液压机的设计分析

液压机的设计分析（精选8篇）

篇1：液压机的设计分析

JDY-1500型全液压钻机卡盘的仿真分析及设计

对全液压动力头式钻机卡盘进行系统分析,给出了动力头卡盘的仿真参数之间的关系;提出了提高动力头卡盘精度的`建议;设计出了动力头卡盘的最佳方案.

作 者：于雪林 于萍 朱玉江 YU Xue-lin YU Ping ZHU Yu-jiang  作者单位：于雪林,于萍,YU Xue-lin,YU Ping(吉林大学机械科学与工程学院,吉林,长春,130061)

朱玉江,ZHU Yu-jiang(兵器工业第五研究所,吉林,长春,130000)

刊 名：探矿工程-岩土钻掘工程  ISTIC英文刊名：EXPLORATION ENGINEERING(ROCK & SOIL DRILLING AND TUNNELING) 年，卷(期)：2008 35(5) 分类号：P634.3 关键词：全液压钻机   卡盘   仿真分析  

篇2：液压机的设计分析

实验目的：

1、掌握基于MATLAB的控制系统分析的方法

2、掌握控制系统校正设计的方法

实验要求：

1、基于MATLAB对阀控液压马达速度控制系统进行频域分析和时域分析

2、设计PID控制器使其达到控制要求并对校正后系统进行频域分析和时域分析

实验原理：

1.PID校正定义

PID校正：错误！未找到引用源。

其中e是偏差，即输出量与设定值之间的差值；u是控制量，作用于被控对象并引起输出量的变化，其传递函数为：

2.PID控制器系数的确定

（1）由稳态误差确定积分增益系数Ki

错误！未找到引用源。

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（2）由幅值穿越频率和相角裕度确定比例、微分增益系数Kp、Kd 设校正后系统在幅值穿越频率wc处的期望相角值为错误！未找到引用源。

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实验内容：

一个经过线性化处理的阀控液压马达速度控制系统框图如下图所示，设计PID控制器Gc(s)，使系统对单位斜坡输入的稳态误差为0.01，开环幅值穿

○越频率为400rad/s，相角裕度为50

实验步骤：

1、在MATLAB中编写程序，绘制未校正系统开环Bode图（带稳定裕量）和闭环系统对单位阶跃干扰的响应

ssEss*H(s)Kv1ss1003*0.175Kvlims0G(s)*KiKiKvlims0G(s)

计算开环传递函数，编写M文件

得开环传递函数和Ki值：

Bode图

19.69--1.845e-011 s^4 + 2.453e-008 s^3 + 1.75e-005 s^2 + 0.006512 s + 1

2、设计控制器Gc(s)（确定控制器参数）Z

3、在MATLAB中编写程序，绘制校正系统开环Bode图（带稳定裕量）和闭环系统对单位阶跃干扰的响应，检查是否达到设计要求，如没有则调整控制器参数。

实验体会：描述实验过程中遇到的困难，如何解决，从中有何收获，以及本次实验的心得体会。

篇3：液压垫多缸液压系统的设计分析

近年来,随着我国汽车工业的飞速发展,新的车型不断出现,对汽车覆盖件尺寸精度、形状精度、表面质量的要求越来越高。在汽车覆盖件的拉深成形工艺中,反拉深工艺被广泛采用,即利用液压机的液压垫进行压边。为了在覆盖件拉深成形时受力均匀,液压垫多采用三缸或五缸结构设计,因此对液压机的液压垫多缸液压系统设计提出了更高的要求。

2 对液压垫液压系统的要求

由于拉深工艺是汽车覆盖件加工的第一道工序,其生产效率高低以及能否满足覆盖件成形工艺要求至关重要,因此对液压垫的多缸液压系统设计提出如下要求:(1)具有多缸快速顶出功能,以便提高整台设备的生产效率;(2)液压垫力在拉深过程中可调,以适应复杂覆盖件的成形工艺要求;(3)拉深工艺完成后,液压垫力要泄掉,以防止覆盖件反弹,影响工件质量;(4)要方便对液压系统的故障进行检查。

根据以上几点要求,经过多个方案的分析比较,最终确定液压垫的多缸液压系统原理图如图1所示。

3 液压垫多缸液压系统设计分析及特点

3.1 动力源

动力源的选择是为了实现液压垫多缸的快速顶出功能。有以下三种方式可以实现:(1)采用主缸的动力源向液压垫缸供油;(2)采用独立的动力源向液压垫缸供油;(3)采用独立的动力源向液压垫中间缸供油,侧缸采用充液阀供油。

虽然以上三种方式均可实现液压垫的快速顶出,但π细分析发现,若采用主缸的动力源供油,则必须等到滑块回到上死点之后才行,这样就增加了设备的等待时间,提高不了生产效率;若采用独立动力源向液压垫所有缸供油,则整机装机功率增大,增加能源消耗,不利于节能;而采用独立动力源仅向液压垫的中间缸供油,侧缸采用充液阀吸油,只需增加一台小泵即可实现,在滑块回程的同时,液压垫顶出进行下一个动作循环,也就提高了设备的生产效率。

