(廣西現(xiàn)代職業(yè)技術(shù)學(xué)院機(jī)電工程系， 廣西河池 547000)

引言

氣液增壓式打刀缸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低，普遍應(yīng)用于經(jīng)濟(jì)型數(shù)控機(jī)床，但因其結(jié)構(gòu)和受力特點(diǎn)，致使活塞易斷裂，故障率高，影響機(jī)床可靠性。下面通過(guò)力學(xué)計(jì)算和有限元分析來(lái)探究活塞斷裂原因。

1 氣液增壓式打刀缸及夾刀裝置工作原理

如圖1所示，氣液增壓式打刀缸由氣缸和油缸組成。氣壓p作用于A面驅(qū)動(dòng)活塞，經(jīng)凸臺(tái)將作用力傳遞給活塞桿，由活塞桿作用于壓力油D面形成油壓；忽略油重時(shí)，C面與D面油壓相同，但C面比D面面積大5倍，由式(1)可知，油壓作用力F比氣壓作用力增大5倍，實(shí)現(xiàn)增壓目的[1-2]。

(1)

式中,F為油壓作用力；SA，SC，SD分別為A面、C面、D面的面積。

如圖2所示，拉桿上接打刀缸，下接拉刀夾爪，中間安裝碟形彈簧，型號(hào)為：A 31.5 GB/T 1972，共78個(gè)，對(duì)合安裝[3]。氣壓作用于A面，使油缸力大于螺旋彈簧和蝶形彈簧組(下稱兩彈簧)的彈力之和時(shí)，拉桿及拉刀夾爪下移至主軸內(nèi)孔徑寬處，此時(shí)，可安裝或拆除刀具，當(dāng)氣壓力作用于B面，活塞上移，釋放油缸，系統(tǒng)在兩彈簧作用下復(fù)位，刀具夾緊[4]。

2 活塞斷裂機(jī)理分析

斷裂部位處于活塞凸臺(tái)根部，斷裂截面呈45°傾斜，切口向上，符合剪切破壞特征，可推斷活塞受F1，F(xiàn)2的剪切作用而破壞，如圖3所示。由剪切強(qiáng)度條件可知，當(dāng)作用于活塞的切應(yīng)力大于材料的許用切應(yīng)力時(shí)，活塞被剪切斷[5]，即：

圖1 氣液增壓式打刀缸裝配圖

圖2 夾刀裝置裝配圖

圖3 活塞斷裂時(shí)受力示意圖

(2)

式中，τ為作用于活塞的切應(yīng)力；F為剪力；S為剪切面面積； [τ]為材料的許用切應(yīng)力。

其中，S取決于活塞尺寸，[τ]取決于活塞材料，二者為常量，因而只需確定剪力F，便可判斷活塞斷裂危險(xiǎn)工況。

3 活塞斷裂實(shí)例分析

3.1 故障診斷

(1) 故障現(xiàn)象：換刀時(shí)，聽(tīng)到氣流聲，但刀具無(wú)法松開(kāi)。

(2) 檢測(cè)機(jī)床：經(jīng)詢問(wèn)，故障發(fā)生前機(jī)床的加工條件及操作人員無(wú)變化，且未經(jīng)任何維修；經(jīng)檢查，機(jī)床工作氣壓正常p=0.6 MPa，氣路完好無(wú)泄漏，打刀缸外觀完好，無(wú)撞擊、變形等現(xiàn)象，但拆開(kāi)后發(fā)現(xiàn)，氣缸內(nèi)環(huán)形橡膠彈簧(下稱膠簧)已碎裂，活塞凸臺(tái)根部斷裂，油缸密封圈斷裂，泄漏現(xiàn)象明顯，油缸內(nèi)壓力油也已耗盡；采用光譜法檢測(cè)活塞材料為2A12[6]；換刀系統(tǒng)相關(guān)參數(shù)見(jiàn)表1所示[7]。

表1 打刀缸動(dòng)力計(jì)算主要參數(shù)

(3) 診斷分析：檢查發(fā)現(xiàn)除了打刀缸泄漏外，其他正常，因而可假定活塞斷裂故障由泄漏引起。氣壓力作用于活塞A面，活塞及活塞桿(下稱活塞組件)下移，觸及壓力油并驅(qū)動(dòng)油缸下移，壓力油隨即外泄，當(dāng)氣壓作用力與兩彈簧合力平衡時(shí)，油缸停止下移，但因壓力油外泄，缸內(nèi)油壓下降，活塞組件將繼續(xù)下移直至活塞運(yùn)動(dòng)到氣缸下限為止；當(dāng)釋放換刀開(kāi)關(guān)時(shí)，氣壓力作用于活塞B面驅(qū)動(dòng)活塞組件快速上升，沖擊膠簧使之破碎，隨后因慣性作用繼續(xù)上升，直到撞上汽缸蓋而停止，而此時(shí)，活塞桿的慣性力沖擊活塞凸臺(tái)，造成根部破裂[8]。

