折彎?rùn)C(jī)油缸缸底斷裂脫落原因分析及解決措施

嵇寬斌，夏衛(wèi)明

（江蘇國(guó)力鍛壓機(jī)床有限公司，江蘇 揚(yáng)州 225127）

折彎?rùn)C(jī)油缸缸底斷裂脫落原因分析及解決措施

嵇寬斌，夏衛(wèi)明

（江蘇國(guó)力鍛壓機(jī)床有限公司，江蘇 揚(yáng)州 225127）

對(duì)某折彎?rùn)C(jī)油缸缸底斷裂脫落原因進(jìn)行分析，得出充液閥關(guān)閉時(shí)過(guò)大液壓沖擊力持續(xù)高速對(duì)缸底打擊造成缸底斷裂脫落這一結(jié)論。根據(jù)分析結(jié)果制定了降低充液閥關(guān)閉壓力和更換阻尼以減小流量輸入兩項(xiàng)主要措施，并最終解決了問(wèn)題。

折彎?rùn)C(jī)；油缸；缸底；斷裂；充液閥

某折彎?rùn)C(jī)使用數(shù)月后發(fā)現(xiàn)缸底斷裂脫落，油缸缸底出現(xiàn)脫落的同時(shí)充液閥也出現(xiàn)斷裂。油缸缸底脫落件如圖1所示，充液閥損壞情況如圖2所示。折彎?rùn)C(jī)工作中可以明顯感覺(jué)到充液閥關(guān)閉的沖擊震動(dòng)和金屬敲擊聲。

圖1 折彎?rùn)C(jī)油缸缸底斷裂脫落件

1 缸底強(qiáng)度分析

如圖3所示為折彎?rùn)C(jī)油缸缸底部分結(jié)構(gòu)及主要尺寸，圖4是充液閥結(jié)構(gòu)及主要尺寸。充液閥安裝于缸底的?105H8的孔中,通過(guò)蓋板壓緊，蓋板與缸底通過(guò)螺釘連接，蓋板上開(kāi)有進(jìn)油孔道。該充液閥為常開(kāi)型結(jié)構(gòu)，其中A口為充液孔（?63孔），通過(guò)閥座外圈的環(huán)形空間與油缸充液孔相通，B口通過(guò)缸底的 孔與油缸連通。X口為液控口，X口壓力油推動(dòng)閥芯運(yùn)動(dòng)，使得閥芯的錐面與閥座錐面配合實(shí)現(xiàn)密封，由于閥芯的直徑大于錐面孔的直徑，使得閥芯在控制油壓下關(guān)閉，其壓力控制比：

圖2 充液閥閥座斷裂

圖3 折彎?rùn)C(jī)油缸缸底結(jié)構(gòu)和尺寸

圖4 充液閥結(jié)構(gòu)和主要尺寸

1.1 缸底脫落的剪切力

要使缸底完全脫落，可按剪切力計(jì)算：

式中：D——充液閥安裝孔直徑；

t——缸底厚度，；

Rm——油缸的材料抗拉強(qiáng)度，Rm≈450MPa。

則可得：F≈1780KN

即要使缸底完全脫落，需要1780kN的力。

按充液閥閥芯直徑計(jì)算閥芯的靜載：

式中：P——液壓系統(tǒng)最大壓力，P=20MPa；

d——閥芯直徑，d=?66mm。

代入數(shù)據(jù)得：F1=68kN

即閥芯的靜載力F1?F，不是造成缸底脫落的主要原因。

1.2 按沖量定理

剛體之間的碰撞時(shí)間：Δt=0.01～0.1s

閥芯的質(zhì)量：M=1kg

閥芯運(yùn)動(dòng)速度：

式中：q——泵排量，q=80ml/r；

n——電機(jī)轉(zhuǎn)速，n=1750r/min；

D1——閥芯直徑；

d1——彈簧桿直徑。

代入數(shù)據(jù)得：V=682mm/s。

充液閥數(shù)量為2只，由于充液閥閥芯運(yùn)動(dòng)阻力有大小，兩只油缸的充液閥運(yùn)動(dòng)有先后，因此按泵的全流量推動(dòng)一只充液閥閥芯計(jì)算，V=682mm/s。則按（3）式：

可知：F2?F,即閥芯的質(zhì)量也不是造成油缸缸底斷裂的原因。

1.3 液壓力的沖擊

液體推動(dòng)閥芯后，關(guān)閉閥芯的液壓力：

該液壓力通過(guò)充液閥閥座傳遞給缸底。閥芯關(guān)閉后，油液的作用面為整個(gè)閥座最大外徑，該持續(xù)推力可等效視為物體的質(zhì)量M。

因此可得：M=F3≈173kN=17300kg

按式（3）沖量定理得：

在惡劣工況下，該沖擊力F4與剪切力F比較接近，剛體之間碰撞時(shí)間越小，則該液壓沖擊力越大。該力雖然小于剪切力，但在惡劣工況下，安全系數(shù)較低（s=1780/1179=1.5）。

因此造成缸底脫落的主要原因是：控制油壓力和閥芯運(yùn)動(dòng)速度。由于閥芯的液壓力不斷以高速打擊缸底，缸底偏薄，孔底為直角結(jié)構(gòu)，存在應(yīng)力集中，液壓沖擊力對(duì)孔底直角處產(chǎn)生的應(yīng)力集中大于材料斷裂強(qiáng)度，在缸底的直角處產(chǎn)生裂紋，直至完全斷裂脫落。