综合以上分析,本液压系统采用供油方式(3)。

3.2 多缸的压力平衡

在液压垫进行快速顶出时,由于液压垫的中间缸是供的压力油,而侧缸是用充液阀供油,并没有压力。这样在进行拉深时,一旦单向阀8打开,液压垫中间缸和侧缸的油汇在一起,必然会有一个压力平衡问题,使液压垫下掉一段距离(即所谓的“点头”现象),影响到拉深工艺的使用。为了消除此“点头”现象,本液压系统设计时在液压垫的中间缸处增了一个液控单向阀9,用于控制压力油从中间缸向侧缸的转换。其具体工作过程如下:泵1打出的压力油通过液控单向阀4、9进入液压垫的中间缸,液压垫快速上升,其侧缸通过充液阀补油,在接近液压垫行程控制上限约10mm处,液控单向阀9关闭,泵1打出的压力油继续向侧缸供油,当其压力上升到能打开液控单向阀9时,泵同时向所有的液压垫缸提供压力油直至液压垫的上限,这样就保证了在用液压垫进行拉深时,液压垫所有缸的压力是一样的,不会产生“点头”现象。

3.3 压力控制

传统的开关式液压控制系统,其液压垫力在拉深过程中是恒定不变的。为了使工件不起皱,其液压垫力必须事先调整好整个拉深过程中的最大压边力,这就大大增加了工件(特别是深拉深件)被拉裂的可能性,并且液压垫力的调整也不方便。

为了克服传统液压控制系统的缺点,本液压系统采用高精度的进口比例阀进行闭环控制,通过压力传感器检测、反馈,以精确控制液压垫的压力;再配以高精度的进口位移传感器来进行行程控制,以实现液压垫力在拉深过程中可以在不同的位置设置不同的压力,满足复杂覆盖件的成形工艺需要。

采用比例阀还可以非常方便地解决液压垫力的泄压问题。拉深动作结束之后,在主缸泄压的同时,给比例阀一个小的电流信号,使液压垫缸的压力逐步泄掉,也就避免了液压垫的反弹。

3.4 压力检测

本液压系统在关键部位设有压力检测点,通过压力检测点和活动的压力表可以快速诊断出液压垫的故障和监测液压垫的工作状态。

4 结束语

本液压垫的多缸液压系统经过在某大型生产线上的实际使用,取得了显著的效果。不仅提高了生产效率,节约了能源,而且实现了液压垫力的方便、精确调整,同时也方便了液压系统的故障检查。

摘要：分析了大型汽车覆盖件生产对液压垫的工艺要求,在此基础上设计了液压垫多缸液压系统,并分析了该液压系统的特点。

关键词：流体传动与控制,液压垫,液压系统,快顶,比例阀,闭环控制

参考文献

[1]唐英千.二通插装阀.济南铸造锻压机械研究所有限公司.1991-09.

[2]雷天觉.新编液压工程手册.北京:机械工业出版社,1998.

[3]俞新陆.液压机的设计与应用.北京:机械工业出版社,2006.

篇4：对机床液压系统设计的探讨

【关键词】机床；液压系统；设计

【中图分类号】TG502 【文献标识码】A 【文章编号】1672-5158（2013）04-0060-01

引言

在机床液压系统的使用过程中一个很大的弊端就是效率过低，能耗又过大。所以对机床的液压系统进行创造性的改革和设计，不断的根据社会的实际发展情况，将提高机床液压系统的效率、节约资源以及注重环保作为设计的重要因素，从而不断的提高液压系统的实用性。液压系统对于机床来说，能够帮助机床实现自动的进给，以及刀具的自动转换等等，从而不断的提高机床的平衡性和精度。所以加强对于液压系统的设计，可以有效的提高机床的使用效果。

一、机床液压系统设计的原则

1 积极融入先进技术的原则。对于任何一项技术来说，先进的科学是它的灵魂。在液压系统的设计中要不断的树立对于先进技术的创造性引进的思想，通过不断的对产品的改良从而减少对于资源的浪费，例如在液压过程中可以积极的建立“简而美”的设计原则，从结构上对液压产品进行优化，适当的减少产品的零部件，不仅可以节约材料还便于拆卸。同时在设计过程中还要考虑到工艺的合理性，尽量的简化产品的加工流程，设计出易于拆卸的连接方式，对紧固件的用量也要进行适当的精简。并且从环保的设计理念出发，在设计中可以对产品的包装进行简化，还要对包装的材质进行处理，从而避免产生二次的污染。

2 采用资源最佳利用率的原则。对于液压系统设计中需要的资源，有的是比较短缺有的则是比较稀有原材料，对于这种情况，从实际的情况出发，在不影响系统的整体性能的前提下，可以寻找出合适的代用的材料，提高液压系统设计的广度，不仅仅只是局限在单一的材料配置上，从而不断的提高产品的可靠性和有效性。同时可以将机械工业中的一些废料或者是余料在液压系统中得到充分的应用，这样也可以有效的避免资源的浪费，将原材料进行充分的使用。同时在液压系统设计中要努力的减少材料种类的选择，避免多种材料混在一起不好重复的利用，从而更加有效的将废弃的产品进行有效的回收。

