+ 86-18052080815 | info@harsle.com
Jsi tady: Domov » Zprávy » Blog » Konstrukční návrh a analýza konečných prvků pracovního válce velkého kovacího hydraulického lisu

Konstrukční návrh a analýza konečných prvků pracovního válce velkého kovacího hydraulického lisu

Zobrazení:34     Autor:Editor webu     Čas publikování: 2018-10-23      Původ:Stránky Zeptejte se

  1. Úvod

  Pracovní válec je důležitým akčním členem hydraulického stroje. Převádí tlakovou energii kapaliny na mechanickou energii. Je rozdělen na typ plunžru, typ pístu, otočný typ a teleskopický typ podletyp struktury. Pracovní válec kovacího lisu 200MN využívá typ plunžru, který má jednoduchou strukturu a je snadno vyrobitelný. Jedná se o konstrukční formu běžně používanou ve velkých hydraulických strojích. Tradičnínávrh teorie hydraulického lisu je hlavním základem konstrukčního návrhu pracovního válce.

  ABAQUS je schopen řešit složité problémy a dosáhl světového softwaru pro analýzu konečných prvků. Je široce používán v strojírenských, vojenských, chemických, automobilových a jiných průmyslových oborech. Použití ABAQUS číselněsimulovat hydraulický válec, lze přesně určit rozložení napětí pracovního válce a analyzovat jeho konstrukci.

  2. Konstrukce pracovního válce

  Pro úsporu energie, zejména pro snížení spotřeby energie, kovací lis 200MN využívá šest pracovních válců ve třech řadách. 6 pracovních válců může generovat současně tlak 200 MN a 4 maléPracovní válce na obou stranách mohou vytvářet tlak 80 MN a střední 2 velké pracovní válce mohou vytvářet tlak 120 MN. Pracovní válce s různými pohyby mohou generovat 3 úrovně tlaku a různéVýkovky mohou být vyráběny tak, aby vybíraly odpovídající úroveň tlaku, což značně šetří náklady. Struktura těla a uspořádání pracovního válce jsou znázorněny na obr. 1 a obr. 2.

Konstrukční konstrukce (2)

Konstrukční konstrukce (3)

  Za účelem zlepšení životnosti pracovního válce konstrukce přímo používá šroub pro upevnění bloku válců na horním nosníku, což znamená, že je použita spodní opěrka. To nejen zlepšuje tuhost a pevnost horního nosníku,ale také snižuje namáhání stěny válce pracovního válce.

  Jednoduchý závěs kulového kloubu je vhodný pro jezdce a čtyři malé plunžry válců na straně a dvojité kulové závěsové spojení je nejlepším způsobem připojení pro jezdec a střední dva plunžry hlavního válce,jak je znázorněno na obrázku 3a, b.

Konstrukční konstrukce (4)

  Když je pracovní tlak pracovního válce vyšší než 20 MPa, kování z uhlíkové oceli je hlavní výrobní režim pracovního válce. Pracovní válec kovacího lisu 200MN pracuje pod vysokým tlakem31,5 MPa a struktura je velká, je obtížné kované integrálně. Proto je kované ocelovým svařováním, je normalizováno a temperováno a její mez kluzu je 240MPa.

  Plunžr se vrací ve válci a má velký vliv na opotřebení vodicí objímky a těsnění, takže povrch plunžru musí mít dostatečnou tvrdost a dobrou povrchovou úpravu. Aby tento požadavek splňoval, plunžrje obecně vyrobena z uhlíkové kované oceli s vysokým obsahem uhlíku a po obrábění je podrobena povrchovému zpevnění. Píst hydraulického stroje je kovaný z oceli 45.

  Jmenovitý pracovní tlak mezilehlé pracovní válec činí 120MN a konstrukční výpočet jeho konstrukčních parametrů je následující:

  Podle jmenovitého celkového tlaku F (N), který má hydraulický válec vytvářet a zvoleného provozního tlaku kapaliny P (MPa), je průměr plunžru D stanoven podle následujícího vzorce:

Konstrukční konstrukce (5)

  Z vzorce (1) se vypočítá D = 1557,7 mm a po zaoblení se odebírá D = 1560 mm a vnitřní průměr D1 hydraulického válce je spojen s plunžrem.

