液压油缸的设计方法

液压油缸的设计方法（共9篇）

液压油缸的设计方法 篇1

摘要：文章以液压支架掩护梁结构为研究对象, 分别在最大应力约束以及疲劳寿命约束条件下, 对液压支架掩护梁结构强度可靠性优化设计方法展开分析, 根据有限元分析结果, 提出几组综合性能较好的优化组合方案, 并通过对比分析, 得出了最佳的优化设计, 可在后续实践中进一步引起关注。

关键词：液压支架,掩护梁,可靠性优化,设计

在一般运行工况下, 在液压支架主要部件当中, 以掩护梁的受力水平最大。同时, 在顶梁承受偏载工况的条件下, 掩护梁的受力情况最为恶劣, 因此掩护梁上会出现应力极限值的情况。在对液压支架强度可靠性进行优化设计的过程中, 其可靠性需要通过引入疲劳寿命指标的方式进行测定。基于以上分析, 在对有关掩护梁强度可靠性优化设计时, 需要以最大应力约束以及疲劳寿命为假设条件, 展开有限元分析, 根据分析, 设定出合理的可靠性优化设计方案, 达到优化液压支架运行能效的目的。

1 基于最大应力约束的强度可靠性优化设计

在对液压支架掩护梁强度可靠性进行优化设计的过程中, 可以将“掩护梁最大受力不超过屈服极限水平”作为优化的约束条件。为了方便分析, 在掩护梁上应力最大区域取两个采样点, 将其作为分析对比的依据。在分析过程当中, 对其进行优化改进。

1.1 优化变量设定

在对液压支架掩护梁结构进行优化的阶段中, 液压支架中的主要参数以及空间尺寸已经基本完成设计, 为恒定状态。因此, 设计变量可以选取支架主要部件所对应的钢板厚度, 同时可在有限元优化中对其初始值进行定义。

假定对于液压支架掩护梁而言, 3个板厚分别定义为T1, T2, T3, 均为设计变量, T1取值为25.0mm, 为掩护梁竖筋板板厚, T2取值为25.0mm, 为掩护梁上顶板板厚, T3取值为25.0mm, 为掩护梁下腹板板厚。该状态下掩护梁整体质量为3345.0g。

1.2 有限元优化分析

在有限元分析过程当中, 选择掩护梁受力条件最为恶劣的偏载工况作为加载方式。在此工况下, 整个液压支架的实验高度取值为2400.0mm。应力极限值在460.0MPa范围内, 因此可设定掩护梁重量最小作为强度可靠性优化设计的基本目标。同时, 遵循现行国家标准, 将设计变量的增长步长设置为5.0mm。同时, 对于液压支架而言, 厚度在15.0mm以下的板材较为单薄, 与液压支架其他组件结构无法相互配合, 因此缺乏实际意义, 故而在可靠性优化设计分析中, 按照下表 (见表1) 方式选择板厚, 计算相应的组合方案。

1.3 有限元优化结果分析

根据在不同组合方案下得到的数据分析来看, 按照表1所取值IDE各种板厚组合方案均能够满足液压支架掩护梁结构强度可靠性优化设计中“掩护梁最大受力不超过屈服极限水平”的要求。在此状态下, 在液压支架重量取最小值时, 板材厚度T1, T2, T3均取值为20.0mm, 与之相对应的探测点1应力水平为398.9MPa, 探测点2应力水平为413.7MPa, 可以满足应力标准要求, 对应的液压支架掩护梁质量水平为2992.29kg。

2 基于疲劳寿命约束的强度可靠性优化设计

由于在现行国家标准《煤矿用液压支架第一部分 (通用技术条件) 》中, 已经针对液压支架疲劳强度实验方法与结果提出了严格要求, 因此在液压支架实验中仅需要满足要求即可, 无需过分追求较大的疲劳寿命水平。从这一角度上来说, 在对液压支架强度可靠性进行优化分析的过程中, 不需要单独将液压支架疲劳寿命作为优化目标, 将其满足循环寿命作为可靠性优化中的约束条件之一。从这一角度上来说, 对于液压支架掩护梁而言, 基于疲劳寿命约束的强度可靠性优化设计可以从如下角度进行分析:

2.1 设定负载水平

在现行国家标准《煤矿用液压支架第一部分 (通用技术条件) 》中, 耐久性试验规范中要求采取内加载方式进行循环加载, 加载压力交替设置为1.05*额定工作压力以及0.25*额定工作压力。加载周期按照规范标准, 设定为20000次。

2.2 有限元优化分析

有限元分析过程当中, 结构材料为Q460, 弹性模量取值为210000.0MPa, 密度标准值为7.85kg/m3, 泊松比取值为0.3, 结构屈服强度取值为460.0MPa。根据结构优化分析数据表, 可在满足所设定疲劳寿命 (即加载周期20000次) 的条件下, 最优方案为板材厚度T1, T2, T3分别取值为20.0mm, 20.0mm, 以及25.0mm, 与之相对应的探测点1寿命水平为3.2*104, 探测点2寿命水平为2.6*104。

3 可靠性优化设计结果分析

根据以上分析数据, 在最终确定可靠性优化设计方案的过程中, 可以首先考虑适当减小T1板材厚度, 然后可对T2板材厚度进行调整, 最后是对T3板材厚度的控制。根据有限元分析结果, 在满足液压支架掩护梁疲劳寿命以及应力水平基本要求的前提下, 可先选几组性能较好的数据作为优选方案, 展开进一步分析。备选数据方案如下表所示 (见表2) 。

4 结束语

对以上各个方案的可靠性优化结果进行对比分析:其中, 对于A方案而言, 在该组合下, 液压支架掩护梁质量减小比例最大, 虽然疲劳寿命有一定程度上的下降, 但仍然能够满足所设定疲劳寿命 (即加载周期20000次) 的基本要求, 同时应力变化较小。对于B方案以及C方案而言, 虽然疲劳寿命取值有一定程度上的提高趋势, 但同时应力值也对应下降, 液压支架掩护梁质量减小状态不理想。对比A方案, D方案虽然能够使液压支架掩护梁的整体重量得到控制, 但液压支架掩护梁的应力水平以及疲劳寿命改善效果均不理想。E方案虽然能够增大疲劳寿命, 但也同时降低了最大应力水平, 导致液压支架掩护梁质量与优化前差异不明显。故而, 最终选择A方案作为可靠性优化方案。

参考文献

[1]孙红发, 于德润, 刘富营, 等.ZY10800/28/63型液压支架推移杆可靠性分析与研究[J].煤矿机械, 2008, 29 (6) :45-47.

[2]费建军, 吴劲松, 马边际, 等.危险工况下液压支架推移杆的研究与分析[J].煤矿机械, 2010, 31 (9) :43-44.