3 整体效益最佳的原则。在机床器械中加入液压系统本身就是为了提高机床的效果，所以在进行液压系统的设计过程中，还要对产品以及器械的整体效益进行考虑，对机床液压系统所生产出的产品对环境产生的影响以及自身的质量都要进行精确的计算，同时根据产品的各种信息组成如原材料、使用性质以及再回收的性能等等都进行准确的评估，从而不断的对液压系统进行改进，将机床的液压系统整体效益达到最佳的状态。

二、机床液压系统绿色设计的方法

1 对于液压系统设计中的噪声的控制。液压系统中的噪声对于环境会产生极大的污染性，对于液压系统中的电动机、液压泵以及液压马达可能出现的转动部件不平衡的问题，会引起转轴的弯曲振动，而这种振动会直接产生很大的噪音污染。同时液压系统的噪声还来源于机械的零部件以及装配的不合格等因素。所以在液压系统的设计中还要积极的控制机械安装的质量，严格的按照产品的结构进行科学性的指导。

2 液压系统中液压元件的连接与拆卸性的设计。对于液压系统的设计应该讲液压系统的集成度进行提高，积极的将系统中的多个元件的功能进行有效的结合，从而发挥出更加优化的组合，积极的实现系统的模块化的功能。同时将液压元件的连接技术能够积极的根据系统连接结构的装配和拆卸进行调整，由于焊接连接的装配和拆卸程度比较的复杂，对于一般使用的螺钉连接虽然装配容易但是拆卸却又受到环境的影响，一旦生锈，极难拆卸。而使用嵌入咬合的话无论是在装配和拆卸上都能够达到良好的效果。但是在安全性上又不能得到良好的保障。所以为了提高液压系统的结构的紧凑性，可以根据液压系统安装型式的不同，具体情况具体的处理，将各类的元件制成各种结构的形式，从而更加的提高液压系统的装配性和可拆性。

三、总结

随着现代科技的不断发展以及人们对于环境的重视，对于机床这类机械工业的发展，在液压系统的作用下，不断的增强机床的实用功能，对于液压技术而言，需要不断的提高其节能性和创造性，以适应不断变化的社会发展情况。文章从机床液压系统设计的原则以及机床液压系统绿色设计的方法等方面进行了论述，通过不断的明确液压系统的设计原则和方法，从而不断的将设计的质量和环保理念深入人们的内心，不断的提高机床液压系统的性能。

参考文献

[1]李壮云，葛宜远，液压元件与系统，北京：机械工业出版社，1999

[2]黄兴，液压传动技术发展动态[M]，液压元件/液力元件最新资讯

篇5：液压系统的课程设计

机械工程控制基础综合实验

指 导 书

指导教师：董明晓 逄波

山东建筑大学 机电工程学院

2013.7.4

一、过山车项目

1、过山车（Roller coaster，或又称为云霄飞车），是一种机动游乐设施，常见于游乐园和主题乐园中。过山车通常采用液压弹射器提速。弹射系统由高速液压缸、活塞式蓄能器以及大流量高速开关阀等三部分组成液压系统原理图如下：

2、过山车机械结构设计方案图

3、该方案的应用坦克仿真驾驶平台的起伏效果、混凝土搅拌机、塔式起重机、车辆驱动传动系统，液压起升平台

4过山车液压节能回收装置。液压系统设计中的节能问题主要是降低系统的功率损失，液压系统的功率损失会使系统的总效率下降、油温升高、油液变质，导致液压设备发生故障。因此，设计液压系统时必须多途径的考虑怎样降低系统的功率损失。其设计如图所示。

二.坦克系统

1、如何驱动庞然大物-坦克，主要依靠液压系统的驱动，导向，制动。机械液压双工率流向机构，使得来自发动机的动力分两路，流向驱动轮的两侧。其行走系统液压原理图

2、由于军事工业的需要，为了使坦克更好的适应作战环境（沟壑，险滩等路面凹凸不平，）有时为了需要不得不从空中运输，从空中迫降，显而易见，处理好减震已经迫在眉睫。坦克液压减震系统原理图

3、液压式减震器的结构同吸入式泵基本相似。当履带遇到凸起的路面受到冲击时，缸筒向上移动，活塞在内缸筒里相对往下移动。此时，活塞阀门被冲开向上，内缸筒腔内活塞下侧的油不受任何阻力地流向活塞上侧。同时，这一部分油也通过底部阀门上的小孔流入内、外缸筒之间的油腔内。这样就有效地衰减了凹凸路面对车辆的冲击负荷。而当车轮越过凸起地面往下落时，缸筒也会跟着往下运动，活塞就会相对于缸筒向上移动。当活塞向上移动时，油冲开底部的阀门流向内缸筒，同时内缸筒活塞上侧的油经活塞阀门上的小孔流向下侧。此时当油液流过小孔过程中，会受到很大的阻力，这样就产生了较好的阻尼作用，起到了减震的目的。液压减震系统机械结构图

