Abstrakcyjny

Aby złagodzić problem niedoboru sprzętu w laboratoriach większości naszych wyższych uczelni, zainstalowano 30-tonowy prasa hydrauliczna Prasa została zaprojektowana, zbudowana i przetestowana z wykorzystaniem materiałów lokalnych. Główne parametry projektu obejmowały maksymalne obciążenie (300 kN), odległość, na jaką musi przemieścić się opór obciążenia (skok tłoka 150 mm), ciśnienie w układzie, powierzchnię cylindra (średnica tłoka = 100 mm) oraz natężenie przepływu cieczy roboczej. Główne elementy zaprojektowanej prasy obejmują układ cylindra i tłoka, ramę oraz układ hydrauliczny.

Wydajność maszyny została przetestowana przy obciążeniu 10 kN, uzyskanym za pomocą dwóch sprężyn ściskających o stałej wartości 9 N/mm, każda, ułożonych równolegle pomiędzy górną i dolną płytą. Śruba stalowa zamocowana do dolnej płyty prasy hydraulicznej jest poddawana dużym siłom udarowym. Śruba ta ma średnicę główną 14 mm i skok 2 mm.

Ma ona 300 mm długości, a nakrętka przenosi energię uderzenia wynoszącą 4500 N-mm. Zastosowana śruba jest pokazana na rysunku 1b. Gwint jest nacięty na całej średnicy 14 mm. Stosując zasady dfm zaprojektowano lepszą śrubę, która może zmniejszyć naprężenie powierzchni podstawy do 245 MPa ze standardowego naprężenia powierzchni podstawy wynoszącego 290 MPa. Pokaż obliczenia.

1. Wprowadzenie 

Rozwój inżynierii na przestrzeni lat polegał na poszukiwaniu coraz bardziej wydajnych i wygodnych sposobów pchania i ciągnięcia, obracania, pchania i kontrolowania obciążeń o ciężarze od kilku kilogramów do tysięcy ton. W tym celu powszechnie stosuje się prasy. 

Prasy, zgodnie z definicją Langego, to obrabiarki dociskowe. Można je podzielić na trzy główne kategorie: prasy hydrauliczne, które działają na zasadzie ciśnienia hydrostatycznego, prasy śrubowe, które wykorzystują śruby napędowe do przenoszenia mocy, oraz prasy mechaniczne, które wykorzystują kinematyczne połączenie elementów do przenoszenia mocy.

W prasie hydraulicznej generowanie, przenoszenie i wzmacnianie siły odbywa się za pomocą cieczy pod ciśnieniem. Układ cieczowy wykazuje właściwości ciała stałego i zapewnia bardzo pewny i sztywny nośnik przenoszenia i wzmacniania mocy. W prostym zastosowaniu, mniejszy tłok przenosi ciecz pod wysokim ciśnieniem do cylindra o większej powierzchni tłoka, zwiększając w ten sposób siłę. Zapewnia to łatwą transmisję dużej ilości energii przy praktycznie nieograniczonym wzmacnianiu siły. Charakteryzuje się również bardzo niskim efektem bezwładności.

Typowa prasa hydrauliczna składa się z pompy, która zapewnia siłę napędową cieczy, samej cieczy, która jest środkiem przenoszenia mocy przez rury i złącza hydrauliczne, urządzeń sterujących i silnika hydraulicznego, który zamienia energię hydrauliczną na użyteczną pracę w punkcie oporu obciążenia.

Głównymi zaletami pras hydraulicznych w porównaniu z innymi typami pras są: lepsza reakcja na zmiany ciśnienia wejściowego, możliwość precyzyjnej kontroli siły i ciśnienia oraz dostępność całej siły podczas całego skoku roboczego siłownika. Prasy hydrauliczne są preferowane, gdy wymagana jest bardzo duża siła nominalna.

Prasa hydrauliczna jest nieocenionym wyposażeniem w warsztacie i laboratoriach, zwłaszcza w procesach prasowania i odkształcania materiałów, np. w procesach obróbki plastycznej metali, oraz w badaniach wytrzymałościowych. W nigeryjskim warsztacie widać, że wszystkie tego typu maszyny są importowane. Dlatego też, celem jest zaprojektowanie i wyprodukowanie prasy, która będzie tania i napędzana hydraulicznie, z wykorzystaniem lokalnych materiałów. Pozwoli to nie tylko odzyskać straty w postaci dewiz, ale także podniesie poziom naszej lokalnej technologii w zakresie wykorzystania hydraulicznych układów przeniesienia napędu.

