液压机滑块结构设计与计算研究论文

2024-06-02

液压机滑块结构设计与计算研究论文（共3篇）

液压机滑块结构设计与计算研究论文篇1

1液压机滑块的概况

液压机根据不同标准可以划分为以下类型：以机架结构为依据，可以分为组合、整体框架式以及单臂式；以用途与功能为标准，可以划分为冲压、专用、锻造及打包液压机；根据工作介质可以分为水压机与油压机。液压机对工件的压力加工主要是借助滑块实现的，常为油缸驱动滑块或者固定于滑块上的模具。对于框架式液压机而言，其滑块基本均与主缸活塞杆刚性连接，设计其四角过程中安装了可调节滑块导轨，从运动学视角来看，滑块与活塞杆受油缸、导轨面影响，仅可沿着导轨长度进行活动。一般情况下，油缸固定在上横梁上，活塞、油缸孔因精准配合，因此难以调节。实践中，导轨调整范围应满足补偿累积误差对精度的影响，在此情况下，滑块下平面对工作态度的不平行度级滑块运动方向上对工作台的不垂直度等精度，均要符合主机精度规定。从导轨受力视角而言，在机架受力变形后，导轨面可承受相应的水平力，同时因偏心载荷影响下出现的水平位移，其也应承受随之出现的附加水平力。为了满足上述要求，滑块导轨面应拥有一定的长度与宽度，以此确保导轨面上的比压值处于合理范围。经调查发现，液压机处于精冲、冷挤压或大台面薄板冲压情况下，为了确保导向精度，提高抗偏载能力，需要采取相应的措施，具体如下：第一，滑块导向尺寸加长，普通滑块导向的长度及跨度比例范围在0.3～0.6之间，实践中大多数液压机保持着1.2～2.0的比值，因导向面明显加长，提高了导向精度，减少了偏心载荷情况下的导轨面挤压应力，随之延长了液压机滑块使用时间，此方法可用于大吨位、小台面液压机，效果显著；第二，滑块导向尺寸加宽，上述方法的适应范围小，如果液压机为大台面，因其跨度过大，如果仅依赖滑块导向尺寸增加，则难以满足实际需求，并且要使其更为笨重。为了解决此问题，经学者研究，提出了加宽方法，以此保证了导向及偏心载荷情况下的精度。在对导轨进行结构设计过程中，应关注两个问题：第一，导轨材料选取是否合理；第二，润滑问题。此外，为了进一步增强导轨耐磨性能，使其维修更加简便，可在滑块导轨上设计黄铜垫板或者胶木板，同时导轨应使用45钢进行制造，并且在设计时要关注工艺中热变形所造成的影响，观察导轨间隙。导轨结构图具体分为以下五种：第一种为四角八面推拉式，其优势显著，如简单的结构、便捷的调整、较小的机型等，但也存在不足，分别为较差的滑块精度保持性、偏低的抗偏心载荷能力；第二种为四角八面斜楔式，其优势为便于调整，具有良好的精度保持性以及较高的抗偏心轴载荷能力，但缺点为结构过于复杂，并且整机外形偏大，此形式进可用于大台面、大吨位的液压机，并且其应对抗偏心载荷能力有着较高的要求；第三种为四角八面推拉式结合四角八面斜楔式，它综合了两种形式的优点，对各自的不足有所弥补；第四种为四角八面单面可调式，其优势为紧凑的结构、便捷的调整及较小的机型，但缺点为对加工精度有着较高的要求，特别是立柱；第五种为X型，其主要适用于压制工件需要加热的液压机，因实践中滑块受多重因素的影响，如模具热传导、辐射热等，其会在辐射方向发生膨胀变形，而利用X型导轨后，避免了热变形，防止了导轨间隙，并会产生内应力，但此形式抗偏细载荷能力不足，同时从加工工艺角度来看也不够理性。

2液压机滑块的结构设计及其计算

2.1结构优化设计

结构优化设计主要是根据既有的设计参数，利用适合的优化方法求解出符合全部约束条件的设计变量，并使目标函数取最小或最大值。常见的优化方法有三种，分别为：第一，拓扑优化，主要是在已知的设计区域内，给定边界、外载荷等条件，以此了解结构的最优材料分布；第二，尺寸优化，主要是在已知的结构类型前提下，调整设计区域结构构件的尺寸，以便于获得最适合的尺寸；第三，性状优化，主要是在已知的结构类型条件下，调整设计区域的边界及性状，从而了解最佳的边界及性状。近些年，结构优化问题得到了学者的高度关注，但关于液压机滑块的结构设计及计算研究较少，本研究以YQK-1250框架式液压机为例，展开了深入探讨。现阶段，我国的框架式液压机主要为拉杆预紧式，因此有关研究中均以此类液压机为研究对象，本文选取的液压机选用了楔块作为预紧方式，与其他液压机相比，其优势显著，如机装简便、受力科学等。具体的工作流程如下：工作压力来自于三个工作缸，通过液压缸传递压力，并运动至滑块；压边力源于压边缸，通常压边缸固定在工作台上。在此情况下，上模与下模经合拢，在上下压边力的双重支持下，实现了单向拉伸。在使用液压机时，应充分认识其机身动态性能，还应了解其滑块的动态性能，主要是因滑块直接连接着液压缸及机身，二者连接刚度不牢固。液压机的成型精度及效率等均受滑块影响，如滑块既有的振动频率及振型等，因此对液压机滑块展开结构优化设计及计算是必要的。

