φ460缸径、6×15MN以上吨位六面顶液压机已步入市场主流。目前，市场上已有多种结构的六面顶液压机处在正常运行中。多年来，使用与制造方面的经验在潜移默化中改变着对六面顶液压机的整机性能要求，更大的承载能力、更低的部件损坏率、更实用与精确的电、液控系统正成为优秀的六面顶液压机的设计标准，为各金刚石厂家所要求，为各专业制造厂家的所贯彻和实施。
结合多年来六面顶液压机设计与使用的体会，提出如下的设计观点与同行探讨。
1、关于主机的设计
作为主要承载部件的铰链梁采用兜底式结构设计已成为业界的共识，目前主流的六面顶液压机均采用此结构形式。多年来，铰链梁耳片的高断裂发生率一直令各制造厂家头疼，也让各使用厂家担心，除了设计尺寸、材质等因素影响外，与铸造相关的加工工艺也是不可忽视的因素。
笔者认为，有效降低耳片的高断裂发生率要在设计上重视以下几个方面：
a、合理设计铰链梁耳片的抗拉强度极限值，也就是构件的安全系数确定问题。由于铸造件、交变应力、铸件热处理条件等多个不可测条件的存在，要使安全系数准确、合理的确定是很困难的。以材质为ZG35CrMo、调质处理为例，从几种规格压机设计实例及使用情况可以总结认为，设计满负荷时的耳片断面抗拉强度限不高于16kgf/mm2是安全的。
b、目前公知的铰链梁铸造工艺是预留铸造销孔，然后镗加工。由于铸孔工艺不当，易造成在此位置铸造缺陷富集现象，成品后仍存在的内部缺陷是导致在此位置断裂的主要原因。如果改变这种铸造工艺，采用去掉预留孔而直接铸成平板，在粗加工时利用专用胎具钻铣出销孔的工艺，将消除原工艺的弊端。
c、铰链梁的耳片厚度、销孔直径存在合理的尺寸匹配关系。
图一是销杆的切力-弯矩图，根据此应力图可以看到，销杆处于一种复杂的受力状态下，伴随着应力而产生的销杆应变将直接影响与之接触的耳片的受力情况。由于耳片厚度、销杆承载能力的差别，使销杆因应力产生的应变在各区段有所不同，这样就使铰链梁各耳片的实际受力状态产生不均衡，其中三耳的中间耳片应力状态尤为恶劣。通过合理设计各耳片厚度、销孔直径应该可以减小这种不均衡受力，尤其在三个耳片之间，这些尺寸的合理设计可以削弱各耳片的实际受力不均衡现象，有效降低耳片断裂机率。实践也证明，在销孔尺寸与耳片厚度尺寸上存在一种理想的匹配关系。
图一
d、工作缸的开裂是六面顶液压机另一个大件损耗方面，抛开工作缸的结构不谈，单从铰链梁设计来说，铰链梁壁厚以及与工作缸的配合间隙的合理设计是是否能有效保护工作缸的重要因素，这也是一些压机制造厂采用“无间隙缸”的原因。这些尺寸的设计确定应依据相关强度理论计算而来。
主机的另一易损关键部件就是工作缸。目前的工作缸结构大体可分为一体式和组合式两种。通过理论受力分析和实际损坏件观察，产生开裂的应力为弯应力，这与开裂位置往往在缸壁与缸底的圆弧过渡处的现象相符。合理设计的组合结构工作缸可以避免弯应力的存在，从而消除开裂倾向，同时，超高压静密封采用预压缩的金属空心O型圈或径向同心排列的橡胶O型圈和挡圈，这种自紧式静密封结构具有随油压变化自动补偿密封圈接触压力的特点，使密封可靠。
2、关于液压控制系统
作为大规模应用于工业化生产的设备，六面顶液压机液压系统的设计应本着简捷、实用、精确的功能取舍原则，配合工业PLC控制系统，充分满足金刚石合成工艺的要求。
目前，主流的液压系统原理均源于DS-029型六面顶液压机的设计，从目前使用情况看，此液压系统存在以下弊端：
a、由于采用进口节流方式调整六缸活塞同步，易产生同步不稳定的现象，并且在连通超压阶段，此同步控制处于失效状态，各工作缸活塞实际上各行其是。这将影响大合成腔体内的压力场状态分布。
b、在动作程序转换过程中易产生压力陡变和液压冲击现象，比如在充液转超压、卸压转回程阶段。这将影响活塞定位的调整结果。
c、超高压系统管路中接点众多，三通、连通阀等错综复杂，故障率高，易发生渗漏，使压机维修工作量大增。
针对以上存在的缺点，提出一种改进的液压系统设计方案，原理图如图二所示：
图二
主要改进部分为：
a、采用出口节流方式控制六缸活塞同步，从根本上解决了同步控制在超压动作程序失效的问题，并且六活塞背压前进，动作更平稳。
b、采用六缸全连通原理，通过六个缸的电磁阀分别控制各缸活塞动作。此设计大幅减少高压渗漏点，并减少了动作转换中的压力陡变和液压冲击现象。
c、采用多级溢流阀控制回程、卸压、安全各阶段压力，简化油路系统。
d、采用多级电磁卸荷回路，兼顾卸压过程的平稳和效率。
e、采用电磁比例阀控制压力，真正实现压力曲线，改善合成腔内的压力场状态。这种方式优于目前流行的变频补压保压方式：不仅使保压过程受控，升压过程也在控制范围内。
