Zobrazení:22 Autor:Editor webu Čas publikování: 2018-11-13 Původ:Stránky
Poté, co byl několik měsíců použit určitý ohybový stroj, bylo zjištěno, že se odlomila spodní část válce a spodní část válce spadla a také se rozbila plnicí ventil.
Spodní část válce je znázorněna na obrázku 1 a poškození plnicího ventilu je znázorněno na obrázku 2. Zvuk vibrací nárazu a kovový klepání plního ventilu lze jasně pociťovat během práce ohybu.
（1） pozitivní （2） Negativní
Obrázek 1—— Bájí se na spodní část válce na stroj
Obrázek 2— - Naplňte zlom sedadla ventilu
Obrázek 3 ukazuje strukturu a hlavní rozměry spodní části válce ohybového stroje. Obrázek 4 ukazuje strukturu a hlavní rozměry plnicího ventilu. Výplňový ventil je nainstalován v otvoru φ105H8 ve spodní části válce a je lisován krycí deskou. Krycí deska a spodní část válce jsou spojeny šrouby a v krycí desce se otevřela vstupní otvor oleje. Plnicí ventil je normálně otevřený typ struktury, kde je port A tekutý náplň (φ63 díra) a prstencový prostor vnějšího kroužku sedadla ventilu komunikuje s kapalným plnícím otvorem olejového válce a Port B komunikuje s olejovým válcem skrz otvor dna válce. Port X je hydraulický řídicí port a olej tlaku x port tlačí jádro ventilu k pohybu, takže povrch kužele jádra ventilu spolupracuje s povrchem zúžení sedadla ventilu, aby se dosáhlo těsnění. Vzhledem k tomu, že průměr jádra ventilu je větší než průměr obličeje kužele, je jádro ventilu uzavřeno pod tlakem kontrolního oleje, jeho poměr tlaku: I = 662/622 = 1,133
Obrázek 3— - Bending Struktura a velikost spodního stroje na stroj
Obrázek 4— - Struktura plnění ventilu a hlavní rozměry
1.1 Smyková síla ve spodní části válce
Pro úplné odstranění dna válce jej lze vypočítat podle smykové síly:
F = πdtrm （1）
D --—— Průměr plnicího otvoru plnicího ventilu;
t --—— Tloušťka spodní části válce,
RM --—— Pevnost v tahu materiálu válce, RM ≈ 450MPA
Takže: f ≈ 1780 kN
Proto, aby bylo možné zcela odstranit dno válce, je vyžadována síla 1780 kN.
Vypočítejte statické zatížení cívky podle průměru zástrčky ventilu:
F1 = PA = pπd2/4 （2）
P ——— Maximální tlak hydraulického systému, p = 20MPA
D——— Průměr ventilu, d = φ66mm
Nahrazení údajů: F1 = 68KN
To znamená, že statická síla zatížení F1 ≤ f jádra ventilu není hlavní příčinou dna válce.
1.2 Impulzní věta
F2*△ t = m*△ V (3)
Doba kolize mezi tuhými těly: △ t = 0,01 ~ 0,1 s
Kvalita cívky: M = 1 kg
Rychlost pohybu cívky:
V = 10*QN/60/π*[(D1/20) 2 - (D1/20) 2] (4)
q --—— posun čerpadla, q = 80ml/r;
n ——— Rychlost motoru, n = 1750r/min;
D1 ——— Průměr cívky;
D1 ——— Průměr prutové tyče.
Nahrazení dat: V = 682 mm/s
Počet plnicích ventilů kapaliny je 2, protože pohybový odpor ventilového těla plnicího ventilu je velký, pohyb plnicího ventilu obou válců má sekvenci, takže čerpací jádro jednoho plnícího ventilu se vypočítá podle. Úplný tok čerpadla, V = 682 mm/ s.
Pak podle vzorce (3):
F2 = m · △ v/△ t ≈ 6,8 ~ 68n
Lze vědět, že F2 ≤ F, tj. Kvalita cívky není příčinou zlomeniny dna válce.
1.3 Dopad hydraulického tlaku
Poté, co kapalina tlačí cívku, uzavřete hydraulický tlak cívky:
F3 = pπd2/4 (5)
Hydraulický tlak se přenáší na dno válce skrz sedadlo ventilu plnicího ventilu. Po uzavření cívky je aktivním povrchem oleje maximálním vnějším průměrem celého sedadla a kontinuální tah lze ekvivalentně považovat za hmotnost M objektu.
Proto lze získat: M = F3 ≈ 173KN = 17300 kg
Podle vzorce (3) Impulse Teorém:
F4 = 117KN ~ 1179KN
Za závažných podmínek je nárazová síla F4 blízko smykové síly F a čím menší je doba kolize mezi tuhými těly, tím větší je hydraulická nárazová síla. Ačkoli síla je menší než smyková síla, bezpečnostní faktor je nízký za závažných podmínek (S = 1780/1179 = 1,5).
