解振动台的结构和总体布局。这是合理确定液压执行元件的类型、工作范围、安装位置和空间尺寸所必须的表3-1所示。 （2）

名称 双活塞杆液压缸

特点 双向对称

适用场合 双向工作的往复运动 往返不对称的直线运动。差

单活塞杆液压缸 有效工作面积大、双向不对称

动连接可实现快进，当A1=2A2时往返速度相等

柱塞缸

结构简单制造工艺性好 单叶片式，转角小于360°双

叶片式，转角小于180°

[15]

。本设计的液压执行元件是液压缸，总共有8个。它的结构特点及应用可参考下

单向工作，靠重力和其他外力

返回

摆动缸

小于360°的摆动运动 小于180°的摆动运动

表3-1 液压执行元件类型、特点及适用场合对比表

现代液压机械的工作机构越来越复杂。对于工作机构运动形式比较复杂的情况，如能采用经济适用的液压执行元件，并巧妙地使之与其他机构相配合，不仅能简化液压系统，降低设备造价，而且能改善液压执行元件的负载状况和运动机构性能。

由上综合分析，现在就采用单活塞杆液压缸。

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（2）法兰安装方式

选择后前端法兰安装方式，因为是拉力，所以选用如图3-2所示方式：

图3-2 前端盖安装方式

（3）缓冲机构的选用

一般承压在10MP以上应当选用缓冲机构，本次设计中，工作压力为10MP，因此缓冲机构从略。 （4）密封装置选用

选用Yx型密封圈，聚氨酯（PU）和聚四氟乙烯（PTFE）材料联合使用，达到良好的密封效果。 （5）工作介质的选用

因为工作在常温下，所以选用普通的是油型液压油即可。 （6）液压缸的装配

装配前必须对各零件仔细清洗；

要正确安装各处的密封装置：安装形密封圈时，要注意其安装方向，避免因装反而漏油，其唇边应对着有压力的油腔。此外，因为是Yx形密封圈，所以还要注意区分是轴用还是孔用，不要装错；

由于密封装置与滑动表面配合，装配时应涂以适量的液压油； 螺纹联接件拧紧时应使用专用扳手，扭力矩应符合标准要求；

活塞与活塞杆装配后，须设法测量其同轴度和在全长上的直线度是否超差； 装配完毕后活塞组件移动时应无阻滞感和阻力大小不匀等现象。 缸筒材料的许用应力[?]=?s/n=360/5=72MP。

其中n=5是选取的安全系数，来源于下表：

表3-2 液压缸的安全系数

液压缸的安全系数

材料 名称 钢，锻铁

交变载荷

静载荷 3

不对称 5

冲击 载荷 12

对称 8

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3.2.2缸筒设计

3232?240.8?250?3023.2430?4003.2

图3-3 缸壁的结构

(1)、缸筒结构的选择 连接方式如下图：

图3-4 缸筒的连接方式

选取法兰式连接，并且法兰和缸筒用焊接方式连接。 其优点是结构简单，易选取、易装卸； 缺点是外径较大，比螺纹连接的重量大。 (2)、缸筒的要求

有足够强度，能够承受动态工作压力，长时间工作不会变形； 有足够刚度，承受活塞侧向力和安装反作用力时不会弯曲； 内表面和导向件与密封件之间摩擦少，可以保证长期使用； 缸和法兰要良好焊接，不产生裂纹。 (3)、缸筒材料的选取及强度给定 部分材料的机械性能如下表：

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表3-3 缸筒材料选取

材料 20

缸筒常用无缝钢管材料机械性能

30 35 45 15MnVn 27SiMn 30CrMo 35CrMo

本次设计选取45号钢 从表中可以得到：

缸筒材料的屈服强度?s=360MP； 缸筒材料的抗拉强度?b=610MP； 现在利用屈服强度进行设计。 (4)、缸筒的计算 ㈠、液压缸的效率

油缸的效率?由以下三种效率组成：

420 200 540 610 750 1000 950 1000

250 300 320 360 500 850 800 850

25 18 17 14 26 12 12 12

（A)机械效率?m，由各运动件摩擦损失所造成，在额定压力下通常取 ?m?0.9 （B)容积效率?v，由各密封件泄漏所造成，通常容积效率为： 装弹性密封圈时 ?v?1 装活塞环时 ?v?0.98

（C)作用力效率?d，由出油口背压所产生的反作用力造成。 ?d?0.9 ?=?m?v?d 所以总效率为0.8。 ㈡、液压缸缸径的计算 内径D可按下列公式初步计算；