4、设计一个减震系统,使得生鸡蛋从5米高的地方下落能够完好

三、超高压水切割系统

1、超高压水切割机主要由数控平台、CNC控制器、超高压发生器、水射流切割头、数控操作系统、计算机及CAD/CAM软件等组成。水射流加工是利用具有很高动能的高速水射流束来冲蚀材料，从而实现材料切削，属于高能束加工范畴，是一种可与激光、等离子体、电子束加工方法媲美的新型切割加工工具。高速水射流是用高压泵将普通水介质增压至300-420MPa，然后通过一个大约0.05-0.25mm的小孔以约1000m/s喷出，从而形成高速、高能、高穿透力水束——即高速水射流。

液压系统原理图

2、水刀工作原理图

超高产水刀的基本技術既簡單又極為複雜。當水被加壓至很高的壓力並且從特製的噴嘴小開孔(其直徑為0.1mm至0.5mm)通過時、可产生一道每秒達近千公尺(約音速的三倍)的水箭，此高速水箭可切割各種軟質材料包括食品、紙張、紙尿片、橡膠及泡棉，此種切割被稱為純水切割。而當少量的砂如石榴砂被加入水射流中與其混合時、所產生之加砂水射流、實際上可切割任何硬質材料包括金屬、複合材料、石材及玻璃.超高壓水刀也可使用於各種不同的工業表面處理應用如船身清洗及汽車噴漆設備清洗.3、机械设计系统传动系统如图所示。

5、系统的工作过程

整个增压系统是以往复式增压器（高压缸）为中心的，低压水从增压器入口进入高压缸，在高压缸中低压水完成了增压过程，增压器的工作原理是根据液压原理获得的，具体工作过程是：当液压油作用在高压缸中的活塞上时，活塞杆也在作用水腔里的水，假若无摩擦损耗，当水压等于油压乘以活塞有效面积除以活塞杆的面积时，两者的压力取得平衡。我们将活塞有效面积活塞杆面积之比称为“增压比”，在一定设备上由于其比值固定，所以通过控制油压就可以调节水压。继而达到所需的水压。

四、盾构机系统

盾构隧道掘进机，简称盾构机。是一种隧道掘进的专用工程机械，现代盾构掘进机集光、机、电、液、传感、信息技术于一体，具有开挖切削土体、输送土碴、拼装隧道衬砌、测量导向纠偏等功能，涉及地质、土木、机械、力学、液压、电气、控制、测量等多门学科技术，而且要按照不同的地质进行“量体裁衣”式的设计制造，可靠性要求极高。盾构掘进机已广泛用于地铁、铁路、公路、市政、水电等隧道工程。

1、盾构机液压系统工作原理图

2、盾构机机械系统原理图

3、盾构机混凝土灌浆技术

在隧洞泥水加压平衡盾构掘进机构中，盾构机一直向前推进脱离尾盾，管片外围与土层之间就产生建筑间隙，这是必须及时均匀、定量向管片壁后的环形建筑孔隙注入浆液，充满建筑间隙。注满间隙的浆液具有一定的密实性及土体保持相对稳定承压能力。

4、土方出土传送技术机械结构图（螺旋输送机）

五、液压工作站系统

1、画出液压工作站系统三视图

2、画出阀块图

六、写出下列机构的至少10种应用

汽车转向舵、机床工作台、塔式升降机、自卸式机车、清扫车摆动缸、阀门开启摆动缸、轮船转向舵

七、液压转台

1、简单的液压转台的机械结构简图

2、画出液压原理图

八、STEWart平台系统

Stewart平台具有刚度大,负荷自重比高,载荷分布均匀,运动平稳的特点,在高精度、大载荷且对工作空间要求相对较小的场合得到了很广泛的应用。

1、STEWart平台的液压系统原理图

2、画出Stewart平台机械原理结构简图

九、简述磁流变和电流变减震器的工作原理

电流变减震器与磁流变减震器主要包括电磁减震器、电磁液、传感器及控制器四大部分，这种电磁减震器内部采用的不是普通的减震油，而是使用一种粘性连续可控的新型功能材料——电流变减震器、磁流变减震器特殊减震液。

电流变减震液是由合成碳氢化合物以及3-10um大小的磁性颗粒组成，在外加电场作用下，其流变材料的性能，如剪切强度、外观粘度等都会发生显著变化。将这种特殊减震液装入电流变减震器中，通过改变电场强度使电流液的粘度改变，从而改变减震器的阻力，使阻力大小随电场强度的改变而连续变化，实现阻力无级调节，达到舒适模式下减震液较为粘稠，吸震效果较显著；而在运动模式下减震器会直接的传递道路表面的状况。这两种模式带给驾驶者截然不同的全新感受。