從缸底脫落件也可以看出，缸底在液壓沖擊的高速打擊下，已經(jīng)完全變形，由平面變成碗底一樣的形狀，可見(jiàn)缸底的彎曲變形也很大。

2 液壓系統(tǒng)工況分析

下文結(jié)合液壓原理做進(jìn)一步分析。泵源閥塊液壓原理如圖5所示，其中P口為進(jìn)油口，T口為回油口，P2口接主缸閥塊，E1口接充液閥控制口X，F(xiàn)1為壓力閥，設(shè)置泵口最大工作壓力為20MPa，F(xiàn)2為比例壓力閥，通過(guò)比例電磁鐵1Y1設(shè)置系統(tǒng)工作壓力。

圖5 泵源閥塊液壓原理

充液閥的控制程序中設(shè)置的是電磁鐵1Y1和1Y2同時(shí)得電，F(xiàn)2建高壓，充液閥閥芯關(guān)閉壓力為高壓，此時(shí)電磁閥1Y2前封有阻尼n1（?1.2mm）。按薄壁小孔計(jì)算該阻尼在20MPa下的通流流量[1]。

式中：Cd——小孔流量系數(shù)，Cd=0.7；

A——小孔通流面積；

ρ——液壓油密度，ρ=900Kg/m3；

ΔΡ——壓差，ΔΡ=20MPa。

可得：Q=148L/min

泵的流量：Q′=ηqn=0.9×80×1.75=126L/min

η——齒輪泵的容積效率。

可知：Q＞Q′，即在20MPa的高壓下，齒輪泵泵輸出的流量可完全通過(guò)?1.2mm的阻尼小孔，此時(shí)流速很高。

因此，要解決充液閥對(duì)油缸缸底的沖擊力，必須要降低充液閥的關(guān)閉壓力和流量。

3 解決措施

（1）修改PLC控制程序，使得比例電磁閥1Y1與電磁鐵1Y2同時(shí)得電，但1Y1控制比例壓力閥的壓力不是一下子設(shè)定到20MPa，而是先設(shè)置5MPa左右時(shí)間約為0.4s，使得充液閥在低壓下完全關(guān)閉后，系統(tǒng)壓力再升至高壓。這樣可將充液閥閥芯對(duì)缸底的液壓沖擊力降低約4倍。

（2）降低充液閥閥芯的運(yùn)動(dòng)速度，控制在v=80mm/s，又可將F4降低8.5倍。閥芯運(yùn)動(dòng)距離為25mm，按此速度計(jì)算，關(guān)閉時(shí)間約為0.31s。按式（6）變換反推可選擇合適的阻尼n1。

代入數(shù)據(jù)可得：d′=0.79mm。

所以，可以選擇阻尼n1的通徑為?0.8mm。

（3）油缸缸底的厚度偏小，且孔底為直角，存在應(yīng)力集中現(xiàn)象。按靜強(qiáng)度計(jì)算強(qiáng)度是足夠的，但油缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)還應(yīng)考慮動(dòng)態(tài)沖擊下的惡劣工況。因此油缸缸底厚度應(yīng)適當(dāng)加大到20mm，同時(shí)充液閥安裝孔孔底設(shè)置圓角，充液閥閥座倒角。

4 結(jié)論

通過(guò)上述（1）、（2）兩項(xiàng)措施，可將充液閥的液壓沖擊力降低約34倍，經(jīng)過(guò)修改控制程序，更換阻尼、油缸和充液閥后，充液閥關(guān)閉時(shí)的沖擊振動(dòng)聲音顯著減小。該折彎?rùn)C(jī)使用數(shù)月后，拆檢故障部位，未見(jiàn)損壞痕跡與變形，不會(huì)再出現(xiàn)缸底斷裂脫落現(xiàn)象。該項(xiàng)措施投入極小，但效果相當(dāng)好。

[1]左健民.液壓與氣壓傳動(dòng)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004.

[2]李 毅，朱鵬霄，陳 波.油缸活塞桿斷裂失效分析[J].理化檢驗(yàn)：物理分冊(cè)，2015，51（11）.

[3]夏衛(wèi)明，嵇寬斌，潘世宏.液壓擺式剪板機(jī)主油缸活塞桿側(cè)推力有限元分析[J].鍛壓裝備與制造技術(shù)，2009，44（5）.

[4]魏征宇.充液閥失效分析[J].鍛壓裝備與制造技術(shù)，2006，41（4）.

Reason analysis and solution of fracture loss for cylinder bottom in press brake

JI Kuanbin,XIA Weiming
（Jiangsu Guoli Forging Machine Tool Co.,Ltd.,Yangzhou 225009,Jiangsu China）

The reason for fracture loss of cylinder bottom in some press brake has been analyzed in the text.It is concluded that the reason is the continuous hitting of excessive hydraulic impact force to the cylinder bottom when the suction valve closed.According to the above reason,two main measures including reduction of suction valve closing pressure and input liquid flow by changing damper have been defined.Finally,the problem has been solved.

Press brake;Hydraulic cylinder;Cylinder bottom;Fracture;Suction valve

TG315.5+4

B

10.16316/j.issn.1672-0121.2017.03.009

1672-0121（2017）03-0038-03

2016-12-24；

2017-02-25

嵇寬斌（1968-），男，高級(jí)工程師，從事液壓機(jī)研發(fā)設(shè)計(jì)。E-mail：xiaweiming2000@aliyun.com