2. Metodologia projektowania

Układy hydrauliczne są projektowane w oparciu o cel. Głównym problemem, który należy rozwiązać podczas projektowania układu, jest przełożenie pożądanej wydajności układu na ciśnienie hydrauliczne w układzie.

Rys. 1. Schematyczny rysunek prasy hydraulicznej. Wydajność objętościowa i dopasowanie tych charakterystyk do dostępnego wejścia układu w celu podtrzymania jego działania.

Główne parametry projektu obejmowały maksymalne obciążenie (300 kN), odległość, jaką musi pokonać opór obciążenia (skok tłoka 150 mm), ciśnienie w układzie, powierzchnię cylindra (średnica tłoka = 100 mm) oraz natężenie przepływu cieczy roboczej. Krytyczne elementy wymagające zaprojektowania obejmowały cylinder hydrauliczny, ramę i układ hydrauliczny (rys. 1).

2.1.Projektowanie komponentów

● Siłownik hydrauliczny:

Siłowniki hydrauliczne mają konstrukcję rurową, w której tłok przesuwa się po wtłoczeniu do niego płynu hydraulicznego. Wymagania projektowe obejmują minimalną grubość ścianki cylindra, płytę pokrywy, grubość kołnierza oraz specyfikację i dobór liczby i rozmiarów śrub. Wymagana siła wyjściowa siłownika hydraulicznego oraz dostępne ciśnienie hydrauliczne determinują powierzchnię i średnicę cylindra oraz minimalną grubość ścianki.

● Płyta pokrywy końcowej cylindra: 

Grubość T, płyty pokrywy końcowej, która jest podparta na obwodzie śrubami i poddana ciśnieniu wewnętrznemu równomiernie rozłożonemu na powierzchni, jest podana w równaniu (2) Khurmi i Gupta (1997), jako: T = KD(P/δt) 1/2, (2) gdzie: D = Średnica płyty pokrywy końcowej (m), 0,1; K = Współczynnik zależny od materiału płyty, 0,4, z Khurmi i Gupta (1997); P = Wewnętrzne ciśnienie płynu (N/m2 ), 38,2; δt = Dopuszczalne naprężenie obliczeniowe materiału płyty pokrywy, 480 N/m2 ; z czego grubość płyty wyniosła 0,0118 m.

● Śruba:

Pokrywa cylindra może być zabezpieczona za pomocą śrub lub kołków. Możliwy układ mocowania pokrywy za pomocą śrub pokazano na rys. 2. Aby znaleźć prawidłowy rozmiar i liczbę śrub, n, do użycia, zastosowano następujące równanie (3) zaczerpnięte z Khurmi i Gupta (1997): (πDi 2 /4)P = (πdc 2 /4)δtbn, (3) gdzie; P = wewnętrzne ciśnienie płynu (N/m2); Di = wewnętrzna średnica cylindra (m); dc = średnica rdzenia śruby (m), 16 × 10-3 m; δtb = dopuszczalna wytrzymałość śruby na rozciąganie.

Jeśli znany jest rozmiar śruby, można obliczyć jej liczbę i odwrotnie. Jednakże, jeśli wartość n, jak uzyskano powyżej, jest nieparzysta lub stanowi ułamek, wówczas przyjmuje się kolejną większą liczbę parzystą. Obliczona liczba śrub wynosiła 3,108, stąd wybrano cztery śruby. Szczelność połączenia między cylindrem a płytą pokrywy końcowej zależy od podziałki obwodowej, Dp, śruby, która została obliczona jako 0,0191 m z równania (4): Dp = Di + 2t + 3Dc, (4) gdzie: t = grubość ścianki cylindra (m), 17 × 10-3.