十、联想液压机构新的应用 液压减震运动鞋、液压减震席梦思、液压控制门的开关、液压控制台灯升降、液压控制开关水龙头、液压控制水阀门提升、液压新型水笔、液压自动升降显示器、液压控制软件盘、液压自动找平写字台

十一、机器骡子液压系统设计

机器人外形介于山羊和马之间，由美国波士顿动力公司研制，它们如驮骡一般运送军事装备。这种机器人名为“大狗”(BigDog)，又被开发者称为地球上最先进的“机器骡子”

1、重量问题解决

运用以镁为基加入其他元素组成的合金。其特点是：密度小（1.8g/cm3左右），比强度高，弹性模量大，消震性好，承受冲击载荷能力比铝合金大，耐有机物和碱的腐蚀性能好。主要合金元素有铝、锌、锰、铈、钍以及少量锆或镉等。

其加工过程及腐蚀和力学性能有许多特点：质量轻、刚性好、具有一定的耐蚀性和尺寸稳定性、抗冲击、耐磨、衰减性能好及易于回收；另外还有高的导热和导电性能、无磁性、屏蔽性好和无毒的特点。

由于镁合金的比强度也比铝合金和铁高，因此，在不减少零部件的强度下，可减轻铝或铁的零部件的重量。

2、结构配置

机器骡子整体由四条机械式腿关节支撑，一边两条，相对分布，每条腿有三个关节相连，由下往上分布有减震器、扭矩动力、光电编码器、磁性编码器和姿态航向编码系统。而且脚趾末端配有地面接触传感器，机械制动器。在四条腿所支撑的重量中包括发动机、散热片、液压油泵、压力箱、消音器以及液压油冷却器。

十二、液力变矩器

液力变矩器用英文来说fluid torque converter。由泵轮，涡轮，导轮组成。安装在发动机的飞轮上，以液压油（ATF）为工作介质，起传递转矩，变矩，变速及离合的作用。

1、原理。液力变矩器的工作原理就像两个风扇相对，一个风扇工作，然后将另一个不工作的风扇吹动。这个比喻可以很形象的解释液力变矩器中泵轮和涡轮之间的工作关系。原理图：

飞轮带动泵轮旋转,泵轮叶片搅动工作液冲击涡轮叶片,使涡轮与泵轮同向旋转。在离心力的作用下,涡轮甩出的工作液经导轮中的叶片(此时由于导轮单向离合器锁止)折射到泵轮背面,推动泵轮叶片,促使泵轮旋转,使扭矩增大。如此重复循环,从而传递扭矩(这被称为软连接)当涡轮的转速与泵轮转速增大时,折射到泵轮的液流起阻碍的作用,反而会降低效率.这是单向离合器打滑。当涡轮与泵轮的转速较高且接近临界状态时,锁止离合器发生作用,这是时变矩器由软连接转换为硬连接。

2、液力变矩器的机械结构如图所示。

图为液力变矩器，它有一个密闭工作腔，液体在腔内循环流动，其中泵轮、涡轮和导轮分别与输入轴、输出轴和壳体相联。动力机(内燃机、电动机等)带动输入轴旋转时，液体从离心式泵轮流出，顺次经过涡轮、导轮再返回泵轮，周而复始地循环流动。泵轮将输入轴的机械能传递给液体。高速液体推动涡轮旋转，将能量传给输出轴。液力变矩器靠液体与叶片相互作用产生动量矩的变化来传递扭矩。液力变矩器不同于液力耦合器的主要特征是它具有固定的导轮。导轮对液体的导流作用使液力变矩器的输出扭矩可高于或低于

篇6：液压机的设计分析

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

[1]黄启青．120MN火车轮锻造液压机本体结构设计与优化[D]．燕山大学，2013．

[2]沈铭瑜．性能需求驱动的产品结构关联设计及其在大型液压机中的应用[D]．浙江大学，2014．

[3]龙四营．拉伸液压机预紧方案设计与压制性能优化仿真技术及其应用研究[D]．浙江大学，2014．

[4]向云．10MN高强度钢板热成形液压机及液压系统的研究[D]．燕山大学，2014．

[5]苏阳．10MN缸动式单臂快锻液压机本体结构设计及拓扑优化[D]．燕山大学，2014．

[6]王建军．20MN快锻液压机关键部件结构分析[D]．燕山大学，2007．

[7]李维杰．70MN自由锻造水压机本体关键部件结构分析[D]．燕山大学，2009．

[8]吴军强．基于电液比例的液压机压力闭环控制研究[D]．西华大学，2011．

[9]张建民．用于新兴复合材料成形的液压机装备——模具在偏载下的耦合分析[D]．天津理工大学，2013．

[10]谢斌．基于光纤光栅液压机拉杆应力的监测理论和方法[D]．武汉理工大学，2013．

篇7：液压机的设计分析

学院：机电工程学院

班级：

姓名：

学号：

液压动力滑台液压传动系统设计

一、设计要求

1.要求的工作循环：快进接近工件、工进加工、快退返回、原位停止。

2.给定的设计参数：快进、快退速度v1＝0.1m/s；工进速度v2＝0.1×10-3m/s；静摩擦力Fs＝1960N；动摩擦力Fd＝980N；启动和制动惯性负载Fi＝500N；工作负载Fe＝32000N；启动、制动时间t＝0.2s；快进行程L1＝100mm；工进行程：L2＝50mm。