[3]秦东晨, 姚向豫, 武红霞等.基于Pro/E和ANSYS的液压支架掩护梁有限元分析[J].煤矿机械, 2011, 32 (3) :94-96.

液压油缸的设计方法 篇2

本毕业设计（论文）是我个人在导师指导下完成的。文中引用他人研究成果的部分已在标注中说明；其他同志对本设计（论文）的启发和贡献均已在谢辞中体现；其它内容及成果为本人独立完成。特此声明。

论文作者签名： 日期： 关于论文使用授权的说明

本人完全了解福州大学至诚学院有关保留、使用学位论文的规定，即：学院有权保留送交论文的印刷本、复印件和电子版本，允许论文被查阅和借阅；学院可以公布论文的全部或部分内容，可以采用影印、缩印、数字化或其他复制手段保存论文。保密的论文在解密后应遵守此规定。

论文作者签名： 指导教师签名： 日期： 小型液压挖掘机液压系统的设计 摘要

近年来，有关挖掘机液压系统方面的文献并不少见，但文献的内容大多针对某一专题进行研究，系统地论述现代液压挖掘机液压系统的论文却较少，因此研究和设计液压挖掘机液压系统具有重要的现实意义和理论意义。

本论文主要概述挖掘机液压技术的发展史及其目前在国内的外发展情况，简述了液压挖掘机发展趋势，本文对液压挖掘机的常用液压回路进行了简单阐述和分析，对课题要求设计的小型液压挖掘机液压系统进行了方案设计及分析，并通过进一步计算确定了需要的液压元件完成选型。运用AutoCAD 绘制液压系统原理图、工作油箱总成、液压布置图、油箱零件图。最后通过验算证明了本设计的可行性。

关键词：液压系统，挖掘机，Mini Hydraulic Excavator Hydraulic System of Design Abstract.In recent years, the excavator hydraulic systems, the literature is not uncommon, but most of the content documents of a topic for research, systematic exposition of modern hydraulic excavator hydraulic system of the paper is less, so the research and design of hydraulic excavator system has important practical and theoretical significance.Hydraulic excavator of this thesis outlines the history of technology and its current developments in the foreign country, outlines the development trend of hydraulic excavators, hydraulic excavators used this hydraulic circuit for a simple set and analysis, subject to design small hydraulic excavator hydraulic system design and analysis, and by further calculation to determine the need for complete selection of hydraulic components.AutoCAD drawing using hydraulic system diagram, work tank assembly, hydraulic layout, tank parts diagram.Finally, tests prove the feasibility of this design.Keywords ：Hydraulic System，Excavator 目 录 绪论......................................................................1 1.1 选题意义...............................................................................................................................................1 1.2 挖掘机及其液压技术概述...................................................................................................................1

1.3 国内外研究现状...................................................................................................................................2 1.4 挖掘机发展趋势...................................................................................................................................3 2 挖掘机液压系统概述........................................................5 2.1 挖掘机液压系统的基本组成及其基本要求.......................................................................................5 2.2 挖掘机液压系统的基本动作分析.......................................................................................................6 2.3 挖掘机液压系统的基本回路分析.......................................................................................................6 2.3.1 限压回路....................................................................................................................................6 2.3.2 缓冲回路..................................................................................................................................7 2.3.3 节流回路....................................................................................................................................8 2.3.4 行走限速回路............................................................................................................................9 2.3.5 合流回路.................................................................................................................................11

2.3.6 闭锁回路................................................................................................................................12 2.3.7 再生回路..................................................................................................................................12 3 挖掘机液压系统设计.......................................................13 3.1 挖掘机的功用和对液压系统的要求.................................................................................................13 3.2 挖掘机液压系统分析.........................................................................................................................13 3.2.1 挖掘机的液压系统原理图......................................................................................................13 3.2.2 系统工作循环分析..................................................................................................................14 3.2.3 主要液压元件在系统中的作用..............................................................................................15 3.2.4 液压系统中几种低压回路的作用..........................................................................................16 3.3 液压元件的选用.................................................................................................................................16 3.3.2 液压阀的选用..........................................................................................................................16

3.3.4 辅助元件的选用......................................................................................................................17 4参数计算及选择...........................................................18 4.1 计算所需要的泵的流量.....................................................................................................................18 4.2回转台启动力矩和制动力矩..............................................................................................................19 4.2泵的选择..............................................................................................................................................22 4.3油箱容积计算......................................................................................................................................22 4.4油管尺寸计算......................................................................................................................................23 4.5热平衡验算..........................................................................................................................................24 5 结论.....................................................................25 参考文献...................................................................27 致谢.......................................................................27 绪论 1.1 选题意义

随着国民经济的快速发展，液压挖掘机在各种工程建设领域，特别是基础设施建设中所起的作用越来越明显，液压挖掘机作为一类快速、高效的施工机械愈来愈被人们所认识。据统计，国内主要23家主要挖掘机制造公司2009年挖掘机市场总计销售各级别挖掘机约95,000台，同比2008年大幅增长23%，再次创造中国挖掘机销量记录。

挖掘机的发展与液压技术密不可分，二者相互促进，一方面，液压技术是现代挖掘机的技术基础，另一方面，挖掘机的发展又促进了液压技术的提高。挖掘机的液压系统复杂，其性能的优劣决定着挖掘工作性能的高低，可以说目前液压传动的许多先进技术都体现在挖掘机上。近年来，有关挖掘机液压系统方面的文献并不少见，但文献的内容大多针对某一专题进行研究，系统地论述现代液压挖掘机液压系统的论文却较少，因此研究挖掘机液压系统具有重要的现实意义和理论意义。

1.2 挖掘机及其液压技术概述

挖掘机的发展史可追溯到 19 世纪三四十年代。美国实施西部大开发工程催生了以蒸汽机作为动力，模仿人体大臂、小臂和手腕构造，能行走和扭腰的挖掘机。随后的一百多年中，挖掘机并没有得到很大发展，其原因一是当时的工程主要是国土开发、大规模的筑路和整修场地等，平面作业较多，使铲土运输机械成为当时的主力机种，二是挖掘机作业装置动作多、运动范围大、采用多自由度机构，机械传动难以适应这些要求，而当时的液压技术还不成熟，不能大规模地应用到实际工业中。随着社会的不断进步，工程建设和施工形式逐渐向土木施工方向发展，同时液压技术也逐步得以完善，这些因素的变化反过来又促进挖掘机的不断更新换代。20 世纪 40 年代有了在拖拉机上配装液压铲的悬挂式挖掘机，50年代初期和中期相继研制出拖式全回转液压挖掘机和履带式全液压挖掘机，60 年代，当液压传动技术成为成熟的传动技术时，液压挖掘机进入了推广和蓬勃发展吉阶段，各国挖掘机制造厂和品种增加很快（见表 1—1），产量猛增。1968～1970年间液压挖掘机产量