2.2滑块有限元分析

多于众多问题而言，如果采用传统的解析法求解，因假设过多而影响结果精度。在现今技术支持下，特别是计算机技术，随之出现了有限元法，其应用日渐广泛与普遍，将其用于各类问题中，获得了近似解，其思想为化整为零、积零为整，对连续求解区域进行离散，使其成为有限个单元的组合体，再构建各单元有关的关系式，经组合以便于处理相应的场问题。有限元分析法常用于非线性分析以及较为复杂问题的求解，其具备丰富的功能，如动态、位移、热传导及准静态等分析，在机械、航空、汽车、化工等领域均扮演着重要的角色，得到了广大学者及科研工作者的认可与青睐。实际应用中主要是使用专门的三维造型软件，对结构展开三维建模，通过有限元软件及三维造型软件间的接口，在有限元软件中导入三维实体，同时划分网格、添加载荷及边界条件等，此后将获得结构应变力变位移云图，结合模拟结构，可对研究对象进行结构优化。关于滑块的有限元分析：第一步便是构建滑块有限元模型，研究中可采用不同的方法进行构造，如：三维CAD软件，建立滑块三维模型，将其导入到ANSYS，建立数值模型，在建模过程中应尽可能地满足滑块的力学特征。有限元分析中最为关键的环节便是网格划分，其中网格的类型、数量等均对计算成本、精度等有着直接的影响，在对滑块结构进行网格划分过程中，结合有限元的特点，可随意选取大小、粗细的网格，但实践中应充分关注两个因素，分别为计算成本与计算精度，以此保证网格划分的合理性与有效性。此外在划分时应遵循以下原则：第一，对结构特征进行简化时要确保其符合基本的运算精度；第二，建立的数学模型应具备针对性，不仅要具有较高的精度，还应拥有较低的成本；第三，选用的网格单元类型应合理，避免出现结构受力处于失真状态。滑块的网格类型可以选用四面体单元C3D4，对网络尺寸进行细化处理，为了提高网格质量，应对其进行全面检查与进一步优化。边界条件的施加情况如下：密度为7.88E3（kg/m3）、弹性模量为208GPa，屈服极限为236MPa，强度极限为426MPa，泊松比为0.29。对于滑块而言，其运动时受液压缸影响，同时其固定点处于滑块和液压缸相连处，因此在分析时需要利用6个自由度对滑块与液压缸进行约束。如图1所示：第二步，分析模态结果，在分析滑块模态过程中采用兰索斯法，经分析后，提取前八阶的既有频率与振型，具体的指标如下：第一阶到第八阶的固有频率分别为35.43Hz、36.43Hz、64.35Hz、114.32Hz、124.34Hz、130.42Hz、158.64Hz、312.45Hz，通过对振型的读取可知，前三阶振型可有效呈现滑块的动态特征，因此对三者给予了重点研究。经模态分析证实，第一阶振型围绕Z中心轴进行旋转，该振型直接决定了滑块的导向性，增加了滑块与导柱间的接触力，随之影响了滑块导向机构的使用时间；第二阶振型围绕Y中心轴进行扭转，此振型直接影响着主缸及侧缸活塞杆，当其水平一致性变化后，三个液压缸便会出现歪斜问题；第三阶振型围绕X中心轴进行扭转，此振型直接影响着工作台上的平面及滑块下的平面，使其平行度发生了改变，同时也对滑块和立柱间的垂直度造成了一定影响。在此情况下，如果未能给予合理优化与改进，加工精度将降低、模具使用时间缩短。