二、工况分析

1．由给定的设计参数，计算各工况负载见表1，其中，取液压缸机械效率ηcm＝0.9。

表1液压缸负载的计算

工

况

计算公式

液压缸负载F/N

液压缸驱动力F0/N

启

动

加

速

快

进

工

进

反向启动

加

速

快

退

F＝Fs

F＝Fd＋Fi

F＝Fd

F＝Fe＋Fd

F＝Fs

F＝Fd＋Fi

F＝Fd

1960

1480

980

32000

1960

1480

980

2178

1645

1089

35556

2178

1645

1089

2．计算快进、工进时间和快退时间。

快进

t1＝L1/v1＝100×10-3/0.1＝1s

工进

t2＝L2/v2＝50×10-3/(0.1×10-3)

＝500s

快退

t3＝(L1＋L2)/v1＝(100＋50)×10-3/0.1＝1.5s

3．根据以上数据绘制液压缸F-t与v-t图，如图1所示。

图1

F-t与v-t图

三、确定液压缸参数

1．初选液压缸工作压力。由工况分析可知，工进阶段的负载最大，所以液压缸的工作压力按此负载计算。查找资料[1]表7-2，选p1=4MPa。为防止工进时突然发生前冲现象，液压缸回油箱应有背压，查找资料[1]表7-3，选背压p2=0.8MPa。为使快进快退速度相等，选用A1=2A2差动油缸。液压缸快进和快退时油管中压力损失设为Δp=0.5MPa。

2．计算液压缸尺寸。

则液压缸缸筒直径

查找[2]表42.4-2，取标准直径

D=110mm

因为A1=A2，所以

则液压缸有效面积为

3．液压缸工况计算。液压缸在工作循环中各阶段压力、流量和功率的计算结果见表2。绘制液压缸工况图，如图2所示。

表2

各工况下的主要参数值

工况

液压缸推力F0/N

回油腔压力p2/MPa

进油腔压力p1/MPa

输入流量q/L·s-1

输入功率P/kW

计算公式

快快进

启动

2178

——

0.88

——

——

p1＝

q＝Av1

P＝p1q

加速

1645

1.27

0.77

——

——

恒速

1089

1.16

0.66

0.5

0.33

工进

35556

0.8

4.12

9.5×10－4

3.9×10－3

p1＝

q＝A1v2

P＝p1q的快退

起动

2178

——

0.88

——

——

p1＝

q＝A2v1

P＝p1q

加速

1645

0.5

1.43

——

——

恒速

1089

0.5

1.30

0.45

0.59

图2

液压缸工况图

四、拟定液压系统图

1.调速方式。该液压系统功率较小，滑台运动速度低，工作负载为阻力负载且工作中变化小，故可选用进口节流调速回路。为防止负载突变，在回油路上加背压阀。

2．液压泵的选择。从液压缸工况图可以看出工作循环主要由快进、快退行程低压大流量和工进行程的高压小流量两个阶段组成，qmax/qmin=0.5/(9.5×10-4)=526.3；其相应的时间之比(t1+t3)/t2=(1+1.5)/500=0.005。因此在一个工作循环中的大部分时间都处于高压小流量工作。从提高系统效率、节省能量角度来看，选用单定量泵油源显然是不合理的，为此可选用限压式变量泵或双联叶片泵作为油源。考虑到前者系统较简单，经济性好，且无溢流损失，系统效率高，温升较小，故选择限压式变量泵。

3．速度换接方式。采用二位二通电磁换向阀，控制由快进转为工进。与行程阀相比，管路较简单，行程大小容易调整。当滑台由工进转为快退时，回路流量较大，为保证换向平稳，可采用电液换向阀。

4.快速回路与工进转快退控制方式的选择。为使快进快退速度相等，选用差动回路作快速回路，换向阀选用三位五通阀。

5.综上所述，拟定液压系统图，如图3所示。

图3

液压系统图

1-限压式变量叶片泵；2-三位五通电液换向阀；3-二位二通电磁阀；4-调速阀；5、7、10-单向阀；6-压力继电器；8-液控顺序阀；9-背压阀；11-溢流阀；12-过滤器

其中，部分元件的作用如下：

压力继电器6：便于系统自动发出快速退回信号。

单向阀7：将工进时的进油路、回油路隔断，防止其相互接通，无法建立压力；

液控顺序阀8：防止滑台快进时回油路接通油箱，无法实现液压缸差动连接，阻止液压油在快进阶段返回油箱；

单向阀10：防止机床停止工作时系统中的液压油流回油箱，导致空气进入系统，影响滑台运动平稳性；

液压系统工作原理：三位五通电液换向阀处于左位，二位二通电磁阀处于右位时，液压缸实现快进；当二位二通电磁阀处于左位时，油液从调速阀4通过，液压缸实现工进；到达终点时，三位五通电液换向阀处于右位，二位二通电磁阀处于右位，液压缸快退。三位五通电液换向阀处于中位时，液压缸停止运动。