已占挖掘机总产量的 83%，目前已接近100%，所谓挖掘机在现代主要是指液压挖掘机，机械式挖掘机已很少见，液压传动技术为挖掘机的发展提供了强有力的技术支撑。

液压传动是挖掘机的重要组成部分之一，目前常用的传动方式有机械传动、电力传动和流体传动。流体传动包括液体传动和气体传动，液体传动又分为液压传动和液力传动。所谓液压传动是指在密闭的回路中，利用液体的压力能来进行能量的转换、传递和分配的

液体传动。在现代工业中液压传动技术几乎应用于所有机械设备的驱动、传动和控制，如操纵车辆转向和制动，控制和驱动飞机、机床、工程机械、农业机械、采矿机械、食品机械和医疗机械等

1650 年法国帕斯卡提出的封闭静止流体中压力传递的帕斯卡原理成为液压传动的理论基础，此后液压传动理论不断得以丰富和完善，如 1686 年牛顿揭示了粘性流体的内磨擦定律，18 世纪建立了流体力学的两个重要方程：连续性方程和伯努利方程。丰富的理论和实践的需要促进了液体应用技术和成果的不断涌现。1795 年英国人约瑟夫步拉默发明了世界上第一台水压机；随后出现在英国的工业革命促进了液压技术的迅速发展；到 1870 年液压传动技术已经被用来驱动各种液压设备，如液压机、起重机、绞车、挤压机、剪切机和铆接机等； 1900 年，世界上出现了第一台轴向柱塞泵；1910 年及 1922 年海勒.肖及汉斯.托马斯研制出用油作工作介质的径向柱塞泵；1926 第一套由泵﹑控制阀和执行元件组成的集成液压系统在美国诞生；1936 年哈里威克斯又发明了先导式液流阀。第二次世界大战之后，美国麻省理工学院的布莱克本、李诗颖等人对液压伺服控制问题作了深入的研究，于 1958 年制造了喷嘴挡板型电液伺服阀；20 世纪六十年代末，电液比例阀应运而生；70 年代后期，德美等国相继研制成负载敏感泵及大功率电磁阀；近年来，为适应机电一体化、控制柔性化和计算机集中控制的要求，液压系统的研究已由手动控制转向数字控制和信号控制。目前液压技术的研究和发展动向主要体现在以下几个方面：（1）提高效率，降低能耗。（2）提高技术性能和控制性能。（3）发展集成、复合、小型化、轻量化元件。（4）开展液压系统自动控制技术方面的研究

与开发。（5）加强以提高安全性和环境保护为目的研究开发。（6）提高液压元件和系统的工作可靠性。（7）标准化和多样化。

（8）开展液压系统设计理论和系统性能分析研究。1.3 国内外研究现状

我国挖掘机生产起步较晚，从 1954 年抚顺挖掘机厂生产第一台机械式单斗挖掘机至今，大体经历了测绘仿制、自主研发和发展提高三个阶段。

新中国成立初期，以测绘仿制前苏联 20 世纪 30～40 年代的机械式单斗挖掘机为主，开始了我国的挖掘机生产历史，由于当时国家经济建设的需要，先后建立起十多家挖掘机生产厂，到 20 世纪 80 年代末，我国的中小型液压挖掘机已形成系列，但总的说来，我国的挖掘机生产批量小，产品质量不稳定，与国际先进水平相比，差距较大。改革开放以来，生产企业积极引进、消化、吸收国外先进技术，促进了我国挖掘机行业的发展，目前国产液压挖掘机的产品性能指标已达到 20 世纪 80 年代的国际水平，部分产品达到了 90 年代的水平。

国外挖掘机生产历史较长，液压技术的不断成熟使挖掘机得到全面发展。德国是世界上较早开发研制挖掘机的国家，1954 年和 1955 年德国的德马克和利渤海尔两家公司分

别开发了全液压挖掘机；美国是继德国以后生产挖掘机历史最长、数量最大、品种最多和技术水平处于领先地位的国家；日本挖掘机制造业是在二次大战后发展起来的，其主要特点是在引进、消化先进技术的基础上，通过大胆创新发展起来的；韩国是液压挖掘机生产的后起之秀，20 世纪 70 年代开始引进技术，由于产业政策支持，很快进入国际市场，并已挤入国际液压挖掘机的主要生产国之一。世纪 60 年代，挖掘机进入成熟期，各国挖掘机制造商纷纷采用液压技术并与其它技术相结合，使产品的适应性得到较快发展，产品寿命和质量不断提高操纵更加舒适，产品更加节能。例如美国卡特彼勒公司 1995 年以后推出的 300B系列液压挖掘机，采用一种命名为 maestro 的系统，通过载荷传感液压装置，控制发动

机的输出功率，实现与液压泵的严格匹配。Maestro 控制面板在机型上安装两种功率模式和四种工况状态，允许用户自行决定功率工况模式。再如韩国现代公司生产的 ROBEX450-3 型液压挖掘机，有四种功率模式，通过集成化的电子控制系统自动确定最佳的发动机转速和液压泵的输出参数，使得发动机、液压泵的速度及液压系统压力与实际工况相适应，从而获得最高的生产率和最佳的燃油消耗。此种技术在日本小松、日立建机、神钢、韩国大宇重工、德国的利渤海尔、英国的 JCB等公司均得到普遍应用，代表了当代液压挖掘机的最高水平。

1.4 挖掘机发展趋势

随着液压挖掘机的生产向大型化、微型化、多功能化、专用化和自动化方向发展，挖掘机对液压技术的要求不断提高并呈现如下特点：

（1）迅速发展全液压挖掘机并进一步改进液压系统。中、小型液压挖掘机的液压系统有向变量系统转变的明显趋势。因为变量系统在油泵工作过程中，压力减小时用增大流量来补偿，使液压泵功率保持恒定，亦即装有变量泵的液压挖掘机可经常性地充分利用油泵的最大功率；当外阻力增大时则减少流量（降低速度），使挖掘力成倍增加；采用三回路液压系统，产生三个互不成影响的独立工作运动，实现与回转机构的功率匹配，将第三泵在其他工作运动上接通，成为开式回路第二个独立的快速运动。液压技术在挖掘机上的普遍使用，为电子技术、自动控制技术在挖掘机上的应用与推广创造了条件，液压、电子和自动化技术日益结合，共同促进挖掘机的控制性能不断提高。挖掘机由简单的杠杆操纵发展到液压操纵、气压操纵、液压伺服操纵和电气控制、无线电遥控、电子计算机综合程序控制。在危险地区或水下作业采用无线电操纵，利用电子计算机控制接收器和激光导向相结合，实现了挖掘机作业操纵的完全自动化。20 世纪 70 年代，为了节省能源消耗和减少对环境的污染，使挖掘机的操作更加轻便和安全作业，降低挖掘机噪音，改善驾驶员工作条件，电子和自动控制技术逐步应用在挖掘机上。随着对挖掘机的工作效率、节能环保、操作轻便、安全舒适、可靠耐用等方面性能要求的提高，机电一体化技术在挖掘机上得以广泛应用，并使其各种性能有了质的飞跃。20 世纪 80 年代，以微电子技术为核心 的高新技术，特别是微机、微处理器、传感器和检测仪表在挖掘机上的应用，推动了电子控制技术在挖掘机上应用和推广，并已成为挖掘机现代化的重要标志，亦即目前先进的挖掘机上设有发动机自动怠速及油门控制系统、功率优化系统、工作模式控制系统、监控系统等电控系统。所有这一切，都是挖掘机的全液压化奠定的基础并为挖掘机的全面发展创造了美好的前景。