液压缸的负载为推力

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D?液压缸的负载为拉力

4F01F?103(mm)=3.57?10?2(m） （3.1）

???P??P4F02?10?6+d2(mm) （3.2）

D????P式中 F01、F02---液压缸实际使用推力，拉力； ?----液压缸的负载率，一般取0.5-0.8； ?----液压缸的总效率，一般取0.7-0.9； P----液压缸的供油压力； d----活塞杆直径m;

F01=200KN，?=0.7，?=0.8，P=10MP

本次设计中液压缸负载为推力，根据式（3.1）得到内径： D=213.348mm，根据标准缸径可以取为250mm。 ㈢、流量的计算

液压缸流量根据下式计算： 当活塞杆外推时

qAv1m1??(m3/s) v 当活塞杆内拉时

qA2vm32??(m/s) v

式中 A1、A2----分别为活塞无杆侧及有杆侧有效面积(m2)； vm-----活塞平均线速度（m/s)

设计要求中给定了活塞的平均速度：

vm=6m/min=0.1m/s=100mm/s

而活塞的面积：

A×?/4=491?10?41=D2m2 容积效率：

?v=1

根据式(3.3)得到活塞杆外推时的流量：

q1=4.91L/s

因为内拉时情况与此相似，所以回程方向的流量从略。 ㈣、缸筒壁厚的计算

缸筒壁厚可以使用下式进行计算：

21

（3.3）

（3.4）

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当?/D?0.08时（可用薄壁缸筒的实用计算式）

??PmaxD (m) （3.5） 2???Pmax-----最高允许压力（MPa)

???-----缸筒材料的许用应力（MPa),???=?sn

?s-----缸筒材料的屈服强度（MPa） n------安全系数。

根据缸径查手册预取?=18,此时?/D=18/250=0.072?0.08 满足使用薄壁缸筒计算式的要求，下面利用上式来计算：

最高允许压力一般是额定压力的1.5倍，根据给定参数P=10MP，所以：Pmax=10?1.5=15MP

许用应力在选取材料的时候给出：[?]=?s/n=360/5=72MP 根据式（3.5）得到壁厚：?=26mm 为保证安全，取壁厚为26mm。 ㈥、缸筒壁厚的验算

下面从以下三个方面进行缸筒壁厚的验算：D1?D?2??302mm （A)液压的额定压力Pa值应低于一定的极限值， 保证工作安全：

2 P?s(D1?D2)a?0.35D2 (MPa） 1根据式（3-6）得到：

Pn?39.65MP

显然，额定油压P=10MP，满足条件；

（B）为了避免缸筒在工作时发生塑性变形，液压缸的 额定压力Pa值应与塑性变形压力有一定的比例范围：

pa?(0.35~0.42)pPL (MPa）

PPL?2.3?SlogD1D (MPa） 先根据式（3.8）得到：

PPL=67.95MP

再将得到结果带入式（3.7）得到：

Pn?23.78MP

显然，额定油压P=10MP，满足条件；

(C）为了确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力PE 应大于耐压试验压力PT;

22

（3.6）

（3.7） （3.8）

浙江工业大学毕业设计（论文）

PE?2.3?BlogD1 (MPa) （3.9） D因为?b=610MP已经在选择缸筒材料的时候给出，根据式（3.9）得到：

PE=115MP

至于耐压试验压力应为：

PT=1.5?P=10MP

耐压试验压力PT，是液压缸在检查质量时需承受的试验压力。在规定时间内，液压缸在此压力PT下，全部零件不得有破坏或永久性变形等异常现象。各国规范多规定为：

当额定压力Pa?16MPa时 PT?1.5Pa （MPa） （3.10） 因为爆裂压力远大于耐压试验压力，所以完全满足条件。 以上所用公式中各量的意义解释如下： 式中 D----缸筒内径（m）； D1----缸筒外径（m）；

Pa----液压缸的额定压力（MPa）；

PPL---缸体发生完全塑性变形的压力（MPa）； PT----液压缸耐压试验压力（MPa); PE----缸筒发生爆裂时压力（MPa）； ?B----缸筒材料的抗拉强度（MPa）； ?S----缸筒材料的屈服强度（MPa）； E----缸筒材料的弹性模数（MPa）；

v----缸筒材料的泊松系数（MPa）；钢材：v=0.3 ⑤、缸筒的加工要求

缸筒内径D采用H7级配合，表面粗糙度Ra为0.16，需要进行研磨； 热处理：调制，HB?240；

缸筒内径D的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半； 刚通直线度不大于0.03mm；

油口的孔口及排气口必须有倒角，不能有飞边、毛刺； 在缸内表面镀铬，外表面刷防腐油漆。

3.2.3法兰设计

①、（缸筒端部）法兰厚度计算 法兰厚度根据下式进行计算：

h=4Fb?10?3 （m） （3.11）

??ra?dL????式中 F-----法兰在缸筒最大内压下，所承受的轴向力（N）；

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ra-----法兰外圆半径（m）。 其余符号代表的意义见图3-5.