2.3优化算法

优化的对象主要有三个，分别为：第一，设计变量，其具有一定的独立性，又称自变量，通常每个自变量均有着上限值与下限值，并对值的变化范围进行了定义，最多情况下，自变量可有60个，其可同时处在ANSYS程序中，经优化后被设定，状态变量，其为设计变量的函数，具有约束作用，通常其最多可达到100个，经程序优化后被设定；第二，目标函数，其为设计变量的函数，如果设计变量值发生改变，则目标函数值也会随之改变，通常在程序优化中仅有一个目标函数被设定；第三，分析文件，其为命令流出文件，其处于整个分析过程中，体现在前处理、求解及后处理等各个方面。优化算法，在ANSYS中创建不同的优化算法：一种为零阶逼近法，又称为零阶法；另一种为一阶法。第一种方法中涉及两个关键涵义：其为目标函数与状态变量的逼近方法；其使约束问题转变成了非约束问题。第二种方法与上述方法一致，二者均是向目标函数增加惩罚函数后，实现了约束与否问题的转换。该方法可使用因变量对设计变量的偏导数，在重复过程中，梯度计算搜索方向受最大斜度法及梯度计算法影响，此外非约束问题可借助直线搜索法使其达到最小化，利用一系列的子迭代，构成了每次迭代过程，同时其中也涵盖了搜索方向以及梯度计算。与第一种方法相比，后者的缺点明显，即计算量多大，但经严格计算后可获得精准的结果，少数情况下，精准的结果未必表示获得了最佳解。具体的优化流程如下：在ANSYS中展开优化设计，优化计算时，对设计变量与状态变量等设置约束条件，同时设置相应的目标函数、循环控制模型以及最优化方法等，此后结合假设条件构造目标函数，在此情况下便实现了问题的转换，即：由约束优化问题转变为非约束优化问题，再给予迭代计算。在搜索时以约束空间内的某一方向实施，随之会出现一系列的解；根据某一法则，提出新的设计变量，此后再进行新一轮迭代计算。当条件未能符合预先设定的值，则要继续迭代计算，而如果条件符合设定值，则结束计算，并输出结果。

2.4滑块质量优化

液压机滑块作为重要的组成部分，因频繁使用，其受损频率较高，同时其作为滑动部件及受力部分，应对其质量进行积极的优化与改进。由于设计初期便确定了液压机整体数据，因此设计过程中将已知的滑块数据视为变量。经分析证实，滑块质量改变主要受板位置及其厚度的影响，而其也受滑块力学性能及动态性能影响。关于滑块的数学模型，第一，目标函数，其作为滑块质量的最小值minM（x1，x2......xn），因质量受体积、密度决定，即)......,(min)......,(min2121nnxMx×=ρxxxVx，因此在体积处于最小值的情况下，目标质量为最小值，在此情况下，优化时仅关注最小体积即可；第二，设计变量，因滑块质量最小值与其厚度、长度、密度等有关，因此在设计数学模型的过程中，设计变量应选取滑块内部各筋板的厚度，将各号筋板的厚度视为设计变量，初始值均为30、下限值均为20、上限值均为65；第三，状态变量，其为设计变量函数，又称因变量，对于任何液压机而言，其构造确定均应满足结构设计基本要求，即复合材料强度、刚度等需求，状态变量应选取滑块的最大应变及最大应力，结合常规横梁刚度可知，单位跨度挠度应低于0.2mm，滑块宽度经液压机既有参数可知，其为4.5m，在此基础上，滑块挠度应是0.9mm。经优化结果对比可知，滑块质量明显降低，下降幅度在1.5%左右，最大等效应力有所增加，与优化前对比，增长了约15.0%，同时整体应力分布较为均匀，此外Z方向的位移约5.0%。总之，经优化处理，液压机质量减少，侧面体现其应力与挠度增大。

3结语

综上所述，液压机滑块作为重要的部件，其结构设计情况直接影响着液压机的使用效果。本文介绍了液压机滑块的概况，重点探讨了其优化设计及计算，通过有限元分析法及ANSYS软件，构建了相应的模型，待优化后获得了最小质量，同时其位移、应力等分布也更加规律与均匀。

参考文献

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液压机滑块结构设计与计算研究论文篇2

液压机作为一种通用的无切削成形基础加工设备,已广泛应用于制造业的各个领域,尤其是大吨位、高水平的模锻液压机已成为重型机床行业普遍关注的焦点[1,2,3]。

航空锻件、车用薄壁锻件等均有投影面积大、尺寸精度高的共性,这就对大型模锻液压机的滑块运行精度提出了更高的要求。滑块工作时一般以立柱为导向,滑块与立柱间导向装置滑动副的质量直接关系到滑块的运动精度及被加工件的尺寸精度,也会影响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[4,5]。

然而液压机工作时,工件几何形状不对称、模具安装误差及受热不均匀等多种因素,都会导致工件变形阻力不对称,造成偏载受力状态,对加工零件的成形精度产生影响[6,7]。若液压机工作时所受偏载过大,则会使滑块与立柱间隙油膜破裂,使立柱与导轨之间产生干摩擦,长期工作后会因过度磨损而失效。国内外学者对偏载的分析与量化及偏载因素对液压机造成的影响进行了广泛的研究[8,9,10]。

综上所述,国内外研究学者对液压机的导向装置及偏载因素进行了一系列的分析和研究,但未考虑滑块导向装置滑动副的导向间隙及导向长度的匹配对整个液压机使用过程中的加工精度、偏载及磨损的影响。一些研究机构及相关企业[11,12]往往根据传统经验取值法确定导向装置滑动副间的配合间隙及导向长度,并没有综合考虑能量损失及可靠性因素。滑块与立柱间导向装置间隙设置不合理会导致导向装置滑动副能量损失较大,滑块与立柱相对运动过程中因磨损严重而失效。