液压油缸的设计方法 篇3

【关键词】电梯破裂阀；安装；调试；检验；方法

1.液压电梯破裂阀的安装要求

破裂阀与液压缸之间不允许采用压入连接和锥形连接，如图1所示：安装和位置应满足以下要求之一：

⑴与液压缸组成一个整体。

⑵用法兰盘直接和刚性地安装在油缸上。

⑶把它靠近液压缸。用一段较短的刚性管子，采用焊接、安装法兰盘或螺纹连接的方法连接到液压缸。

⑷通过螺纹连接的方式直接连接到液压缸。

图1 破裂阀的现场安装图

制造单位在没有特殊情况下一般都是使用第四种方式连接以方便安装、更换、维修及调整（如右图2），如液压电梯具有若干个并联工作的液压缸，可以公用一个破裂阀，否则，若干个破裂阀应相互连接使各个油缸具备相同的压力且同时关闭，以避免轿厢地板由其正常位置倾斜5%以上，右图2破裂阀上的细铜油管就是双油缸上破裂阀的连接部件，在安装时，该油管应由生产厂家提供及附有计算说明文件。

2.液压电梯破裂阀的调试要求

调整破裂阀时先将锁母松开，将调整螺栓紧到底后确认“x0”尺寸，然后查出“x”尺寸，将螺栓松至“x0+x”的长度后旋紧锁母即可，如图3所示。

“x”值为实际使用油阀流量x1.4后的值（横坐标值）与表1所示实际使用破裂阀1”、1”1/4、1”1/2、2”曲线相交处的纵坐标值。

3.液压电梯破裂阀的检验要求

《电梯监督检验和定期检验规则——液压电梯》（TSG T7004—2012）破裂阀动作试验的内容与要求：对于配置破裂阀作为超速保护的液压梯，轿厢装有额定载重量超速下行，当达到破裂阀的动作速度时，轿厢应当被可靠制停。检验方法：监督检验：装有均匀分布额定载重量的轿厢停在适当的楼层（足以使破裂阀动作，但尽量低的楼层），在机房操作破裂阀的手动试验装置，检查破裂阀能否动作，从而将轿厢制停；定期检验时以试验功能有效性为主，即不需要在满载情况下试验。由施工单位或维保保养单位现场试验，检验人员观察、确认、（企业自检时需要满载试验）。

现场检验：首先要观察与破裂阀的连接部件是否符合要求，调整螺栓是否有走位现象。先检验空载破裂阀试验，检查破裂阀的动作可靠性。检验额定载重量破裂阀动作试验时，注意轿厢内的砝码放置要分布均匀，做完试验后测量轿厢的倾斜度不能超过5%且电梯能正常运行。

4.小结

液压油缸的设计方法 篇4

在综采工作面中,液压支架的应用十分广泛,其配合采煤机共同实现采煤综合机械化,在煤矿开采中起到的作用主要为顶板支护及安全防护。高端普采工作面支护顶板主要采用液压支柱,由此可见,综采工作面与高端普采工作面的主要不同点就在于液压支架[1]。目前,在三机一架中液压支架有着最大的市场规模,其市场需求额为200×108元左右。

在煤矿长壁开采工作面中,液压支架的运用十分广泛,一个国家煤机装备水平在很大程度上可以通过液压支架的技术水平来反映出来。现阶段,液压支架产品主要包括薄煤层液压支架、中厚煤层液压支架、大采高液压支架、大倾角液压支架、端头支架、综采放顶煤液压支架及超前支护液压支架等。在大倾角长壁综采装备技术研究与实践方面,目前中国在国际上已取得显著优势。

1 基于最大应力约束的液压支架强度可靠性优化设计

“掩护梁最大受力屈服极限水平”这一约束条件在液压支架掩护梁强度可靠性设计中是可以优先选择的[2]。为了分析更加简便,在掩护梁上应力最大趋于取两个采样点,并据此进行分析对比。在分析中,提出不断优化与改进方案。

1.1 优化变量设定

在优化液压支架掩护梁结构过程中,液压支架的主要参数与空间尺寸的设计已基本完成,处在恒定状态。因此,支架主要部件所对应的钢板厚度可以考虑作为设计变量,并且可以在有限元优化中定义其初始值。

就液压支架掩护梁而言,假定三个板厚均为设计变量,并分别定义为T1、T2、T3,值分别为25.0 mm、25.0 mm、25.0 mm,T1为掩护梁竖筋板板厚、T2为掩护梁上顶板板厚、T3为掩护梁下腹板板厚。

1.2 有限元优化分析

就有限元优化分析而言,这一过程掩护梁的加载方式选择受力条件恶劣的偏载工况。基于此工况,取2 400.0 mm为液压支架整体的实验高度,460.0 MPa为应力极限值,因此可将强度可靠性优化设计的基本目标设定为掩护梁重量最小。此外,根据现行国家相关规定与标准指出,5.0 mm为设计的增长步长的设置值,并且对于液压支架,如果板材厚度低于15.0 mm,显得相对单薄,对于液压支架的其它组件结构而言,是缺乏适应性的,所以并不具备实际意义,所以在可靠性优化设计分析中,可根据表1进行板厚的选择,然后对相应组合方案进行计算。

1.3 有限元优化结果分析

在不同组合方案中,通过数据分析可得,对于液压支架掩护梁结构强度可靠性优化设计中提出的“掩护梁最大受力小于等于屈服极限水平”的要求,根据表1所取值的各种板厚组合方案都可以很好的满足。基于此状态,液压支架重量取最小值,板材厚度T1、T2、T3均为20.0 mm,相对的探测点1、探测点2的应力水平分别为398.9 MPa、413.7 MPa,与应力标准要求相符合,对应的液压支架掩护梁质量水平为2 992.29 kg。