  Vztahuje se k mezery Δt vnitřní stěny válce a je výhodné, aby se podle zkušenosti Δt.

Konstrukční konstrukce (6)

  Podle výše uvedeného vzorce (2) je vnitřní průměr D1 hydraulického válce stanoven na 1590 mm. Podle empirického vzorce je vnější průměr vnějšího hydraulického válce D2:

Konstrukční konstrukce (7)

  [σ] vezmeme 120 MPa, podle výše uvedeného vzorce (2) zjistíme, že vnější průměr D2 hydraulického válce je 2153 mm a podle vzorce:

Konstrukční konstrukce (8)

  r1 --- Vnitřní poloměr válce (mm)

  r2 --- Vnější poloměr hydraulického válce (mm)

  Vypočteno rovnicí (4), r2 = 1076,5 mm, vzít D2 = 2 * r2 = 2250 mm.

Tloušťka dna válce: t = (1,5 ~ 2) * (r2-r1) (5)

  Jmenovitý tlak čtyř pracovních válců na straně je 80 MPa. Podobně mohou být konstrukční parametry bočního pracovního válce předběžně získány následujícím způsobem:

Průměr plunžru D = 900 mm, Δt = 10 mm, vnitřní průměr hydraulického válce D1 = 920 mm, vnější průměr D2 = 1360 mm, tloušťka dna válce t = 300 mm.

  3. Numerická simulace a analýza výsledků pracovního válce

  V současné době používá většina hydraulických válců empirický algoritmus elastické mechaniky. Podle základních konstrukčních parametrů se základní konstrukční parametry určují s ohledem na příslušné údaje a pak na pevnostkontrola se provádí podle zjednodušeného mechanického modelu. Nicméně kvůli složité struktuře hydraulického válce je obtížné stanovit přesné mechanické a matematické modely, zejména při namáháníkoncentrační zóny. Pomocí metody konečných prvků pro výpočet hydraulického válce lze přesně stanovit rozložení napětí hydraulického válce a poté analyzovat racionálnost konstrukčního návrhu. Hlavnírozměry pracovního válce jsou znázorněny na obrázku 4.

Konstrukční konstrukce (9)

  3.1 Stanovení modelu konečných prvků

  3.1.1 Strukturální model a rozdělení jednotek

  Aby se výpočet pracovního válce přiblížil skutečnému stavu, jsou šest pracovních válců sestaveno s horním nosníkem podle aktuálních podmínek. Vzhledem k tomu, že deformacedolní paprsek má malý vliv na pracovní válec, model sloupku je zachycen na polovinu výšky.

  Typ mřížky pracovního válce je vybrán jako čtvercová jednotka C3D4 a detaily spodního filmu válce, přívodu oleje a závitového otvoru jsou zaoblené a rozdělené. Čtyři boční válce jsou rozděleny na 940 000jednotky a střední 2 Hlavní válce jsou rozděleny na 1,2 milionu jednotek.

  3.1.2 Hraniční podmínky

  (1) Na vnitřní stěnu pracovního válce se aplikuje rovnoměrný tlak 31,5 MPa a tlak kapaliny se rozdělí pod vnitřní stěnu pracovního válce.

  (2) Koeficient tření μ je nastaven na 0,1 a typ styku je zvolen jako standardní kontakt na povrchu.

  (3) Nastavte vlastnosti materiálu pracovního válce: Poissonův poměr λ je 0,3 a pružný modul E je 206,000 MPa.

  (4) Páčka horního bloku paprsku je předtím utažena: φ200mm (10 kusů), jediná předběžná síla je nastavena na 4000kN a režim předběžného utažení přijímá zatížení šroubem.

  (5) Předběžné utažení tyče sloupku: Předpínací síla by měla být mírná a předběžná síla zničí spojovací tyč; naopak, kontaktní část paprsku a sloupku se otevře kvůli předběžnému zpracování,utahovací síla je příliš malá. Celkové předpětí je považováno za 1,4násobek jmenovitého tlaku, je vhodnější 280MN. Mezi nimi je jedno předpětí o 10 φ400mm oje nastaveno na 17500kN; jediné předpětí 12 o 320 mm ojeje nastavena na 11200kN; metoda předběžného nabití používá zatížení šroubem.

(6) Okrajový stav pevného úseku je aplikován na střední část sloupku.