● Kołnierz cylindra: 

Konstrukcja kołnierza cylindra ma zasadniczo na celu uzyskanie minimalnej grubości tf kołnierza, którą można określić na podstawie uwzględnienia zginania. Działają tu dwie siły: jedna wynikająca z ciśnienia płynu, a druga, która dąży do rozerwania kołnierza ze względu na uszczelnienie, któremu musi przeciwstawić się naprężenie wytwarzane w śrubach. Siła próbująca rozerwać kołnierz została obliczona na 58,72 kN z równania (5): F = (π/4)D1 2 P, (5), gdzie: D1 = zewnętrzna średnica uszczelnienia, 134 × 10-3 m.

● Określanie grubości kołnierza: 

Grubość kołnierza, tf, można obliczyć, uwzględniając zginanie kołnierza względem odcinka AA, na którym kołnierz jest najsłabszy pod względem zginania (rys. 3). Zginanie to jest spowodowane siłą dwóch śrub i ciśnieniem płynu wewnątrz cylindra.

Dlatego równanie (6) podaje grubość kołnierza wynoszącą 0,0528 m: tf = (6M)/(bδf), (6) gdzie: b = szerokość kołnierza w przekroju AA, 22,2×10-3 m; δf = naprężenie ścinające materiału kołnierza, 480 N/m2; M = wypadkowy moment zginający, 5144,78 Nm.

● Tłok: 

Wymagany rozmiar kolumny tłoczyska konieczny do utrzymania obciążenia i wyrównania z linią środkową otworu cylindra zależy od wytrzymałości materiału tłoczyska, siły przyłożonej do kolumny tłoczyska podczas ściskania, miejsca zamontowania samego cylindra i skoku, na który ma być przyłożone obciążenie.

Procedurę obliczania rozmiaru kolumny tłoczyska i długości cylindra w warunkach nacisku końcowego zrealizowano, stosując procedurę zaproponowaną przez Sullivana. Dzięki temu rozmiar tłoczyska o średnicy nie mniejszej niż 0,09 m uznano za odpowiedni dla danego projektu.

● Wybór uszczelek: 

Uszczelnienia służą do zapobiegania wewnętrznym i zewnętrznym wyciekom w układzie w zmiennych warunkach ciśnienia i prędkości. Dobór uszczelnienia statycznego opiera się na zasadzie rowka i pierścienia uszczelniającego. Wymiar rowka jest obliczany tak, aby wybrany pierścień uszczelniający typu oring był ściskany w jednym kierunku o 15-30% i równy 70-80% średnicy przekroju poprzecznego. Problemem przy doborze uszczelnienia statycznego jest określenie rowka w taki sposób, aby pierścień uszczelniający typu o-ring mógł być ściskany w jednym kierunku i rozprężany w drugim. Dlatego dla uszczelnienia wybrano rowek o wymiarach 4 mm × 3 mm. 

2.2.Konstrukcja ramy 

Rama zapewnia punkty montażowe i utrzymuje właściwe położenie względem siebie zamontowanych na niej jednostek i części przez cały okres eksploatacji, w określonych warunkach pracy. Zapewnia również ogólną sztywność maszyny (Acherkan 1973). Projekt uwzględnia bezpośrednie naprężenie działające na słupy. Pozostałe elementy ramy, takie jak płyty dociskowe (jak w naszym przypadku), poddawane są prostym naprężeniom zginającym. 

● Płyta: 

Górna i dolna płyta zapewniają bezpośredni kontakt z ściskanym obiektem. W związku z tym są one poddawane czystemu naprężeniu zginającemu, wynikającemu z działania równej i przeciwnej pary sił w tej samej płaszczyźnie podłużnej. Projekt dotyczy głównie zginania i polega przede wszystkim na określeniu największej wartości momentu zginającego (M) i siły ścinającej (V) powstającej w belce, które wyniosły odpowiednio 45 kN/m i 150 kN. Obliczenia te przeprowadzono zgodnie z przyjętą procedurą. 

● Moduł przekroju: 

Uzyskane wartości V i M ułatwiają obliczenie modułu przekroju płyt. Daje to minimalną głębokość (grubość) d, która została obliczona na 0,048 m na podstawie równania (7): d = [(6M)/(δb)]1/2, (7) gdzie; M = maksymalny moment zginający, 45 kN/m; b = 600 × 10-3 m; δ = 480 × 106 N/m2. 