2 基于疲劳寿命约束的强度可靠性优化设计

目前,现行国家标准《煤矿用液压支架第一部分(通用技术条件)》中,已经严格规定了液压支架的疲劳强度实验方法与结果,所以为了实现基于疲劳寿命约束的强度可靠性优化设计,首先要满足液压支架实验中的要求,而对疲劳寿命水平则不需要过分考虑。站在这一角度来进行液压支架强度可靠性优化设计,在优化目标中可以不单独选择液压支架疲劳寿命,可以以其寿命循环为基础,选择一个可靠性优化中的约束条件。根据这一点可知,对于液压支架掩护梁,基于疲劳寿命约束的强度可靠性优化设计可以一次进行分析[3]。

2.1 设定负载水平

现行国家标准《煤矿用液压支架第一部分(通用技术条件)》中,在耐久性试验规范中对内加在方式提出了要求,需要其进行循环加载,加载压力由1.05倍的额定工作压力与0.25倍的额定工作压力进行交替设置。根据规范标准,20 000次为加载周期[4]。

2.2 有限元优化分析

在进行有限元分析中,Q460为结构材料,取210 000.0MPa为弹性模量值,7.85 kg/m3为密度标准值,0.3为泊松比值,460.0 MPa为结构屈服强度。按照结构优化分析数据可知,基于设定疲劳寿命得到满足的前提下,最优方案为板材厚度分别为T1取值20.0 mm、T2取值20.0 mm、T3取值25.0 mm,相对应的探测点1与探测点2的寿命水平分别为3.2×104次、2.6×104次。

3 可靠性优化设计结果分析

根据数据分析结果,在对可靠性优化设计方案进行最终确定时,应对T1板材厚度的减小予以优先考虑,然后可以选择调整T2板材厚度,最后进行T3板材厚度的控制。根据有限元分析结果,基于液压支架掩护梁疲劳寿命与应力水平基本要求得到满足的条件下,可以选取几组具有较好性能的数据作为优选方案,并围绕此展开研究与分析。关于备选数据的方案示意图,具体如表2所示。

4 液压支架疲劳寿命研究

目前,液压支架疲劳寿命研究的方法主要分为三种,即局部应力-应变法、名义应力法及应力场强法。而根据上文所述的液压支架强度可靠性优化设计研究,选取第一种方法来分析液压支架疲劳寿命。基于该方法,需要对液压支架的塑形问题加以充分考虑,并对疲劳寿命的微小变化对数据产生的影响进行分析。因此,局部危险部位是分析重点,具体应从疲劳裂纹形成寿命的低周疲劳分析入手。

4.1 耐久性实验载荷

相关规定指出,在液压支架强度分析与疲劳寿命研究中,首先要进行的就是耐久性实验。耐久性实验荷载采用的方式为内加载。对于整个支架的主体结构而言,与强度实验相比,耐久性实验具有相同高度,而证明压力与额定压力的倍数关系则是耐久性实验的目的。

4.2 疲劳寿命分析

基于弹塑性有限元静力,假设1×106次为液压支架的设计寿命。一般顶梁内主筋与主筋板是液压支架最小寿命发生的部位,根据Morrow修正公式克制,其1.71×105次为其最小寿命值,与支架耐久性实验及国家标准要求相符合。因此,可认为此液压支架能够通过耐久性实验。而为了提高耐久性,可在耐久性最小的部位采用质量更好的原材料。

5 液压支架发展前景分析

5.1 液压支架对高科技的应用

随着科学技术不断进步,社会各领域中对高科技的运用越来越多,并且实现了各项不同技术的融合,基于此使很多缺陷得到弥补,并使技术手段发挥出更大优势,对于行业的发展起到十分关键的作用。就液压支架的发展前景而言,液压支架是为了输出力与速度,液压支架的构建涉及到诸多环节,具有较强的综合性与技术性,从输入到输出的闭环系统及计算机控制技术、传感技术、液压传动技术、机械传动技术、信号处理技术等,此外,在科学技术不断发展的背景下,液压支架逐渐运用到了故障诊断技术,这使得液压支架的安全事故发生率得到有效控制,对于液压支架的维护与使用寿命的延长提供了强有力的支持,对于提高液压支架的工作效率而言有十分重要的意义。

5.2 液压支架设计理念不断更新

通常情况下,液压支架都是工作于恶劣的环境中,因此必须处理好人、机、环境之间的相互关系。随着设计理念更新,液压支架的设计正不断趋于绿色化,工艺方法、材料选择、外观造型、产品结构等各方面都是根据一定要求,巧妙融合了艺术的方法,使人机环境系统和谐统一[5]。绿色化的液压支架设计,除了需要对资源与环境加以考虑,还需要确保其具有一定的经济性,能够适应经济发展需求,充分体现人类可持续发展的战略方针。

5.3 架型不断发展材料逐渐升级

目前,高产高效矿井建设不断深入,煤矿生产中对长壁综采设备提出的要求越来越高,支架的发展方向正不断趋于大工作阻力与高可靠性。以此采全高普通支架也逐渐发展为两柱掩护式,其适用范围也在逐步扩大,对于推动液压支架的发展而言有十分重要的意义。此外,液压支架的材料也在逐步更新换代,很多加工与焊接问题由此得到解决,液压支架的性能也有效提升。

6 结语

现阶段液压支架已取得了巨大的突破,当然在某些方面仍然存在一些不足,应对此展开研究,不断提出优化设计方法,使液压支架的性能得到进一步完善,为促进煤矿行业的发展提供强有力的支持。

参考文献

[1]王金明.液压支架强度可靠性优化设计方法研究[J].科技创新与应用,2015(16):138.

[2]李长江.液压支架的计算机辅助工程分析[D].济南:山东大学,2005.

[3]程发新.液压支架结构强度的可靠性最优研究[D].西安:西安矿业学院,1996.

[4]褚学林.低位放顶煤液压支架主要结构设计与有限元分析[D].青岛:山东科技大学,2014.