本文从滑块与立柱间的导向装置滑动副间隙的泄漏和摩擦损失出发,基于能量损失最小原则,计算导向装置滑动副的最佳配合间隙,并对满足偏载工况下的最大许用侧向力进行分析,同时在极限偏载条件下对立柱与滑块间的导轨磨损进行校核。据滑块导向装置滑动副的磨损校核方法,计算滑块与立柱之间最佳导向长度,在总效率损失最小的原则下,计算滑块导向装置滑动副的最佳配合间隙。

1 液压机导向装置滑动副能量损失分析

目前,对于大型液压机通常采用方形立柱与可调导向板配合的导向装置。方形立柱上的导轨与活动横梁上的可调导向板的缝隙由具有相对运动的平面组成,立柱导轨与可调导向板平面相对移动而使缝隙中油液产生剪切流动。因此,立柱导轨与可调导向板平面滑动副中的泄漏功率和摩擦功率损失是不可避免的,并且相互制约。

设导向装置滑动副间隙两端压差为Δp,假设立柱导轨与可调导向板是平行无偏斜的,两平行平板形成缝隙,其中一个可调导向板的长度为L(共16块相同导向板,如图1所示),宽度为b,液压油动力黏度为μ,滑块移动速度为v,则通过间隙δ的液压油泄漏量qV为[13]

单位时间内由于泄漏而损失的能量,即泄漏功率损失为

动面处液体内的剪切应力为τ,动面的位置在Z=δ处,如图2所示,活动横梁运动时因剪切油液而产生的应力为

立柱导轨与可调导向板配合面积为A,间隙为δ的平行平面缝中因剪切油液而产生的摩擦力为

因此,单位时间内由摩擦而损失的能量也就是摩擦损失功率,即

由此,因泄漏而损失的功率与因剪切摩擦而损失的功率之和为

基于能量损失最小原则,对式(6)取导数,并使,即可获得使P最小的最佳间隙δ值:

液压机在单个工作周期T内由于滑块与导轨相对运动速度v随工艺过程变化,因此单位周期内的能量损失为

式中PT为单位周期内损失的功率。

2 偏载工况下滑块与立柱配合间隙分析

2.1 基本假设

由于液压机结构复杂,实际工作过程中受力分析影响因素众多,如完全按实际情况来解,则过于复杂,且必要性不大。因此将液压机简化为空间框架,可采取以下基本假设:1液压机前后对称,左右也对称,因此可仅在X方向对液压机进行受力分析;2所有导轨间隙一致;3由于滑块刚度远大于立柱刚度,故近似将滑块视为刚体;4各处的力均假设为集中力。

液压机工作时,存在诸多因素导致工件变形阻力不对称,易造成偏载应力状态出现。为保障液压机正常工作,防止立柱与滑块的导向平面之间摩擦过大及导轨磨损,要求滑块与立柱滑动副之间要保证有一定的油膜间隙,因而在此条件下存在最大许用侧向力[Fp]。

如图1所示,在工作载荷Fworking的作用下,活动横梁受到偏心力矩Fe的作用(e为偏心距),在立柱上引起侧推力F1。将F1按图1所示坐标系分解,假设F1 X为X方向的最大偏载力,柱塞与活动横梁刚性连接,对液压机机架进行受力分析。设h为上横梁下表面到下横梁上表面之间的距离,Zh为液压缸的柱塞导向套受力点到上横梁下表面的距离(Z<1),Yh为滑块可调导向板支承反力作用点到上横梁下表面的距离(Y<1),可求出偏载力矩在液压机两边立柱上的侧推力F1 X[4]:

2.2 最大许用侧向力分析

在偏心矩的作用下,滑块产生倾覆,此时立柱与滑块导轨间形成楔形油膜,两平面间为倾斜缝隙。以渐缩一侧的间隙为研究对象。由于滑块一侧有两块导向板,所以会形成两处楔形油膜间隙,间隙进口处的高度分别为δ1和δ′1,压力分别为p1和p′1;间隙出口处的高度分别为δ2和δ′2,压力分别为p2和p′2,取图2所示坐标,按运动相对性,把滑块看作是固定不动的,则立柱以v的速度运动。楔形间隙内压力分布为[13]

由于倾角α很小,故在图2所示坐标系下有:tanα=α,cosα≈1且ɑα=δ2,(ɑ+l-L)α=δ′2;(L+ɑ)α=δ1,(l+ɑ)α=δ′1;xα=δ。因此滑块与立柱单侧导向板上下侧楔形间隙内压力分布为