2.3.Pompa 

Początkowym parametrem projektu jest oszacowanie maksymalnego ciśnienia wylotowego cieczy wymaganego w cylindrze, a następnie dodanie współczynnika uwzględniającego straty tarcia w układzie. Uzyskano wartość 47,16 × 106 N/m².  

Pompowanie jest uruchamiane za pomocą układu dźwigni. Rzeczywista długość dźwigni wynosi 0,8 m. Obliczono ją, zakładając maksymalną siłę teoretyczną i uwzględniając moment siły względem punktu podparcia. 

3.Szczegółowa procedura produkcji 

Stalowy profil U o wymiarach 200 mm × 70 mm pozyskano lokalnie od dostawcy stali konstrukcyjnej, a dwie blachy stalowe o wymiarach 200 × 400 × 40 mm pozyskano ze złomowiska w Benin City w Nigerii. Po ustaleniu głównych wymiarów kluczowych przekrojów na podstawie projektu, dwa profile o wymiarach 2800 mm odcięto piłą mechaniczną w warsztacie, w którym wykonano ramę.

Rurę o średnicy wewnętrznej Φ150 mm i średnicy wewnętrznej Φ90 mm pozyskano również ze złomowiska, a następnie rozwiercono i dotarto na tokarce do średnicy Φ100 mm. Otrzymano również rurę rurową ze stali miękkiej o średnicy Φ70 mm i grubości 15 mm, którą z jednego końca obrócono do średnicy Φ60 mm, aby umieścić w niej uszczelnienie i obudowę uszczelnienia.

Tłok i cylinder zostały zmontowane i zamontowane na podstawie ramy za pomocą śrub, które zostały wcześniej zespawane. Zastosowano również prowadnicę wykonaną z rury stalowej, aby umożliwić prosty ruch pionowy płyty. Płyty wykonano z blachy stalowej, a na obu końcach wywiercono dwa otwory o średnicy Φ20 mm, aby umożliwić przejście prowadnicy. Dolna płyta została zamontowana na górnej części tłoka i utrzymywana w pozycji za pomocą wyfrezowanego w niej wgłębienia. Pierścień kalibracyjny wykonano również z blachy ze stali miękkiej o grubości 10 mm i umieszczono go między górną płytą a poprzeczką prasy, jak pokazano na rys. 1.

3.1.Wynik testu wydajności 

Poddawanie produktów inżynieryjnych testom po wyprodukowaniu jest powszechną praktyką. Jest to istotny etap procesu produkcyjnego. Podczas testów produkt jest sprawdzany pod kątem spełnienia wymagań funkcjonalnych, identyfikacji problemów produkcyjnych, oceny opłacalności ekonomicznej itp. 

Dlatego też, aby potwierdzić skuteczność produktu, przeprowadza się testy. W przypadku prasy hydraulicznej, test szczelności jest najważniejszy. Test rozpoczynał się od wstępnego zalania pompy. Następnie pompowano ciecz. Test wykonywano bez obciążenia. Maszynę pozostawiono w tej pozycji na dwie godziny. 

Następnie maszynę poddano obciążeniu 10 kN za pomocą dwóch sprężyn ściskających o stałej sile nacisku 9 N/mm, każda, ułożonych równolegle między płytami. Sprężyny zostały ściśnięte osiowo do długości 100 mm. Układ pozostawiono na dwie godziny i obserwowano pod kątem wycieków. Nieszczelności w układzie nie stwierdzono, ponieważ dolna płyta nie opadła z pozycji początkowej. 

4.Wnioski 

Zaprojektowano, wyprodukowano i skalibrowano prasę hydrauliczną o nacisku 30 ton. Maszynę przetestowano pod kątem zgodności z założeniami projektowymi i sprawności. Maszyna okazała się zadowalająca przy obciążeniu testowym 10 kN. Dalsze testy pod kątem obciążenia projektowego zostaną przeprowadzone.

5. Analiza awarii

5.1 Przegląd

Aby przeanalizować awarię głównego cylindra czterokolumnowej prasy hydraulicznej, należy zwrócić uwagę na następujące kwestie:

●Dogłębna analiza schematu układu hydraulicznego, połączona z odpowiednią tabelą działania elektromagnesów i powiązanymi schematami obwodów, pozwala na opracowanie kompletnego mechanizmu działania obwodu, a jednocześnie prawidłowe zrozumienie zamierzeń i idei projektu obwodu, podjętych środków technicznych i powiązanego z tym kontekstu.