Fbradlh

图3-5 缸筒端部法兰厚度

首先来计算法兰在最大内压的情况下受到的压力F：

2?/4=491?10?4m2 在流量的计算中已经得出活塞的面积是：A1=D×缸壁厚度计算中得出最大压强：Pmax=4?1.5=10MP 所以法兰承受的最大压力为：F=200KN

接下来选取其它参数ra=175.5mm，dL=25mm，b=24.5mm 许用应力在选取材料的时候给出：[?]=?s/n=360/5=72MP 将以上各量带入式（3.11）得到：h=26.58mm 为保证安全，安装标准取法兰厚度为32mm。 ②、（缸筒端部）法兰连接螺栓的强度计算 连接图如下：

图3-6 端部元件连接图

螺栓强度根据下式计算： 螺纹处的拉应力

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?=KF?4?10?6 （MPa） （3.12）

2d1Z 螺纹处的剪应力

?= 合成应力

?n=最大推力为：F=491000N 使用8个螺栓紧固缸盖，即：Z=8

螺纹外径和底径的选择：d0=24mm d1=23mm 系数选择：

考虑到载荷可能有变化，为了安全，选取：K=3,K1=0.12 式中 F----缸筒端部承受的最大推力（N）； D----缸筒内径（m）； d0---螺纹外径（m); d1---螺纹底径（m）； K----拧紧螺纹的系数

不变载荷 取K?1.25~2.5 变载荷 取K?2.5~4 K1---螺纹连接的摩擦系数K1?0.12 ???--缸筒材料的许用应力（MPa） ???=?s/n

?s---缸筒材料的屈服强度（MPa）； n----安全系数n=1.5~2.5

根据式（3.12）得到螺纹处的拉应力为：?=443.16MP 根据式（3.13）得到螺纹处的剪应力为：?=208.83MP 根据式（3.14）得到合成应力为：?n=490.13MP 由以上运算结果知，应选择螺栓等级为12.9级：

查表的得：抗拉强度极限?b=1220MP, 屈服极限强度?s=1100MP.不妨取安全系数n=2,可以得到许用应力值：[?]=?s/n=1100/2=550MP

再次使用式（3.14）得到：?n ?[?]成立,证明选用螺栓等级合适。

K1KFd0?6 （MPa） （3.13） ?1030.2d1Z?2+3?2???? （MPa） （3.14）

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3.2.4活塞结构的设计

活塞分为整体式和组合式，组合式制作和使用比较复杂，所以在此选用整体式活塞15°0.04A[16]

，形式如下图：1.614.82451001.61.61.63150220248?0.03203020此整体式活塞中，密封环和导向套是分槽安装的。 (1)、活塞的密封

选用Yx型圈，聚氨酯和聚四氟乙烯密封材料组合使用，可以显著提高密封性能： ㈠、降低摩擦阻力，无爬行现象；

㈡、具有良好的动态和静态密封性，耐磨损，使用寿命长； ㈢、安装沟槽简单，拆装简便。

这种组合的特别之处就是允许活塞外园和缸筒内壁有较大间隙，因为组合式密封的密封圈能防止挤入间隙内，降低了活塞与缸筒的加工要求，密封方式图如下：

1.6

图3-7 活塞结构图

1413121110

图3-8 活塞密封结构图

(2)、活塞的材料

选用高强度球墨铸铁QT600-3 (3)、活塞的尺寸及加工公差

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选择活塞厚度为活塞杆直径的1倍，因为活塞杆直径是90mm（这个在后面的活塞杆设计中会给出解释），所以活塞的厚度为110mm。

活塞的配合因为使用了组合形式的密封器件，所以要求不高，这里不加叙述。

活塞外径对内孔的同轴度公差不大于0.02mm，断面与轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，外表面的圆度和圆柱度不大于外径公差之半

[17]