则立柱所能承受的最大侧推力为

又p′1≈p1,经整理最终可得

为了使液压机在偏载情况下仍能继续工作,需要满足偏载约束条件,即立柱所受最大侧推力F1 X≤[Fp],[Fp]为最小油膜厚度δ1条件下的许用偏载。

2.3 偏载工况下能量损失分析

滑块在偏载工况下运动时,在图2所示坐标系下,通过上下两侧楔形间隙产生的泄漏量为

单位时间内由于泄漏而损失的能量即泄漏功率损失为

设偏载状况下在动面Z=0处液体内的剪切应力为τ′,此时因剪切油液而产生的摩擦损失功率为F′fv,有

总功率损失为

则此时液压机在单个工作周期T内的能量损失为

2.4 极限工况下导向装置滑动副的磨损校核

立柱与滑块间导向长度设计不当时,在偏载工况下,会使立柱与滑块导向装置滑动副间的接触压力过大,从而使得导轨与导向板间的磨损加剧,甚至会因摩擦自锁而卡死。在极限状态即滑动副内几乎无间隙滑动且变形很小时,导轨与可调导向板因受到侧向力而发生弹塑性变形。

在极限偏载的作用下,此时偏载力达到液压机公称压力,偏心距达到工作台最大尺寸,导轨因弹性变形所产生的分布面应力σ的应力三角形边长为L,等效合力设为N,根据方形立柱液压机受力特点,分析可知等效合力N与立柱在极限偏载工况下所受侧推力平衡,计算过程如式(9)所示。等效力N近似作用在长度为L、宽度为b的平面上,则在不同的方向上为防止立柱过度磨损而失效,需要满足如下约束:

其中,NX、NY分别为极限偏载工况下X和Y方向的等效合力;[p]为许用压力,由Archard磨损计算公式[14,15]可推导:

式中,h′为平均磨损深度;Kc为磨损系数;p为接触压力;v为运动速度;t为磨损时间;H为接触表面硬度。

从最佳间隙出发,考虑偏载工况,为保证滑块与立柱仍能正常工作,设计出滑块导向装置在楔形间隙下的最大许用偏载,要求液压机在实际工作时所受的最大偏载必须在许用值范围内,否则将会使滑块与立柱间的楔形油膜破裂,使立柱与导轨之间的间隙产生干摩擦,长期工作后会因过度磨损而失效。

为保障立柱与滑块间导向装置滑动副在极限工况下不会因过度磨损而失效,本文提出导向装置滑动副间磨损校核方法,若不能满足磨损失效约束条件,则按照磨损校核方法(式(21))计算滑块导向长度L,再将L反代入式(7),计算导向装置滑动副最佳间隙δ。计算流程如图3所示。

3 案例分析

3.1 最佳配合间隙计算

以某快速薄板拉深液压机为研究对象,以轿车前车门内侧板的成形过程为实验对象。已知立柱导轨与可调导向板平面滑动副配合间隙的宽度b=185mm,导向板长度L=560mm,相对运动速度取设计值v=450mm/s,润滑油入口压力Δp=0.3MPa。该液压机使用46号液压油。20℃时该液压油运动黏度υ=128mm2/s,油液密度ρ为0.8741g/cm3,则动力黏度:

则

在图4所示工艺过程曲线下,单位周期能量损失E与平面滑动副配合间隙δ的关系为

由图5可知,单位周期内能量损失与配合间隙之间是凸函数关系,当δ为0.4mm左右时,由式(8)可得此时的能量损失最小约为6.3871×102J。

3.2 偏载工况下最大许用偏载校核

在轿车前车门内侧板的成形过程中,由于偏载力作用,导向装置滑动副之间变成楔形间隙,综合考虑活动横梁上可调导向板及立柱上导轨平面的粗糙度、不平行度及油液中最大杂质颗粒的直径及油膜刚度等因素,取最小油膜厚度δ2=0.03mm[11],则此时倾角;可算出a≈74.29mm。

液压机滑块相关参数如表1所示,则由式(13)计算可得此时滑块与导轨间隙滑动副所能承受的最大偏载为[Fp]=194kN。

此工艺过程中X方向偏心距最大为x=100mm,立柱高度h=5460mm,由式(9)计算可知,立柱所受偏载力F1 X=183kN≤[Fp],因此配合间隙在偏载工况下仍能满足使用要求。

由式(14)~式(20)计算可得偏载工况下由于泄漏和摩擦造成的能量损失为E′=1.1691kJ,经比较可知,液压机在偏载工况下,由于导向装置配合间隙所造成的泄漏和摩擦能量损失相对于平行间隙下的能量损失增加约83%。

3.3 立柱与滑块导向装置滑动副校核

活动横梁在工作阶段,由于工件或模具放置偏心,或模具不对称,工件变形阻力不对称等许多因素造成偏载受压状态,极限工况下,选取最大偏载力F=20MN,根据液压机工作台尺寸(表1),最大偏心距为X方向取x=2300mm,Y方向取y=1250mm,计算可知在X方向和Y方向的等效合力分别为NX=4.21MN、NY=2.28MN。