● Należy zachować zgodność ze schematem działania prasy hydraulicznej i rzeczywistym obiektem, aby uzyskać konkretny obraz rurociągu w obwodzie hydraulicznym. Schemat często znacznie różni się od rzeczywistego obiektu. W miarę możliwości należy wyjaśnić związek między kolizją otworów zaworowych na płycie zaworowej a rezystancją bariery. Czynniki te są ściśle związane z kontrolą obwodu.

● Zapoznaj się z odpowiednimi książkami i materiałami, aby znaleźć podstawę do oceny charakterystyk urządzeń hydraulicznych, a następnie je oceń.

●Zgodnie z odpowiednimi stronami internetowymi, książkami i instrukcjami obsługi sprzętu zapoznaj się z mechanizmem awarii i powiązanymi metodami badań analitycznych.

●Analiza braku ciśnienia w cylindrze głównym

Jak pokazano na rysunku, główny cylinder czterokolumnowej maszyny hydraulicznej wykorzystuje zawór napełniania cieczą, aby uzyskać szybki ruch w dół. Główny cylinder często nie utrzymuje ciśnienia. Maszyna ta ma wymagania dotyczące utrzymania ciśnienia i zazwyczaj wymaga spadku ciśnienia <2 do 3 MPa w ciągu 10 minut.

Analiza: Jeśli cylinder główny nie utrzymuje ciśnienia, przyczyną może być wyciek oleju. Z analizy schematycznej wynika, że jest on powiązany z obiegiem oleju i nie ma więcej niż 5 elementów powodujących wyciek.

●Rury i złącza: naprężenia, słabe spawy, pęknięcia itp.;

● Zawór zwrotny ciśnienia podtrzymującego: słabe uszczelnienie;

●Korpus zaworu napełniającego: słabe uszczelnienie lub luźne gniazdo zaworu;

● Popychacz zaworu napełniającego olejem: nieco dłuższy, podnosi i rozładowuje małą szpulę

●Tłok cylindra głównego (tuleja prowadząca): Pierścień uszczelniający jest uszkodzony.

Metoda wykluczania: Na podstawie wyników analizy należy sprawdzić i wykluczyć elementy od prostych do złożonych, od zewnętrznych do wewnętrznych.

Najpierw sprawdź rury i połączenia (od prostych do złożonych, od zewnątrz do wewnątrz) i wykonaj wstępne spawanie pod kątem wadliwego spawu i pęknięć. Najlepiej usunąć uszczelki typu O-ring na połączeniach i podgrzać łuki spawaniem tlenowym, aż zmienią kolor na czerwony. Lekko nałóż nakrętkę, odczekaj, aż ostygnie i zwiąże przed montażem.

Jeżeli nie ma żadnych uszkodzeń w rurociągach i połączeniach, należy sprawdzić zawór zwrotny utrzymujący ciśnienie (od zewnątrz i od wewnątrz), wyjąć korek zaworu zwrotnego, wypolerować jego uszczelkę, przeszlifować go wraz z gniazdem zaworu, oczyścić i złożyć.

Po sprawdzeniu zaworu zwrotnego, jeśli główny cylinder nadal nie utrzymuje ciśnienia, sprawdź zawór sterujący zaworu napełniającego (od zewnątrz i od wewnątrz), wyjmij pręt sterujący olejem i zablokuj go, aby sprawdzić, czy ciśnienie jest utrzymywane. Jeśli nie można utrzymać ciśnienia, aby sprawdzić, czy putter jest długi, przeszlifuj jego końcówkę. Po sprawdzeniu popychacza nie można utrzymać ciśnienia. Należy sprawdzić zawór napełniający. Głównym celem jest sprawdzenie, czy uszczelka i pierścień osadczy nie są luźne. Wypoleruj, przeszlifuj lub ponownie zamontuj pierścień osadczy. 

Po sprawdzeniu zaworu napełniającego okazuje się, że ciśnienia nie da się utrzymać, a główny pierścień uszczelniający cylindra może okazać się uszkodzony. Można go wówczas wyjąć i wymienić.

Demo wideo