。

3.2.5活塞杆的设计

(1）、活塞杆杆体的选择

此次设计选用的是实心杆：件，形式如下图

1.60.0122×45°0.81.60.012AM140×4-7h0.012501607950.06A76044A0.06A120130M140×4-7h?110?140?150?180?130

图3-9 活塞杆结构图

（2）、活塞杆与活塞的连接形式

此次设计采用的是圆螺母型连接，如下图：

图3-10 活塞的圆螺母连接

（3）、活塞杆材料和技术要求

㈠、因为没有特殊要求，所以选用45号钢作为活塞杆的材料，本次设计中活塞杆只承受压应力，所以不用调制处理，但进行淬火处理是必要的，淬火深度可以在0.5—1mm左右。

㈡、安装活塞的轴颈和外圆的同轴度公差不大于0.01mm，保证活塞杆外圆和活塞外圆的同轴度，

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避免活塞与缸筒、活塞杆和导向的卡滞现象。安装活塞的轴间端面与活塞杆轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，保证活塞安装不产生歪斜。

㈢、活塞杆外圆粗糙度Ra选择为0.3?m

㈣、因为是运行在低载荷情况下，所以省去了表面处理。 （4）、活塞杆的计算 ㈠、活塞杆直径的计算

活塞杆的直径可以根据速比来确定，公式如下：

d= 式中 D----缸筒内径（缸径）（m）； ?----速度比（面积比）（见表3-4）. 速比?=2

由公式（3.15）计算得d=176.6mm 事实上也可以从下面的表格中直接查取：

表3-4 单活塞杆液压缸两腔面积比

??1D (m) （3.15） ?缸筒内径

活塞杆直径计算

D/mm 200 220 250 320

速度比

1.4 110 125 140 180

1.6 125 140 160 200

2 140 160 180 220

2.5 160 180 200 250

因为缸筒内径为250mm，从上表中选取速比为2的活塞杆直径是180mm，这也正是之前在确定活塞厚度的时候所用到的数据。 ㈡、活塞杆强度的计算

活塞杆端部的负载连接点与与液压缸支撑之间的距离为LB，如果：

LB?10d（显然这个是成立的）

就用下式计算活塞杆强度：

d?Fns (m) （3.16） 6??s?10 式中 F-----液压缸的最大推力（或拉力）（N）； ?s----材料的屈服强度（MPa）； ns----安全系数，一般ns=2~4； d-----活塞杆直径（m）。

实际上式中的?s/n 就是材料的许用应力，之前已经给出了45号钢的许用应力为：

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[?]=?s/n=360/5=72MP,最大推力F=491000N

于是根据式（3.16）得到活塞杆的直径：d?46.59mm,可知强度符合要求。 ㈢、活塞杆弯矩稳定性验算

当液压缸支承长度LB?(10?15)d时，需验算活塞杆弯曲稳定性。液压缸弯曲示意图：

F1FB图3-11 液压缸弯曲示意图

假设受力F1完全作用在轴线上，主要依据下式验证：

F1?Fk/nk

F?2E61I?10K?K2L2 E式中

EE1?(1?a)(1?b)?1.80?105 MPa

圆截面：

I??d464?0.049d4 m4

图中LB以m计

FK-----活塞杆弯曲失稳临界压缩力，N. nk-----安全系数，通常取nk?3.5?6

K-----液压缸安装及导向系数，见表3-5

E1-----实际弹性模数

a-----材料组织缺陷系数，钢材一般取a?1/12 b-----活塞界面不均匀系数，一般取b?1/13 E-----材料的弹性模数，MPa，钢材E?2.10?105 l-----活塞杆横截面惯性矩，m4

油缸支撑长度LB=1060mm（见CAD油缸装配图）

活塞杆两端固定连接，取长度因数?=0.5 活塞杆惯性半径i=r=D/2=90mm，柔度?=?li=5.88<

为小柔度短粗杆，故取?cr=?s，即按静强度计算。 导向系数根据安装方式选择，如下表第1格所示：

29

3.17）

（

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表3-5 液压缸安装及导向系数

刚性固定，有导向

后端 法兰

因此安装导向系数K=1

将以上各量带入公式中得到活塞杆失稳力：

1 1.5 4

前耳环，有导向 支承，无导向

Fcr=A?cr=A?S=2.29?106N

选取安全系数nk=5 得到最大承载力的判别式

4F?Fk/nk=4.58?10N

显然这是符合要求的，因为最大工作压力是2?105N，而额定工作压力只有2?105N。 （5）、活塞杆的导向、密封和防尘 ㈠、导向环

选择非金属导向环，用高强度塑料制成，这种导向环的优点是摩擦阻力小、耐磨、使用寿命长、装导向环的沟槽加工简单，并且磨损后导向环易于更换。 ㈡、密封

Yx型轴用密封圈加轴用阶梯圈组合使用，这样比起单独密封，可以减小摩擦，减少泄漏量，增加寿命。 ㈢、防尘

使用DH防尘圈，材料是聚氨酯，既有防尘作用，又有润滑作用。

3.2.6液压缸其它各个零件的设计形状图

1100.030.03157.5其余8-?44均布5A?35110060°8-?25均布2002205047.51001.63.23.2M50×2550.04A250