液压油缸的设计方法 篇5

工程机械液压油品质的简易鉴别

在无专用检测仪器的情况下，我们总结了简易检测和鉴别液压油品质的几种方法。

１．水分含量

（１）目测法。若油液呈乳白色混浊状，则说明油液中含有大量水分。

（２）燃烧法。用洁净、干燥的棉纱或棉纸沾少许待检测的油液，然后用火将其点燃。若发出“噼啪”的炸裂声响或出现闪光现象，则说明油液中含有较多水分。

２．杂质含量

（１）直接鉴别。如油液中有明显的金属颗粒悬浮物，用手指捻捏时会感觉到细小颗粒的存在；在光照下，若有反光闪点，说明液压元件已严重磨损；若油箱底部沉淀有大量金属屑，说明主泵或马达已严重磨损。

（２）滤纸检测。对于黏度较高的液压油，可用纯净的汽油稀释后，再用干净的滤纸进行过滤。若发现滤纸上留存大量机械杂质（金属粉末），说明液压元件已严重磨损。

（３）声音和振动判断。若整个液压系统有较大的、断续的噪声和振动，同时主泵发出“嗡嗡”的响声，甚至出现活塞爬行现象，这时观察油箱液面、油管出口或透明液位计，会发现有大量的泡沫。这说明液压油中已侵入了大量的空气。

（４）加温检测。对于黏度较低的液压油，可直接放入洁净、干燥的试管中加热升温。若发现试管中油液出现沉淀或悬浮物，则说明油液中已含有机械杂质。

３．黏度

（１）试管倒置法。将被测的液压油与标准油分别盛在内径和长度相同的两个透明玻璃试管中（不要装得太满），用木塞将两个试管口堵上。将两个试管并排放置在一起，然后同时迅速将两个试管倒置。如果被测液压油试管中的气泡比标准油试管中的气泡上升得快，则说明其油液黏度比标准油液黏度低；若两种油液气泡上升的速度接近，则说明其黏度也相似。

（２）玻璃板倾斜法。当机器使用一段时间后，若认为其液压油黏度不符合要求并需要更换新油时，可取一块干净的玻璃板，将其水平放置，并将被测液压油滴一滴在玻璃板上，同时在旁边再滴一滴标准液压油（同牌号的新品液压油），然后将玻璃板倾斜，并注意观察。如果被测油液的流速和流动距离均比标准油液的大，则说明其黏度比标准油液的低；反之，则说明其黏度比标准油液的高。

４．油液是否变质

（１）从油箱中取出少许被测油液，用滤纸过滤，若滤纸上留有黑色残渣，且有一股剌鼻的异味，则说明该油液已氧化变质；也可直接从油箱底部取出部分沉淀油泥，若发现其中有许多沥青和胶质沉淀物，将其放在手指上捻捏，若感觉到胶质多、黏附性强，则说明该油已氧化变质。

液压油缸的设计方法 篇6

【关键词】液压机械无级传动；换段品质；提高；方法；控制模型

液压机械无级传动是上个世纪80年代发展起来的一项技术，随着科学技术的进步与发展，多段液压机械无级传动在车辆无级传动领域中得到了广泛的应用，达到了理想的引用效果。通过分析发现，多段液压机械无级传动在运行中具有无极调速特性进行合理控制、较高的运行效率，并且还能够实现小功率液压元件传递大功率特性的优点，因此受到了人们的广泛重视。

一、多段液压机械无级传动的概述

多段液压机械无级传动在实际工作中可分为正相位与反相位两个类型，在其运行中，正、反两个相位一般都需要在较短的时间内完成转换，在这一转换过程中，还要求其中的高压油路与低压油路实现转换。此时，液压机械传动在运行过程中，每一个工作环节的前半截都会出现循环功率，这就需要工作人员在实际工作中将开环机械应用在其中，从而对液压系统进行合理的操作。在整个操作过程中，我们需要解决以下两个方面的问题：首先，在液压机械无级传动过程中，由于液压系统中的元件受到容积效率方面的影响，这就导致其在运行过程中转速不合理，这就导致输出转速的波动与液压系统的内部元件发生冲击，影响到整个设备的正常运行，达不到理想的效果；其次，在整个传动过程中，由于操作拉杆的拉动速度要比其运行速度快很多，这就导致液压机械无级传动在运行中品质不高，不利于达到理想的运行效率。因此在实际工作中，相关工作人员应当对其进行全面分析，通过模型的建立以及运算公式的合理应用来提高其换段品质，达到理想的传动效果。

二、根据液压机械无级传动的实际情况建立电控系统控制模型

一直以来，工作人员都采用的是机械对液压机械无级传动进行合理的操作，使其达到理想的运行效果，但是为了建立一个完整的电控系统控制模型，我们也就需要将操作模式转变为电液操纵，这样也就形成了一个闭环控制装置。

通过相关人员对电控系统控制模型及逆行那个分析发现，定排量液压元件的转速变化主要受变排量液压元件排量的变化和外界负载的变化两个因素影响.若变排量液压元件排量的变化量△qpr(S)为输入，定排量液压元件的转速变化量△nm(S)为输出的传递函数，则

（1）

若外界负载变化量△TL(S)为输入，定排量液压元件的转速变化量△ωm(s)为输出的传递函数为

（2）

式中，；

系统的速度增益kω：

系统的固有频率ωn：

系统的阻尼比ξ：

以上各式中：qmr为定排量液压元件每弧度排量;ωω为输入角速度;Im为定排量液压元件的转动惯量;Rfm为定排量液压元件的摩擦阻力系数;Cp为变排量液压元件的液容;CT为高压油路的液容;Cm为定排量液压元件的液容;Rlp为变排量液压元件的泄漏液阻;Rlm为定排量液压元件的泄漏液阻.

将式(1)、式(2)两个传递函数中的转速变化量线性叠加，得到系统输出转速在变排量元件排量变化和外界负载变化的共同作用下的响应情况，即系统的动态速度特性:

由上述分析可以得到以下结论：液压系统实质上属于一个非线性系统，在其运行过程中，系统往往受到其对阶跃信号输入的相应而产生巨大的振动力，并具有一定的滞后性。因此，为了避免系统受到这种严重的影响，技术人员可以将PID控制与模糊控制方法应用在其中，从而保证液压系统的正常运行。

二、电控系统的PID控制算法软件

PID控制算法软件中采用了位置式PID控制，并对其常常出现的超调和振荡现象采取了以下措施:

1、积分饱和抑制

当控制量进入饱和区，停止进行增大积分的运算。具体地说，在计算第h个值时，首先判断上一采样时刻控制量是否己超过限制范围，如果己超出，将根据偏差的符号，判断系统的输出是否在超调区域，由此决定是否将积分项计入。

2、微分振荡抑制

为了抑制阶跃输入造成微分项输出急剧增加引起的控制过程的振荡，同时保证微分作用的有效，依照模拟调节器的力一法，采用不完全积分PID算法，即在数字调节器中串接低通滤波器抑制高频十扰.使输出的微分作用能在各个采样周期里按照偏差变化的趋势均匀输出，改善系统性能。

三、电控系统的模糊控制算法软件

若采用模糊控制方法对液压系统进行分析，那么我们还需要将解析式模糊逻辑方法应用在其中，这样也就有利于我们对不同阶段的量化因子与比例因子进行分析，从而提高液压机械无级传动换段的品质。具体可用以下公式表示：

u=-[aE+（1-a）C]

