打刀缸活塞断裂故障的原因分析

2019-06-17

液压与气动 2019年6期

(广西现代职业技术学院机电工程系，广西河池 547000)

引言

气液增压式打刀缸结构简单，成本低，普遍应用于经济型数控机床，但因其结构和受力特点，致使活塞易断裂，故障率高，影响机床可靠性。下面通过力学计算和有限元分析来探究活塞断裂原因。

1 气液增压式打刀缸及夹刀装置工作原理

如图1所示，气液增压式打刀缸由气缸和油缸组成。气压p作用于A面驱动活塞，经凸台将作用力传递给活塞杆，由活塞杆作用于压力油D面形成油压；忽略油重时，C面与D面油压相同，但C面比D面面积大5倍，由式(1)可知，油压作用力F比气压作用力增大5倍，实现增压目的[1-2]。

(1)

式中,F为油压作用力；SA，SC，SD分别为A面、C面、D面的面积。

如图2所示，拉杆上接打刀缸，下接拉刀夹爪，中间安装碟形弹簧，型号为：A 31.5 GB/T 1972，共78个，对合安装[3]。气压作用于A面，使油缸力大于螺旋弹簧和蝶形弹簧组(下称两弹簧)的弹力之和时，拉杆及拉刀夹爪下移至主轴内孔径宽处，此时，可安装或拆除刀具，当气压力作用于B面，活塞上移，释放油缸，系统在两弹簧作用下复位，刀具夹紧[4]。

2 活塞断裂机理分析

断裂部位处于活塞凸台根部，断裂截面呈45°倾斜，切口向上，符合剪切破坏特征，可推断活塞受F1，F2的剪切作用而破坏，如图3所示。由剪切强度条件可知，当作用于活塞的切应力大于材料的许用切应力时，活塞被剪切断[5]，即：

图1 气液增压式打刀缸装配图

图2 夹刀装置装配图

图3 活塞断裂时受力示意图

(2)

式中，τ为作用于活塞的切应力；F为剪力；S为剪切面面积； [τ]为材料的许用切应力。

其中，S取决于活塞尺寸，[τ]取决于活塞材料，二者为常量，因而只需确定剪力F，便可判断活塞断裂危险工况。

3 活塞断裂实例分析

3.1 故障诊断

(1) 故障现象：换刀时，听到气流声，但刀具无法松开。

(2) 检测机床：经询问，故障发生前机床的加工条件及操作人员无变化，且未经任何维修；经检查，机床工作气压正常p=0.6 MPa，气路完好无泄漏，打刀缸外观完好，无撞击、变形等现象，但拆开后发现，气缸内环形橡胶弹簧(下称胶簧)已碎裂，活塞凸台根部断裂，油缸密封圈断裂，泄漏现象明显，油缸内压力油也已耗尽；采用光谱法检测活塞材料为2A12[6]；换刀系统相关参数见表1所示[7]。

表1 打刀缸动力计算主要参数

(3) 诊断分析：检查发现除了打刀缸泄漏外，其他正常，因而可假定活塞断裂故障由泄漏引起。气压力作用于活塞A面，活塞及活塞杆(下称活塞组件)下移，触及压力油并驱动油缸下移，压力油随即外泄，当气压作用力与两弹簧合力平衡时，油缸停止下移，但因压力油外泄，缸内油压下降，活塞组件将继续下移直至活塞运动到气缸下限为止；当释放换刀开关时，气压力作用于活塞B面驱动活塞组件快速上升，冲击胶簧使之破碎，随后因惯性作用继续上升，直到撞上汽缸盖而停止，而此时，活塞杆的惯性力冲击活塞凸台，造成根部破裂[8]。

3.2 活塞断裂受力分析

1) 油缸下降位移

活塞下移时，同时受气压力和两弹簧合力作用，气压力恒定，而两弹簧合力随弹簧的变形量增大而增大，设气压作用力和两弹簧合力平衡时，油缸下移的距离为Δx，因活塞组件重力远小于气压力，故可忽略，则：

(3)

式中，p为系统气压力；η为气压效率，查表得η=0.8。

2) 活塞组件上升动能

因压力油泄漏导致活塞杆外无油密封，油缸内外无明显压差，因而活塞组件上升时所受阻尼可忽略；为简化计算过程，假设活塞组件上升运动与油缸复位运动相互独立，当油缸复位至上限压住开关并切断压力气体输入，此时活塞组件上升位移的最小值为Δx，则活塞组件动能最小值为[9]：

Ek=pSBηΔx=13 J

(4)

气压消失后，活塞组件惯性上升并撞击胶簧。

3) 胶簧受力计算

当胶簧承受动载荷压缩时，其许用应力[σ]=1.0 MPa，则胶簧最大承载力为：

pmax=[σ]×SJ=3043 N

(5)

式中，SJ为胶簧受力面面积。可求得胶簧允许的最大变形量为[7]：

=6.2 mm

(6)

式中,G为胶簧剪切弹性模量，查表得G=1.4 MPa。可求得胶簧最大弹性势能为：

(7)

可见，Ek>Tmax，导致胶簧被压碎。此后，活塞组件剩余的动能为：

Eky=Ek-Tmax=3.6 J

(8)

4) 活塞杆冲击力计算

活塞组件继续上升并撞击气缸盖，导致活塞被迫停止，而活塞杆因惯性保持上升趋势，对活塞凸台造成冲击，冲击力为：

(9)

式中,Ekg为活塞杆的动能，按质量占比可求得Ekg=2.65 J；E为活塞材料弹性模量，取E=70 GPa；h1为活塞凸台厚度。

5) 剪应力计算

根据式(2)算出活塞凸台根部所受剪应力为τ，大于活塞材料2A12的许用剪应力为[τ]=234 MPa，最终将活塞撞击断裂。

(10)

3.3 有限元结构静力分析

采用Solidworks进行三维造型，忽略孔、圆角等小尺寸结构。再利用Workbench进行有限元分析，网格划分时，将单元尺寸设为1 mm，平滑迭代次数设为高，关联性设为最佳，其余默认；在凸台底部施加向上力95 kN，在活塞外圆周施加圆柱面约束，在活塞上表面施加只有压缩的约束，如图4所示；后处理结果指定最大剪应力和等效应力，云图如图5、图6所示，最大剪切应力为523 MPa，等效应力最大为936 MPa，最大值均处在活塞凸台根部[10]。最大剪应力与上述剪应力计算结果相差不大，说明力学分析结果基本正确，最大等效应力是材料许用应力的4倍，进一步证实活塞是受到活塞杆撞击而破裂的推断。