由图4轿车前车门内侧板的成形过程活动横梁位移-时间图,可知滑块的最大运动速度vmax=400mm/s,磨损系数Kc在润滑不良的情况下为2×10-10,立柱上导向板表面接触硬度H=590MPa,此液压机全生命周期内在此极限工况下累计工作的时间小于30天,平均磨损深度h′=0.03mm,则许用接触压力[p]≈85.36MPa,要保证液压机在全生命周期内不会因极限工况下立柱过度磨损而失效,则须满足

即

因此,此液压机立柱与滑块间的导向装置滑动副的长度能够满足在总效率损失最小的目标下的最佳配合间隙,同时在最佳间隙变化范围内的磨损量的前提下,仍能满足极限工况下的磨损使用要求。

滑块上导向面的长度是影响导向精度的重要因素,在偏心载荷下导轨面挤压应力的大小直接影响液压机的寿命。分别取不同的导向长度L,400mm<L≤600mm,L的取值间隔为20mm,计算不同L值对应的最大许用侧向力Nmax,Nmax与L的关系曲线图6所示。导向面的长度取L=420mm,有,满足磨损校核使用要求。

由图6可知,随着导向长度的不断增大,最大许用侧向力Nmax逐渐减小,因此,滑块上导向面长度L在[420mm,600mm]区间取值时,滑块与立柱间的导向装置滑动副之间的磨损约束均能满足使用要求。取不同的导向长度L,在总效率损失最小的条件下,根据式(7)计算滑块与立柱间的导向装置滑动副最佳间隙δ,间隙δ与导向长度L的关系为线性关系,如图7所示。

4 结论

(1)基于液压机滑块导向装置滑动副能量损失最小原则,从导向装置滑动副最佳导向间隙出发,为保证活动横梁与立柱导向装置滑动副在楔形间隙下仍能正常工作,不会因摩擦过大而卡死或过度磨损而失效,提出最大许用偏载的计算方法,以约束液压机所能承受的最大侧向力。基于活动横梁与立柱导向装置滑动副磨损约束,提出最佳导向长度的计算方法,在总效率损失最小的原则下,计算不同导向长度所对应的导向装置滑动副间的最佳配合间隙。

(2)针对某工程机械用快速薄板拉课20MN液压机,计算其活动横梁与立柱导向装置滑动副最佳配合间隙为0.4338mm,且在偏载工况楔形间隙下仍能正常工作,液压机立柱与滑块间导向装置滑动副的导向长度满足磨损校核使用要求。根据能量损耗模型计算比较,导向装置滑动副在偏载工况下的能量损失相对于平行间隙工作条件下能量损失增加约83%,因此合理地设计模具几何结构,能有效降低液压机工作时所受偏载力及由此而造成的能量损失。

摘要：基于液压机滑块导向装置滑动副能量损失分析,建立了总效率损失的数学模型。基于能量损失最小原则,提出滑块导向装置最佳配合间隙的数值计算方法。在最佳配合间隙下对满足偏载工况下的最大许用侧向力进行分析,同时在极限偏载条件下对立柱与滑块间的导向装置滑动副的磨损进行了校核。据滑块导向装置滑动副的磨损校核方法,计算了滑块与立柱之间最佳导向长度,在总效率损失最小的原则下,计算了滑块导向装置滑动副的最佳配合间隙。案例分析验证了该计算方法的正确性。该方法为液压机滑块导向装置滑动副最佳配合的计算及磨损的校核提供了理论和方法指导。

液压机滑块结构设计与计算研究论文篇3

关键词主缸外置式充液阀，主缸内置式充液阀，无复位弹簧式充液阀

1引言

充液阀在陶瓷砖自动液压机液压系统中是最为重要的一个阀。其作用是当活动横梁快速下行时，低压充液箱中的油经该阀快速流入主油缸；在活动横梁快速回程时，主油缸活塞腔的油经该阀快速排入低压充液箱。由此可见，充液阀的结构、流道形状、液流速度大小及其液压控制系统，对提高压机空程快速控制和回程的速度很重要，也即影响到压砖机的压制次数和生产效率，而这正是当前陶瓷砖自动液压机发展的核心问题之一。

本文就以上提到的充液阀的一些问题，根据国外压机已有的充液阀结构作一些分析，使充液阀的结构、流道形状、流速、控制油路更趋合理，以提高压机的速度和生产率。

2在陶瓷砖液压机中常见的几种充液阀结构及其控制油路

在普通的油压机中，其充液箱多为常开式的，即常通大气，顶置在压机的上部，活塞与活动横梁依靠本身自重快速下行，称自动式快速下行。但这种方法只适合于行程较长、速度较慢的压机，对于行程短、速度快的压机则不适用。陶瓷砖压机的行程比较小，速度又比较快，如3000吨以下的压机，其行程约在140～160㎜，3000吨以上的压机约在160～250㎜。而快速行程阶段的行程则更短。压砖机要求动作快，压制次数高，所以应采用强迫主油缸活塞快速下行的方法，目前常用的有以下方法：