①过度段当误差大于闽值时，采用较大的基本论域，进行粗量化，同时采取高增益调节，以迅速减小偏差.②稳态段当误差在闽值以下，系统趋于稳定，采用较小的基本论域，进行细量化操作，同时采取低增益调节.③极值段当误差超过基本论域范围时，输出一规定的控制量，避免出现大的超调和振荡。

四、结束语

通过上述研究我们可以看出，在液压机械无级传动过程中，通过电控系统能够有效地避免系统元件与系统输出转速波动之间的冲撞，如果其运行中所承载的负荷较大而导致液压元件容积效率不高，那么我们将该系统应用能够获得更加显著的效果。由此可以看出，电控系统的应用能够提高液压机械无级传动转换品质，具有较强的实用性以及广阔的发展前景。

参考文献

[1]胡紀滨,苑士华.液压机械无级传动的特性研究[J].机械设计,2000(04)

液压油缸的设计方法 篇7

1 PLC控制系统的基本设计原则

尽管PLC控制系统在多个工业生产领域都有着广泛应用, 且适应性较强, 但在实际的应用中, 还是要遵循一定的设计原则才能实现较好的自动控制效果。一般来讲, PLC控制系统在设计时需要遵循的基本原则主要有以下四点:

1.1 完整性原则。

即要在最大程度的保证工业生产机械设备整体性的前提下进行设计, 要求所设计的PLC控制系统能够满足工业生产对控制系统提出的各种要求。

1.2 可靠性原则。即保证自动化控制系统的可靠稳定性, 防止因其自身性能不稳定而影响到工业生产的正常进度。

1.3 经济性原则。

即所设计的PLC控制系统必须要经济合理, 且系统要便于操作管理, 以利于更多的工人熟练掌握PLC控制系统, 从而促进PLC自动控制技术的发展。

1.4 发展性原则。

由于工业的发展较为迅速, 很多工业生产设备或生产工艺技术需要不断的更新, 因此在设计时必须要考虑到其扩展能力的大小, 以保证其能够满足工业发展的生产需要, 尤其是在I/O接口与通信能力等诸多方面更应该注意其发展性设计。

2 PLC控制系统的设计步骤

通常在工业自动化控制生产中设计PLC控制系统, 都需要分为两个层面进行设计, 即硬件设计与软件设计。硬件设计主要是指控制系统的物体设备设计, 软件设计则是系统的应用程序设计。具体到实际的设计中, PLC的控制系统设计步骤大概可以分为五个步骤:

2.1 详细了解被控对象。

在对工业生产施工设备进行LPC控制系统的设计时, 首先要做的就是详细全面的了解所要控制的对象, 将其运行中的各种工序、动作以及动作变换的时间、生产所需各种条件等等都进行了解调查, 以利于在编制PLC的控制编程时能够完全符合设备的生产需求。

2.2 硬件选择。

PLC控制系统的硬件主要包括系统I/O设备、PLC、I/O端口分配等, 在并且要绘制一定的PLC外围硬件路线图, 以确定系统的硬件设施的电气连接线路。同时还要对计数器以及定时器等诸多电气元件进行合理的地址分配。

2.3 编写应用程序。

应用程序的编写是PLC控制系统实现自动化控制管理的关键环节。所有的控制动作都是要按照编程要求来执行的。因此在对应用程序进行编写时必须要在工业生产要求的基础上进行编写, 确保各种工序的控制功能都得以合理实现。除了基本的系统控制要求进行程序编写以外, 还要对初始化程序、故障检测维修和诊断程序、保护程序等管理程序进行编写, 以保证PLC电气控制系统的安全稳定运行。

2.4 程序调试。

程序调试分为2个阶段, 第一阶段是模拟调试、第二阶段是现场调试。程序模拟调试是, 以方便的形式模拟产生现场实际状态, 为程序的运行创造必要的环境条件。根据产生现场信号的方式不同, 模拟调试有硬件模拟法和软件模拟法两种形式。硬件模拟法是使用一些硬件设备 (如用另一台PLC或一些输入器件等) 模拟产生现场的信号, 并将这些信号以硬接线的方式连到PLC系统的输入端, 其时效性较强。软件模拟法是在PLC中另外编写一套模拟程序, 模拟提供现场信号, 其简单易行, 但时效性不易保证。模拟调试过程中, 可采用分段调试的方法, 并利用编程器的监控功能。当控制台及现场施工完毕, 程序模拟调试完成后, 就可以进行现场调试, 如不能满足要求, 须重新检查程序和接线, 及时更正软硬件方面的问题。

3 基于PLC的组合机床电气控制系统设计

3.1 双面单工位液压传动组合机床的电气控制条件

双面单工位液压传动组合机床的继电器控制电路中, 拥有左右两台动力头电动机, 一台冷却泵电动机。并分别单独设置了左右动力头电动机的调整开关, 以及冷却泵电动机的工作选择开关。

3.2 PLC选型与I/O资源分配

根据该组合机床的控制条件, 该系统共需开关量输入信号21个 (4个按钮、9个行程开关、3个热继电器动断触点、2个压力继电器, 3个转换开关) , 开关量输出7个 (3个接触器线圈, 4个电磁阀线圈) 。在设计应用中, 为节省PLC的点数, 可适当改变输入信号接线以节省输入点。用这种方法将PLC的输入点数由21点减少至15点。因此选用德国西门子CPU226型PLC (24点输入, 16点输出) 进行设计, 并合理安排了PLC的I/O端子分配和线路连接方式。

3.3 PLC控制系统的程序设计

双面单工位液压传动组合机床的PLC控制系统程序可由8Q2原继电器, 接触器控制系统转换得到, 转换过程中应注意以下四个方面。 (1) 输入设备的处理。对输入设备进行处理时, 继电器一接触器控制电路中, 如果该设备是由常开触点构成, 转为PLC控制后, 该设备仍用常开触点作PLC的输入设备, 程序中对应触点的状态不变;如果该设备足由常闭触点构成, 转为PLC控制后, 该设备仍用常闭触点作PLC的输入设备, 程序中对应的触点取相反状态。 (2) 输出设备的处理。原继电器一接触器控制系统中的电磁阀线圈和接触器线圈用对应的输出继电器线圈取代, 接触器的触点用对应的输出继电器的触点取代, 并且状态不变。 (3) 中间继电器的处理。原继电器一接触器控制系统中的中间继电器由PLC的辅助继电器M代替。 (4) 设置中间单元。设计程序时以线圈为单位, 分别考虑继电器一接触器控制电路中的每个线圈受到哪些触点和电路的控制, 若多个线圈都受某一触点串并联电路的控制, 在程序中可设置用该电路控制的辅助继电器来简化程序。

结束语

采用这种方法将双面单工位液压传动组合机床的继电器-接触器控制电路转换并规范、简化后, 得到该机床PLC控制的程序。进行改造后的控制系统克服了原机床存在继电器控制系统的弊病, 提高了组合机床的可靠性, 同时, 由于PLC的输入输出部分还有信号指示, 为准确判断电器故障的发生部位提供了很大的方便, 提高了生产效率。

参考文献

[1]史宜巧, 孙业明, 景邵学.PLC技术及应用项目教程[M].北京:机械工业出版社, 2009.