3.2 活塞斷裂受力分析

1) 油缸下降位移

活塞下移時(shí)，同時(shí)受氣壓力和兩彈簧合力作用，氣壓力恒定，而兩彈簧合力隨彈簧的變形量增大而增大，設(shè)氣壓作用力和兩彈簧合力平衡時(shí)，油缸下移的距離為Δx，因活塞組件重力遠(yuǎn)小于氣壓力，故可忽略，則：

(3)

式中，p為系統(tǒng)氣壓力；η為氣壓效率，查表得η=0.8。

2) 活塞組件上升動(dòng)能

因壓力油泄漏導(dǎo)致活塞桿外無(wú)油密封，油缸內(nèi)外無(wú)明顯壓差，因而活塞組件上升時(shí)所受阻尼可忽略；為簡(jiǎn)化計(jì)算過(guò)程，假設(shè)活塞組件上升運(yùn)動(dòng)與油缸復(fù)位運(yùn)動(dòng)相互獨(dú)立，當(dāng)油缸復(fù)位至上限壓住開(kāi)關(guān)并切斷壓力氣體輸入，此時(shí)活塞組件上升位移的最小值為Δx，則活塞組件動(dòng)能最小值為[9]：

Ek=pSBηΔx=13 J

(4)

氣壓消失后，活塞組件慣性上升并撞擊膠簧。

3) 膠簧受力計(jì)算

當(dāng)膠簧承受動(dòng)載荷壓縮時(shí)，其許用應(yīng)力[σ]=1.0 MPa，則膠簧最大承載力為：

pmax=[σ]×SJ=3043 N

(5)

式中，SJ為膠簧受力面面積?？汕蟮媚z簧允許的最大變形量為[7]：

=6.2 mm

(6)

式中,G為膠簧剪切彈性模量，查表得G=1.4 MPa。可求得膠簧最大彈性勢(shì)能為：

(7)

可見(jiàn)，Ek>Tmax，導(dǎo)致膠簧被壓碎。此后，活塞組件剩余的動(dòng)能為：

Eky=Ek-Tmax=3.6 J

(8)

4) 活塞桿沖擊力計(jì)算

活塞組件繼續(xù)上升并撞擊氣缸蓋，導(dǎo)致活塞被迫停止，而活塞桿因慣性保持上升趨勢(shì)，對(duì)活塞凸臺(tái)造成沖擊，沖擊力為：

(9)

式中,Ekg為活塞桿的動(dòng)能，按質(zhì)量占比可求得Ekg=2.65 J；E為活塞材料彈性模量，取E=70 GPa；h1為活塞凸臺(tái)厚度。

5) 剪應(yīng)力計(jì)算

根據(jù)式(2)算出活塞凸臺(tái)根部所受剪應(yīng)力為τ，大于活塞材料2A12的許用剪應(yīng)力為[τ]=234 MPa，最終將活塞撞擊斷裂。

(10)

3.3 有限元結(jié)構(gòu)靜力分析

采用Solidworks進(jìn)行三維造型，忽略孔、圓角等小尺寸結(jié)構(gòu)。再利用Workbench進(jìn)行有限元分析，網(wǎng)格劃分時(shí)，將單元尺寸設(shè)為1 mm，平滑迭代次數(shù)設(shè)為高，關(guān)聯(lián)性設(shè)為最佳，其余默認(rèn)；在凸臺(tái)底部施加向上力95 kN，在活塞外圓周施加圓柱面約束，在活塞上表面施加只有壓縮的約束，如圖4所示；后處理結(jié)果指定最大剪應(yīng)力和等效應(yīng)力，云圖如圖5、圖6所示，最大剪切應(yīng)力為523 MPa，等效應(yīng)力最大為936 MPa，最大值均處在活塞凸臺(tái)根部[10]。最大剪應(yīng)力與上述剪應(yīng)力計(jì)算結(jié)果相差不大，說(shuō)明力學(xué)分析結(jié)果基本正確，最大等效應(yīng)力是材料許用應(yīng)力的4倍，進(jìn)一步證實(shí)活塞是受到活塞桿撞擊而破裂的推斷。

圖4 載荷及約束施加

圖5 等效應(yīng)力云圖

圖6 最大剪應(yīng)力云圖

4 結(jié)論

活塞斷裂直接原因是油缸密封圈斷裂導(dǎo)致壓力油泄漏耗盡，根本原因是打刀缸存在設(shè)計(jì)缺陷：

(1) 膠簧選用不合理，應(yīng)選擇硬度低，吸能好的膠簧；

(2) 活塞結(jié)構(gòu)尺寸不合理，活塞凸臺(tái)根部是寬1 mm、 厚2 mm的圓環(huán)，抗沖能力差；

(3) 氣缸裝配設(shè)計(jì)不合理，汽缸蓋凸緣應(yīng)套在缸筒外，以避免阻擋活塞上升；

(4) 壓力油補(bǔ)償系統(tǒng)設(shè)計(jì)不合理，因油杯安裝在機(jī)床外殼內(nèi)，且缺少監(jiān)測(cè)裝置，無(wú)法實(shí)時(shí)監(jiān)控液面變化。