Hlavní příčinou dna válce je proto kontrola tlaku oleje a rychlosti pohybu cívky. Protože hydraulický tlak jádra ventilu nepřetržitě zasáhne spodní část válce vysokou rychlostí, spodní část válce je tenká a spodní část otvoru je pravá struktura a je koncentrace napětí. Koncentrace napětí generovaná hydraulickou nárazovou silou v pravém úhlu dna díry je větší než lámací síla materiálu a pravý úhel ve spodní části válce. Trhliny se generují, dokud nejsou zcela rozbité.
Z dna válce je také vidět, že spodní část válce byla zcela deformována při vysokorychlostním dopadu hydraulického šoku a tvar dna válce se mění na stejný tvar jako spodní misky a ohybová deformace dna válce je také velká.
Další analýza se provádí ve spojení s hydraulickým principem níže. Hydraulický princip bloku zdrojového ventilu čerpadla je znázorněn na obrázku 5. Port P je vstupní port oleje, port T je návratový port oleje, port P2 je připojen k hlavnímu bloku ventilu válce, port E1 je připojen Na řídicí port plnicího ventilu X a F1 je tlakový ventil. Nastavte maximální pracovní tlak portu čerpadla na 20MPa, F2 je proporcionální tlakový ventil a nastavte pracovní tlak systému přes proporcionální elektromagnet 1Y1.
Obrázek 5—— Zdrojový ventil Blok Hydraulický princip
V kontrolním programu plnicího ventilu jsou elektromagnety 1Y1 a 1Y2 nabitý současně, F2 je postaven vysoký tlak a uzavírací tlak ventilu plního ventilu je vysoký tlak. V této době je solenoidový ventil 1Y2 utěsněn tlumením N1 (φ1,2 mm). Průtok tlumení při 20 MPa se vypočítá pomocí tenkostěnných otvorů.
CD ——— Koeficient toku malého otvoru, CD = 0,7
A——— Plocha malého otvoru
ρ --—— Hustota hydraulického oleje, ρ = 900 kg/m3
△ ρ ——— Difference Tlaw, △ ρ = 20MPA
Průtok čerpadla: Q '= ηqn = 0,9 × 80 × 1,75 = 126L / min
η --—— Účinnost objemu převodového čerpadla
Lze vědět, že q> q ', tj. Pod vysokým tlakem 20MPA může průtokový výstup převodového čerpadla zcela projít skrz tlumicí otvor φ1,2 mm a průtok je vysoký.
Proto, aby se vyřešila nárazová síla plnicího ventilu na dno válce, je nutné snížit závěrečný tlak a průtok plního ventilu.
(1) Upravte program řízení PLC tak, aby proporcionální solenoidový ventil 1Y1 a elektromagnet 1Y2 byly pod napětím zároveň, ale tlak proporcionálního tlakového ventilu 1Y1 není nastaven na 20 MPa v čase, ale v době, kdy je v době, ale čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je čas, ale čas na čas, ale v době, kdy je čas, ale čas na čas, ale v době, kdy je čas, ale čas na čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je v době, ale čas, ale v době, kdy je čas, ale v době, kdy je v době, ale čas, ale čas Nastavení asi 5 MPa je asi 0,4 s, takže poté, co je plnicí ventil zcela uzavřen při nízkém tlaku, je tlak systému zvýšen na vysoký tlak. Tím se snižuje hydraulický dopad cívky plnicího ventilu na dno válce přibližně čtyřikrát.
(2) Snižte rychlost pohybu zátku ventilu plnicího ventilu, ovládejte při V = 80 mm/s a snižte F4 8,5krát. Vzdálenost pohybu cívky je 25 mm. Vypočítaná při této rychlosti je doba uzavření asi 0,31 s. Inverzní tlumení může být vybráno podle rovnice (6) pro výběr vhodného tlumení N1.
Lze získat nahrazení údajů: D '= 0,79 mm.
Průměr tlumení N1 proto může být vybrán jako φ0,8 mm.
(3) Tloušťka dna válce je malá a spodní část otvoru je pravý úhel a je zde koncentrace napětí. Stačí výpočet pevnosti statickou silou, ale strukturální návrh válce by měl také zvážit drsné podmínky za dynamického dopadu. Tloušťka dna válce by proto měla být vhodně zvýšena na 20 mm a spodní část montážního otvoru plnicího ventilu je zaoblena a sedadlo plnicího ventilu je zkoseno.
Prostřednictvím výše uvedených dvou opatření (1) a (2) může být hydraulická nárazová síla plnicího ventilu snížena asi 34krát. Po upravení kontrolního programu jsou po tlumení uzavřeny nárazové vibrace plnicího ventilu, vyměněno válec a plnicí ventil. Zvuk je výrazně snížen. Po použití ohybového stroje po dobu několika měsíců je vadná část odstraněna, nejsou vidět žádné značky poškození a deformace a spodní část válce se nezlomí. Opatření bylo minimální, ale účinek byl docela dobrý.
Česky
Pусский