图3-12 液压缸底盖

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134AAR200?340518-?25均布100?200240300?25032773.235M50×2553.23.23.20.04AA

图3-13 液压缸缸头

0.04A6×?44A8.570.81614.8169.63.217?240?180?205?270?3023.2163410015173.21576×?25?3514501853.2506×?254064

图3-15 液压缸端盖 图3-16导向套

1003.3机架部分的设计

谐振式电液疲劳试验机的机架部分用来安装激振器和相关的夹持装置。主要由用于安装液压缸的底座、安装夹持装置的横梁、横梁滑行的轨道、以及轨道上面的平衡架以及将升降液压缸与横梁连结的装置组成。液压缸支架的总体设计如下图所示：

31

?270浙江工业大学毕业设计（论文）

6111213141516501180150015089001260

图3-17 机架的整体结构

3.3.1机架各部分零件的设计

1.机架底座的设计：

机架底座底部有两块外伸的钢板，钢板宽度大于机架宽度。这样可以使所能承受的用压力增大，钢板上开有小孔，用于减少应力集中。支架两侧开有小孔，用于安装支承杆，以便可以使机器在需要时可以悬挂使用，也用于用吊机移动机架。

机架用铸铁铸造后焊接，两个焊接板上开有各种安装孔和螺纹孔，用于固定液压缸，导轨，柱塞缸等其他试验元件。

图3-18 底座的结构设计

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2.滑动导轨的设计：

滑动导轨的作用是确保横梁可以垂直于机架上表面做上下运动。应该有较高的直线度和较小的表面粗糙度。两根导轨轴线要保证一定的平行度。导轨表面要控制其圆柱度。导轨可以用耐磨的钢材制造。

由于导轨的磨损会影响导轨的导向精度，因此导轨在使用过程中必须保证与其接触的滑块间具有较小的摩擦力。并且导轨的耐磨性能要强于接触的滑动体，一般可以通过衬套减小摩擦。

?0.03100A19000.012A?195?240?1508-?200.8A3.20.05AM24×2

图3-19 滑动导轨的结构

3.横梁的设计：

横梁可以再导轨上上下滑动以改变工件的高度。横梁两端通过连接架与柱塞缸连接，通过柱塞缸出杆的运动改变上下位置。因此其两侧有用于与连接架相连接的螺纹孔。横梁上面具有固定 工件用的装夹装置。

横梁最好通过衬套与导轨接触，这样可以保证较小的摩擦力，避免导轨的过度磨损造成的导向精度降低。因此横梁上端两侧开有固定衬套用的连接螺纹孔。

图3-20 横梁的结构

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4.衬套的设计：

衬套与滑动导轨直接接触，以减小摩擦和提高导向精度，并可以通过更换衬套提高保证精度。衬套多用铸造锡青铜，铸造铝青铜等磨合性好的材料制成。衬套装配在横梁的导轨孔里面，端部通过螺纹与横梁固定在一起。

图3-21 衬套的结构

连接架的设计：

连接架用于连接柱塞缸的出杆和横梁，以便带动横梁上下移动改变工件位置。连接架用低碳钢制成。上面开有用于连接到横梁的螺纹孔。和用于连接柱塞缸出杆的小孔。

AA7070?151120517.513.7555

图3-22 连接架的结构

5.导轨横梁：

位于试验机的最顶端，通过螺钉与导轨固定在一起。中间开有圆孔，以减小应力集中。导轨在横梁的挤压下容易出现弯曲变形现象，这样就很难保证其导向精度。利用导轨横梁可以使两导轨之间两端的距离保持一定，从而减小这种弯曲变形的程度。保证导轨的导向精度。

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1020203.28705?100150?2 图3-23 导轨横梁的结构