液压油缸的设计方法 篇8

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。

液压油缸的设计方法 篇9

关键词：矿山机械液压系统；故障；诊断方法

引言

随着我国社会经济的不断发展，工业企业的迅速扩张，我国能源的需求量急剧增加，从而矿山在开采中的系列问题逐渐被人们所重视。本文对于矿山机械液压系统的故障及诊断方法进行了分析，有其必要性与必然性。

1.矿山机械液压系统的故障及其原因分析

1.1系统的泄漏故障

矿山机械液压系统出现泄漏故障主要是由于：机械液压系统压力不正常，系统压力过高、过低或者极其不稳定时，溢流阀会遭受磨损，使得弹簧刚性变差，机械液压系统内部运作不正常。当系统压力过低时，内泄过大；当系统压力过高时，系统内部机构运作出现问题。系统压力不稳定不仅造成泄漏问题，而且使系统内部阀门堵塞或损坏，使系统的正常工作受阻。工作人员应对减压阀的数值定期进行调整并检查。还应对安全阀上的弹簧进行定期调整与更换。工作人员还应对安全阀进行定期清查，清楚其中的杂物，以确保安全阀安全正常的运行。

1.2液压系统供油故障

矿山液压系统出现供油故障时，主要有以下几点原因：①油箱油位过低时会出现系统泄漏问题，工作人员应将及时查清油箱泄漏的具体位置，对泄露点进行检查和修补，对油箱进行加油，使油量达到规定标准；②当吸油管路出现堵塞现象时，工作人员应及时对吸油管路、滤油器进行系统的清查，将吸油管路及滤油器中的堵塞物清除干净；③当油液黏度过高时，邮箱将会受到损坏，使得系统供油出现问题。工作人员应及时将排出邮箱中的高粘度油液，并在郵箱中灌入低粘度的油液；④当系统的泵中存有大量的油渣和灰尘等杂物时，会使系统油管线路受阻，从而产生供油故障，工作人员应及时将机械液压系统中的泵进行清查，将其中的油渣和灰尘等杂物清除并清洗，或者对其进行更换，使供油问题得到解决。

1.3系统过热故障

①当安全阀的压力调定值出现问题时，系统将会出现发热问题，工作人员应及时或者定期对调定值进行检查和调整；②当系统内部泵受到磨损后，系统可能出现发热，应及时对工作泵进行更换；③当系统工作泵修理后安装不合适时，工作人员应对其进行重新安装。

1.4机械液压系统工件运动失衡

矿山机械液压系统工件运动失衡时，系统会出现急速变快、变慢以及不稳定跳动等问题。其原因主要有：①系统内部润滑不良或系统内部摩擦阻力过大，工作人员应对系统内部的润滑环境和相关条件进行改进，及时或定期对其中的杂物进行清查；②当过量的空气进入系统内部油泵时，油泵出现吸空；③系统内压力脉动过大或者液压系统自身的压力明显低于标准压力时，外部阻力可能影响系统的正常工作，需全面检查系统中的溢流阀调定值，对其进行凋整，确保系统稳定的运行。④当系统的液压油中存在杂物或杂物堆积于油管线路上时，系统的节流阀泄漏使得系统不能正常运行，定期对节流阀进行系统的检查，对其中的杂物进行清理和维护。

1.5矿山机械液系统中的压牵引力不足

当矿山机械液压系统牵引力小的主要原因：①当系统中的主油路压力过低时，系统牵引力不足，使得系统不能稳定运行。及时检查是否有漏油现象，如果存在漏油现象，及时对漏油点进行处理并进行密封处理，定期对重要部件进行更新检查；②当主泵、马达泄漏量过大时，应及时对部件进行更换；③当系统冷却不良时会使得油箱中的油温过高，造成牵引力不足。及时对系统中的冷却水量和水压进行调节，使其处于标准区间内；④当系统安全阀值较低时，及时或者定期进行调整；⑤由于补油量不足而造成牵引力不足时，辅助泵可能出现了泄露，应及时或定期对其进行检查和更换。

1.6噪音故障

如果矿山机械液压系统在工作中出现严重的振动现象，将会引起系统中的其他问题，尤其是噪音问题。其中的主要原因有：①可能是系统中的螺丝出现了问题，要对螺丝、联轴节进行定期检查；②当液压系统中进入大量空气时，应对油箱中的油位、密封等进行全面检查，使系统可以正常排气，并且对滤油器进行全面清洗，对系统中的连接螺丝加固，从而解决噪音故障。

2.矿山机械液压系统故障诊断方法。

2.1主观诊断法

指维修人员利用简单的诊断仪器，凭借个人实践经验，分析并判断故障产生的原因和具体部位，包括：逻辑分析法、参数测量法、直觉经验法等。①逻辑分析法：逻辑分析法指根据内元件、子系统、设备三者逻辑关系和问题的具体现象，通过研究液压原理图和元件结构，进行逻辑分析，从而发现故障发生具体的部位。②参数测量法：参数测量法指通过测得系统回路中所需点处工作参数。将其与系统工作时的常值相比较，并判断是否存在故障及故障具体部位。③直觉经验法：直觉经验法指维修人员凭感官和经验，通过看、听、摸、闻、问等方法。判断产生故障的原因：是否存在液位高度、油液变质、外泄漏等现象；各接口处是否存在泄漏故障；检查马达有无异常声响、溢流阀是否存在尖叫声、软管及弯管振动声不正常等问题。如果存在以上问题的话，则需询问设备操作者，了解液压系统平时运行状况、元件有无异常、设备维护保养状况、出现过的故障和排除方法。

2.2智能诊断技术

指模拟人脑机能从系统中获取、传递、处理、再生和利用故障信息，经过专家的分析、预测、诊断，其对象包括：专家系统诊断法、模糊诊断法、仪器诊断技术法等。

2.3仪器诊断技术

根据液压系统的压力、流量、温度、噪声、震动、油泄漏、部件的执行速度、力矩等，通过仪器显示或计算机运算得出判断结果。

3.结束语

经对矿山机械液压常见故障对策及其诊断分析，在实际中对矿山机械液压系统的检查和维护时可以更好、更及时的解决该类故障，可以使机械液压系统的使用寿命相对延长为企业取得更好的经济效益。

参考文献：

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[3]冯琴.浅谈矿山机械液压系统常见故障及故障分析[J].中小企业管理与科技，2014，（25）：87-87，88.