（1）采用约0.2MPa的闭式低压充液油箱顶置在上横梁之上，依靠低压油作用强迫主油缸活塞快速下行（在Sacmi、Citi、Nassetti压机上采用）；

（2）与上面的方法相类似，采用在上横梁之上顶置一个约0.6MPa的低压蓄能器的方法（在Welko压机上采用）；

（3）采用在上横梁之上顶置流量放大器的方法（在Welko压机上采用）；

（4）采用两个辅助小油缸差动快下，带动主油缸柱塞快下，低压充液油箱则向主柱塞缸补充低压油的方法（在Laeis压机上采用）。

实践证明，第1种方法简单、可靠，行之有效地强迫主缸活塞快速下行；第2、3种方法缺点较多，不可靠；第4种方法也是很好的方法。

图1是Nassetti 800～2000吨压机上采用的典型的顶置在上横梁之上充液箱之内的主油缸外置式充液阀结构图。该阀属于常闭自吸开启式结构，采用蕈形阀芯单弹簧结构，具有很大的通流面积，充液快，动作灵活可靠。如图1所示，这种充液阀在上横梁之上，浸于充液箱之中，阀芯下面直通油缸，当活动横梁下行时，缸内形成负压，在低压油的作用下，阀芯克服弹簧力作用而开启，低压油进入主油缸，推动主活塞快速下行。为了使阀芯更快地打开，以缩短充液时间、提高充液速度，在油路设计时采用了强迫打开充液阀的设计。图1所示的电磁阀S10在常态位时，控制油缸通压力油，控制活塞将充液阀完全打开，以获得更快的充液，满足主油缸活塞快速下行的需要。在压机快速下行同时减速开始之际，即令S10通电，控制活塞回程，充液阀芯在弹簧力作用下关闭，以便随后进行加压。在压机回程时，S10断电，控制活塞下行，推动充液阀芯开启，但只有当主油缸的高压油通过主缸卸荷阀卸压之后，充液阀芯才能开启，主油缸活塞快速回程，主缸活塞腔的油液被快速排回充液油箱。

图2是Laeis600～3000吨压机上采用的主油缸内置式充液阀结构图。该图与图1的结构原理基本相同，但是Laeis压机的充液阀较Nassetti压机充液阀具有更多的优点：

（1）该阀有一个称作导流体的零件（同时也是阀芯复位弹簧的支座），其外形曲线与上横梁构成的充液导流通道是精心设计的，具有流线型阻力小的特点，使充液阻力更小、充液更快。

（2）充液阀座和阀芯置于上横梁主油缸孔内，故称内置式。这种结构，作用于阀芯上的高压油压力完全由压机上横梁承受（即机架承受），所以固定阀座的螺钉可以很小。而图1的结构，作用于阀芯上高压油压力完全由固定阀座的螺钉承受，螺钉尺寸大，数量多，法兰盘很大。

（3）减小了充液的容积，节省了充液时间，也有利于加压快速进行。

（4）导向精度高，有利于阀芯平稳工作。

图3是Nassetti 2500～5000吨压机和Welko WK型3500～6200吨压机上采用的无复位弹簧式充液阀结构，其特点是充液阀芯与控制油缸的活塞杆固结在一起，省去了阀芯的复位弹簧；控制油缸与充液阀座复合为一体，基本零件只有4件，整体结构极为简单，通流面积大、流程短、液阻小、充液快；充液阀采用全液压控制，内置于主油缸内，作用于充液阀芯上的液压力完全由上横梁承受。

图4是Citi公司STAR 4200～7200吨压机上采用的另一种无阀芯复位弹簧充液阀结构，其优点与前者相同；其结构特点是充液阀芯与控制油缸活杆为整体结构，阀座是单独置于主油缸内的。

图5是采用如图3结构充液阀Welko WK型5200吨压机其充液阀的控制油路图。该油路的特点是控制油缸的活塞杆腔常通压力油，其活塞腔经减压溢流阀VR10、电磁阀EVD也能通入压力油。这样，控制活塞在压差的作用下，阀芯处于开启状态。当电磁阀EVD通电时，充液阀芯处于关闭状态。充液阀控制油缸活塞杆腔常通压力油，应使其对阀芯产生的提升力稍大于阀芯、控制活塞自重和充液箱低压油作用于阀芯上的向下之力，此提升力实际上相当于一个液压弹簧力。这种设计，充液阀开启靠差动油压力作用打开，开启快；关闭靠液压弹簧力作用，关闭快，阀芯动态响应快。显而易见，阀芯复位靠液压弹簧力作用，故依然保持了当充液阀处于关闭状态时，一旦主油缸出现负压时，充液阀可自吸开启，补充低压油，依然具有机械弹簧复位式充液阀的优点。