五、选择液压元、辅件

1．选择液压泵

由表2可知，工进阶段液压缸压力最大，取进油路总压力损失为0.8MPa，则液压泵最高工作压力

故泵的额定压力

由表2可知，工进时所需流量最小，为9.5×10－4L/s，则变量泵的最小流量为

快进时所需流量最大，为0.5L/s，则变量泵的最大流量为

根据以上计算，查资料[2]表42.3-68，选用YBX-25型限压式变量叶片泵，该泵技术规格如下：

表3

液压泵参数

型号

排量调节范围

mL/r

额定压力

MPa

压力调节范围MPa

额定转速

r/min

YBX-25

0～25

6.3

2.0～6.3

600～1500

2．选择电动机

由表2可知，最大功率出现在快退工况。快退时，取进油路压力损失为0.4MPa,则

取泵的最大流量为q＝35L/min＝5.8×10－4m3/s，查找资料[2]表42.3-68取泵的总效率ηP＝0.72，则

根据以上计算结果，查找资料[3]表16-2，选用与上述功率和液压泵转速相适应的Y90L－4三相异步电动机，额定功率为1.5kW，满载转速为1400r/min。

3．选择其他元、辅件

根据系统的工作压力以及通过阀的实际流量，查找液压技术手册[2]和[4]，选择其他液压元件和辅件，其型号和参数见下表：

表4

其他元、辅件的选择

序号

元件名称

通过阀的最大流量

规格

额定流量

额定压力

MPa

型号

三位五通电液换向阀

6.3

35D-100B

二位二通电磁阀

610

6.3

22D-100BH

调速阀

<1

6.3

Q-6B

单向阀

6.3

I-100B

压力继电器

——

——

0.6~6.3

DP-63B

单向阀

6.3

I-63B

液控顺序阀

<1

6.3

XY-25B

背压阀

<1

6.3

B-10B

单向阀

6.3

I-63B

溢流阀

YF3-E10B

过滤器

6.3

XU-100×100

4．选择油管

管道尺寸根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定。液压缸的进出油管按输入、排出的最大流量计算。快进时流量最大，其实际流量为泵的最大供应量的两倍，达到66L/min，则进出油管可选用内径为15mm，外径为18mm的无缝钢管。

5．确定油箱容量

按经验公式计算油箱容量

V＝(5~7)qp＝6×1500r/min×25mL/r＝225L

参考资料

[1]官忠范主编.液压传动系统.北京:机械工业出版社，2004

[2]中国机械工程协会主编.中国机械设计大典.南昌:江西科学技术出版社，2002

[3]程志红，唐大方编著.机械设计课程上机与设计.南京:东南大学出版社，2006

篇8：液压机的设计分析

本文所研究的13.5 MN液压机属于下传动式液压机, 该液压机的工作缸安装在下横梁上, 工作行程为柱塞向上运动。该液压机工作时首先需要施加相应的压力, 而后才实现特殊运动。该液压机主要完成上下往复直线运动, 整个工作循环过程包括上升过程、加压过程、保压过程、卸压过程和下降过程。

图1为液压机回程过程中柱塞速度和行程变化曲线。其中, 0~x1为柱塞开始加速运动的阶段, 在此过程中动梁从相对于地面的最高位置开始向下运动, 速度逐渐增大;x1~x2为柱塞的运动平衡阶段;x2~x3为柱塞减速运动的阶段, 在此阶段柱塞进入到缓冲行程, 随着阻力的增加动梁的速度减小, 并在规定位置停止运动。

为避免动梁在向下运动过程中由于速度过大对工作缸的缸底产生过大的冲击, 因此为13.5 MN液压机设计了节流缓冲减振系统, 由于该节流缓冲减振系统的缓冲减振效果不是很理想, 在此基础上对工作缸以及缓冲系统进行了改进, 得到缓冲减振效果较为理想的蓄能器节流缓冲减振系统。

2 节流缓冲减振过程仿真分析

图2为工作缸结构简图, 其最大缓冲行程为60mm。图3 为13.5 MN液压机节流缓冲减振系统简图, 它由溢流阀、工作缸和节流阀等元件所组成, 其中节流阀是电液比例插装阀的等效元件。液压机工作缸的柱塞开始进入到缓冲行程时, 给电液比例插装阀通电, 阀芯开始动作, 当阀芯的开度达到预设开度时, 断电使电液比例插装阀的阀芯停止运动, 这时电液比例插装阀具有节流阀的作用。

2.1 数学模型的建立

(1) 工作缸的流量方程为:

其中:q1为节流阀流量;E为油液体积模量;V1为工作缸工作容积;p1为工作缸内油液的压力;k1为工作缸的泄漏系数;x为柱塞位移;A为柱塞有效面积。

(2) 机架的受力方程为:

其中:M为液压机机身质量;K２为机身等效刚度;u为机架的相关变形量;μ为阻尼系数。

(3) 柱塞的受力方程为:

其中:B为油液的黏性阻尼系数;m为工作缸的柱塞质量。

(4) 柱塞的位移方程为:

其中:xl为柱塞相对地面的距离。

(5) 插装阀阀口处的流量方程为:

其中:α为阀口处的指数;p2为出口压力;AT为节流口的有效面积;C为阀口处的流量系数。

现将式 (1) ~式 (5) 进行拉氏变换, 得到:

2.2 仿真模型的建立与分析

根据拉氏变换后的式 (6) ~式 (10) 在MATLAB/Simulink中建立13.5 MN液压机节流缓冲减振系统的仿真模型, 如图4所示。

通过运行图4中的仿真模型, 可得到柱塞缸底的压力和位移仿真曲线, 如图5和图6所示。

由图5可知, 在0s~0.025s虽然油液压力的振幅在逐渐减小, 但是振荡次数依旧很频繁;在0.025s以后虽然油液的压力达到了平衡状态, 但是达到平衡状态后压力的波动依然存在。由图6可以看出, 位移的变化量比较大。通过以上分析我们可以看出节流减振的效果不是很理想, 因此为了得到更好的缓冲减振效果, 可采用以下方案:1进一步改进该液压机的缓冲减振系统, 在原来的节流缓冲减振系统中增加一蓄能器, 设计新的蓄能器节流缓冲减振系统;2改变液压机工作缸的内部结构, 并且保证缓冲行程仍为60mm。

3 蓄能器节流缓冲减振过程仿真分析

图7为13.5 MN液压机的工作缸改进后的结构简图, 其缓冲行程最大仍为60mm。图7中的工作缸采用能量缓冲减振法, 先把工作缸中需要排回油箱的油液封装, 再使被封装的油液经过节流小孔流出, 这样就会对柱塞产生更大的阻力, 使柱塞在下落时的速度降低。

图8为蓄能器减振系统简图, 它由蓄能器、节流阀和溢流阀等组成, 蓄能器的主要作用是吸收存储工作过程中多余的油液。

3.1 数学模型的建立

(1) 工作缸的流量连续性方程、机架的受力方程、柱塞的受力方程、柱塞的位移方程和节流阀的流量特性方程与节流缓冲减振系统的数学模型相同, 在此不再列出。

(2) 蓄能器入口处的流量方程为:

其中:KA为气体的压缩系数;vA为蓄能器内气体的体积;qA为进入到蓄能器的流量。

(3) 蓄能器中液压油的受力方程为:

其中:pA为蓄能器内气体的压力;pp为短管中液压油的压力, pp=p1;Bb为蓄能器油腔中的阻尼系数;Ca为气体的阻尼系数;ka为蓄能器油腔中气体的等效弹簧刚度;ma为蓄能器油腔中油液的质量;Ag为短管的横截面积。

将式 (11) 与式 (12) 进行拉氏变换, 再结合节流缓冲减振系统的数学模型得到:

3.2 仿真模型的建立与分析

根据拉氏变换后的式 (13) ~ 式 (19) 在MAT-LAB/Simulink中建立13.5MN液压机蓄能器节流缓冲减振系统的仿真模型, 如图9所示。

通过运行图9中的仿真模型, 可以得到柱塞缸的压力和位移仿真曲线, 如图10、图11所示。

由图10可以看出, 在0s~0.017s虽然油液的压力振幅比较大, 但是振荡次数明显减少, 并且在0.017s左右时工作缸的压力达到平衡状态。通过图11可以看出, 柱塞位移的变化量比较小, 变化比较平稳。通过分析可以看出蓄能器节流缓冲减振系统的减振效果比较好, 基本上能够满足实际工况的需要。

4 总结

本文为13.5 MN液压机设计了节流缓冲减振系统, 通过对节流缓冲减振系统的仿真分析, 发现其缓冲减振效果不是很理想。为此, 对液压系统进行了改进, 在液压系统中增加了蓄能器, 并把工作缸的内部结构做了相应修改。接着对蓄能器节流缓冲减振系统进行了建模, 通过仿真分析论证了改进后减振系统的正确性和可行性。

参考文献

[1]周加永.基于电液比例控制的13.5MN液压机回程工况的研究[D].西安:长安大学, 2012:49-62.

[2]吴国栋.液压缸的节流缓冲装置[J].工程机械与维修, 1999 (3) :74-75.

[3]陈胜涛, 孙栓民.四柱液压机冲裁缓冲的实验研究[[J].锻压机械, 2003 (2) :26-28.

[4]李壮云.液压元件与系统[M].北京:机械工业出版社, 2005.

[5]吴振顺.液压系统与CAD[M].哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社, 2000.