6.导轨滑块：

导轨滑块与导轨直接接触，用于保证限制横梁的上下移动，以保证工件的一端位置固定。在疲劳试验中，用于拉伸工件的液压缸的输出力有时会很大。横梁的重力与此相比其实很小。因此在横梁位置确定以后，其上端和下端都要用导轨滑块固定住。

导轨滑块可以用低碳钢制造。呈半圆柱形，内表面也呈半圆柱形，用于与导轨面接触。断面上开有用于螺钉连接的螺纹孔。螺钉拧紧时可以将导轨夹紧，从而固定位置。改变横梁位置时候只需将螺

26.25钉松开，调整好工件位置后拧紧螺钉即可。 A150AAM24A2402597.515024079.520100 图3-24 两止动滑块的设计

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195

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总结

疲劳破坏是机械零部件早期失效的主要形式。材料或零部件在多次重复变化的载荷作用后产生裂纹，引起材料或结构的破坏。疲劳试验是对疲劳破坏现象进行研究的主要手段之一，通常对零部件加载交变的载荷获得其预期寿命。

疲劳试验机是研究零件和材料疲劳特性的重要设备，疲劳试验机有多种类型，按照激振器的载荷产 生方式不同主要分为机械式、电动式、电液式等三种。其中电液疲劳试验机具有响应速度快、输出功率大、测量和控制精度高等特点，已经在航空、航天、军事、冶金、交通、工程机械等领域得到了广泛应用。对重量比较大的零部件进行高载疲劳试验一般都是在电液疲劳系统中进行，电液疲劳试验系统的性能好坏主要取决于关键部件-电液激振器的工作性能。随着现代工业技术的发展，飞行器、汽车和高速列车等高周疲劳试验时的失效循环次数和试验频率都有所增加，对电液激振器的激振频率也提出了更高的要求。液压缸是电液激振器的重要组成元件，因此液压缸的设计对于疲劳试验机的性能十分重要。

谐振式电液疲劳试验机是采用谐振原理设计的电液疲劳试验机，它不仅具有传统电液疲劳试验机精度高、功能全、可靠性好等特点，而且效率高，节约能源，可以在很低的工作频率下获得高的试验负荷。

谐振式电液疲劳试验机能够在较小的作用力下通过改变系统的固有频率，使固有频率降低，在较低工作频率下即可使系统发生共振，从而节约能源。谐振式疲劳试验机的固有频率与系统中执行元件液压缸的容积有关，可以通过改变液压缸活塞的位置改变液压缸容积，从而改变系统的固有频率。

本文对谐振式电液疲劳试验机的相关概念，研究现状，发展趋势进行了简单介绍，建立了阀控液压缸系统的数学模型，并且对试验机执行元件液压缸和试验机机体机架进行了设计和必要的校核。由于本人知识范围有限和论文的时间有限，所研究的内容有很多需要进一步细化和深入研究，在理论研究和试验研究上需要大量的后续工作。

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参考文献

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致 谢

在经历了三个多月的毕业设计后，我的收获很大，感慨颇多。毕业设计是大学生在为期四年的大学学习和生活中十分重要的环节，尤其对于我们工科的毕业生就尤为重要了。因为毕业设计是综合运用所学知识和技能，理论联系实际，独立分析、解决实际问题，从事专业工程技术和科学研究工作基本训练的过程。毕业设计对于我走出校园进入工作岗位夯实了一个实实在在的其他教学环节无法代替的基础。毕业设计给予我一定的自我想象和发挥的锻炼的机会。毕业设计对我们本科毕业生来说，确实是一个展现自我才智，发挥见解和创造能力的机会。在阮老师和贾老师的精心指导和耐心讲解下，我在四年的大学生活中所学的基础知识和专业知识得到了有机的结合和进一步的升华。

回顾走过的历程，感觉自己收获颇多，同时也意识到了自己的诸多不足。在这里我要对阮健老师和贾文昂老师表示衷心的感谢。在设计过程中他给了我很大的帮助。

当我对设计内容感到盲目，无从下手时，阮老师和贾老师细致地给我分析设计题目的意义，帮我查阅相关资料。当我遇到困惑的问题时，他都能耐心地为我解答，繁忙的工作没有使他对我们有丝毫松懈，他们认真地工作态度，渊博的学识，对学生的耐心指导无一不让人尊敬，让人佩服。从他那里，我们学到的不仅是知识还有很多书本上没有的东西。

在这里我也非常感谢一起设计的同学们，遇到问题我们共同讨论，一起解决，在一起度过了大学时代最难忘的一段时光。感谢帮助过我的所有人！

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