  Jeho numerický model je zobrazen na obrázku 5:

Konstrukční konstrukce (10)

  3.2 Výsledky simulace a analýza

  Po výpočtu číselného modelu pracovního válce se pozoruje a analyzuje ekvivalentní stresový oblak pracovního válce.

  3.2.1 Výsledky simulace a analýza mezilehlého hlavního pracovního válce

  Hlavní pracovní válec je odříznut, aby byl dodržen vnitřní a vnější rozložení pracovního válce. Ekvivalentní schéma oblačnosti hlavního pracovního válce je znázorněno na obrázku 6:

Konstrukční konstrukce (11)

  Analýza ekvivalentního oblaku rozložení napětí hlavního pracovního válce ukazuje následující výsledky:

  (1) Průměrná hodnota rovnoměrného rozložení napětí v blízkosti vnitřního plnicího otvoru pracovního válce je nejvyšší mezi 105 a 120 MPa. Nejvyšší bod ekvivalentního napětí je 119MP a pozice je navnitřní stěna pracovního válce v blízkosti spodní části portu pro plnění kapaliny.

  (2) Ekvivalentní hodnota napětí vnitřní stěny válcového válcového dílu silné stěny pracovního válce je poměrně vysoká a rovnoměrné rozložení napětí je relativně rovnoměrné v rozmezí 95 až 115 MPa.

  (3) Ekvivalentní hodnota napětí na spodní straně pracovního válce je relativně nízká, mezi 68 a 85 MPa.

  (4) Vnější stěna válcového válcového dílu silné stěny pracovního válce má nejnižší ekvivalentní hodnotu namáhání a maximální hodnota ekvivalentního namáhání je pouze 60MP.

  Číselné výsledky ukazují, že největší ekvivalentní napětí hlavního pracovního válce probíhá v blízkosti plnicího otvoru vnitřní stěny kapaliny, je hodnota 119 MPa a ocelový materiál válcového materiálu válce 35 má výtěžekpevnost 240 MPa po tepelném zpracování a jeho bezpečnostní faktor je větší než 2. Dá se dále prokázat, že pevnost hlavního pracovního válce splňuje konstrukční požadavky.

  3.2.2 Výsledky simulace bočního pracovního válce

  Obrázek 7 ukazuje ekvivalentní stresový oblak postranního válce.

Konstrukční konstrukce (12)

  Provede se analýza ekvivalentního oblaku rozložení napětí bočního pracovního válce a získají se následující výsledky:

  (1) Maximální ekvivalentní napětí se vytváří v blízkosti portu pro plnění kapaliny a jeho ekvivalentní napětí je 129,5 MPa.

  (2) Rovnoměrné rozložení napětí tlustostěnné válcové části vnitřní stěny válce je relativně rovnoměrné a hodnota rovnocenného namáhání je vyšší a ekvivalentní hodnota napětí je 85 ~ 110 MPa.

  (3) Vnitřní stěna bočního pracovního válce a vnější plocha válce mají rovnoměrné rozložení napětí a ekvivalentní napětí je nízké a ekvivalentní hodnota napětí je většinou nižší než 75 MPa.

  Materiál bočního pracovního válce je vyroben z oceli 35. Po tepelném zpracování je mez kluzu 240 MPa. Číselné výsledky výpočtů ukazují, že maximální ekvivalentní napětí bočního pracovního válce je 130 MPa a bezpečnostfaktor je vypočítán jako 1,85. Proto pevnost bočního pracovního válce splňuje konstrukční požadavky.

4. Závěr

  V tomto článku se tradiční konstrukční teorie hydraulického lisu používá pro výpočet pracovní válce 200 MN kovacího hydraulického lisu výpočtem vzorce. Poté se model ABAQUS pro analýzu konečných prvků používá k modelovánísestava pracovního válce ve třech rozměrech a slouží k výpočtu statické výpočty konečných prvků. Analýzou rovnocenného namáhání výsledků simulace pracovního válce, síly pracovní sílyválec splňuje požadavky na konstrukci, což dále dokazuje, že výpočet výsledku tradičního vzorce je správný a proveditelný v konstrukční specifikaci pracovního válce hydraulického válce.

Komentáře

Podpěra, podpora

Get A Quote

Domov

autorská práva2021 Nanjing Harsle Machine Tool Co. Ltd. Všechna práva vyhrazena.