图5中单向节流阀的作用是为了使充液阀芯快速关闭和平稳打开而设置的，减压阀的作用是调控阀芯的开启压力，以使充液阀芯动作更加平稳，减轻噪声。

图6是Sacmi公司PH4600～6200吨压机缸内下置式充液阀的控制油路，其原理与图5一样。控制油缸杆腔常通压力油，而其活塞腔则是由电磁阀YV307控制进油或排油，YV307常态位时，压力油进入，在压差作用下充液阀阀芯开启，YV307通电时排油，充液阀阀芯在液压弹簧力作用下关闭。与图5的区别是，充液阀控制油缸杆腔常通的压力油是由一小蓄能器和一减压溢流阀组成的液压弹簧系统，减压阀用于调整充液阀控制活塞的上抬力大小，并使上抬力保持稳定。小蓄能器的作用是使充液阀阀芯开启时平稳，而在阀芯关闭时又具有足够的快速性。

另外由图6可看出，该系列压机主油缸为活塞杆固定缸动的结构形式，充液阀置于活塞的底部，这样的设计就实现了主缸内直接充液，具有充液容积小、充液快、加压速度快的优点。

以上所介绍的充液阀阀芯均为蕈形锥阀结构，其优点是在主缸加压时，在高压油的作用下锥形阀芯将紧紧贴在阀座的锥面上，阀口密封性好，可防止高压油泄漏，同时锥形阀芯动作灵敏，只要阀芯一移动即形成开口，实现液流通过，这些都对提高压机的压制次数有利。

根据上面的分析，单独采用滑阀结构作为充液阀使用的情况尚未见到。但是，Sacmi公司在HP680～3590型压机中，利用陶瓷砖压机的工作特点，巧妙地将增速油缸和增压油缸复合在一起，实现具有增压、增速和充液功能的专用复合油缸，俗称三合一放大器或多功能放大器。其中的充液功能就是采用滑阀结构实现的。

如图7所示，中间的快速小活塞是固定的，其外面的增压大活塞则是其缸筒，是可动的，同时又可将该缸筒视为滑阀的阀芯，将导向套视为滑阀的阀体。在图示位置时，当主油缸活塞快速下行时，则低压充液箱的油经导向套上的充液窗口进入主油缸，实现快速下行充液。当压力油进入快速小活塞的活塞腔时，推动其缸筒增压，使大活塞快速下行，当其杆部移过导向套上的充液窗口后，充液窗口即被封闭，主油缸活塞进入一次加压阶段。由于增压活塞杆的直径大于快速小活塞的直径，两者的面积比称为流量放大系数，即相当于系统的流量被放大并流入主缸，故此时放大器起流量放大的作用。此阶段，由于增压活塞快速下移，其上腔会形成负压，补油单向阀开启，充液箱的油经补油阀向上补油。当压力油同时进入增压缸活塞腔与快速缸活塞腔时，补油单向阀关闭，增压活塞下移，主油缸活塞进入增压加压阶段。由于增压活塞的直径大于增压活塞杆部的直径，两者的面积比称为压力放大系数，即相当于系统的压力油压力被放大并流入主缸，故此时放大器起压力放大的作用。

这种多功能放大器，结构相当紧凑，使油路布局大为简化，但也存在一些缺点：结构较复杂，制造精度要求高，由于充液阀为滑阀结构，存在高压泄漏可能性。当压力油进快速小活塞杆腔时，增压活塞虽然可以较快的速度回程，但因其行程较长，要走过增压行程、增速行程和充液窗口长度的总和，充液窗口才能完全打开，没有锥阀阀口充液阀动作灵敏，锥阀充液阀行程小，阀芯开启得快，关闭得也快。

3充液阀的设计计算

下面是关于充液阀通流面积的计算。

主阀芯的结构一般采取蕈形单向阀的型式，主阀芯完全打开时，应满足主油缸活塞快速下行时所需要的最大流量能通过阀芯开口通流面积的要求。根据液体流动的连续方程式，充液阀的通流面积可表示为：

式中：

a——充液阀的通流面积

A ——被充液油缸的有效工作面积，cm2

υ——充液行程时活动横梁的最大移动速度，m/s

[υ]——通过充液阀口允许的液体流速，m/s

对于开式流液箱，即在大气压力下,[υ]水≤7m/s；[υ]液压油为1.5～2.5m/s。对于闭式油箱，当充液油箱的相对压力为2个大气压力时，液压油为4.5～7.5m/s。当油缸直径较大或行程较大时，液流允许流速可取较大的数值。

当通流面积确定之后，再根据主油缸及相关的尺寸就可定出充液阀阀芯的直径和开口量的尺寸。

图8是在各种尺寸确定之后，阀口完全打开时，其最小通流面积，该通流面积即为图中所示的abcd截头锥体的侧面积，该面积应大于或等于前面根据液流连续方程式计算出来的充液阀的通流面积。

根据几何学，截头锥abcd的侧面积可以表示为：