蔣帆

(浙江同濟科技職業(yè)學院，浙江杭州 311231)

基于SolidWorks的活塞接觸壓力分析與仿真*

蔣帆

(浙江同濟科技職業(yè)學院，浙江杭州 311231)

活塞與閥座內(nèi)壁所形成的接觸應力及拔出力直接影響活塞的密封性及摩擦磨損等使用性能。利用有限元分析法，得出活塞在靜態(tài)和動態(tài)情況下，接觸應力的分布規(guī)律，同時分析在改變活塞裝配過盈量情況和工作壓力的情況下，接觸應力的分布與過盈量的選取問題。仿真分析表明，活塞和閥座之間的單邊過盈量不能超過0.01 mm;當摩擦系數(shù)μ為0.05，單邊過盈量為0.01 mm時的最大拔出力為892.14 N，而液壓產(chǎn)生的推出力僅為300 N，遠小于實際所需的拔出力，因此0.01 mm的單邊過盈量能完全符合使用要求。

配合過盈量;接觸應力;仿真分析

1 引言

活塞作為重要的密封件，在工作過程中，活塞外壁承受軸向或產(chǎn)生的熱量會改變活塞與閥座之間的過盈量，而過盈量直接影響活塞的密封性能［1］。為了讓活塞能夠達到更好的密封效果，且封堵更高的壓差，可以通過優(yōu)化活塞與閥座之間的過盈量來提高封堵壓差的能力。據(jù)活塞的工作原理，以某廠生產(chǎn)的黃銅活塞作為仿真分析對象，運用SolidWorks軟件建模分析其在工作過程中的變形量與活塞裝配中的過盈量之間的關系。

2 仿真分析模型建立及邊界條件設定

2.1 模型建立

選用某活塞作為仿真分析對象，研究其在工作過程中的變形量與活塞裝配中的過盈量之間的關系。該活塞和閥座均采用黃銅為制造材料，材料具體參數(shù)如表1所示［2－3］。

活塞與閥座之間為過盈配合裝配，圖1為活塞閥座過盈配合剖面圖。

有限元網(wǎng)格劃分采用高品質(zhì)的四面體單元，這種單元較好地保證計算精度，適合于接觸求解［4］。用1.5 mm的單元大小劃分網(wǎng)格，在活塞和閥座之間的接觸面采用局部細化網(wǎng)格，網(wǎng)格邊長最小為0.08 mm，得到的有限元模型節(jié)點數(shù)為53 348，單元數(shù)為32 522，自由度數(shù)總數(shù) 158 370，模型如圖 2所示。

表1 材料性能參數(shù)

圖1 閥座剖面圖

圖2 有限元模型

2.2 邊界條件確定

分析考慮了兩種極端工作情況，一種情況為靜態(tài)模型，即活塞與閥座之間的接觸應力為線性變換;另一種情況是根據(jù)實際工況，接觸是邊界條件高度非線性的問題，需要準確追蹤接觸前物體的運動及接觸后物體間的相互作用。確定活塞與閥座之間的摩擦接觸定義接觸對。采用對稱約束模式，固定閥座圓柱面，設相應邊界位移為0，其他條件利用仿真分析臺及燃燒分析儀對活塞的不同運行工況進行了模擬實驗得到，壓力峰值取1 600 MPa，溫度為600 K。

3 接觸應力與過盈量設計計算

兩個光滑曲面的彈性接觸應力分布規(guī)律應取決于彈性體的幾何形狀，且它的接觸邊界也是由其的幾何形狀決定［5－6］。因此，當具有f=f1(χ，y)和f=f2(χ，y)邊界的兩個彈性體在(0，0)相切，兩彈性體在壓力P的下產(chǎn)生過盈量δ，其接觸區(qū)域邊界方程可由假想兩光滑曲面互相侵人的交線得:

得到接觸應力:

活塞和閥座過盈配合后，最終的尺寸會發(fā)生改變，活塞的尺寸會從原來d收縮到d'，而閥座內(nèi)徑則從D擴張到D'，得到活塞的單邊過盈量為δ=(D'－d')/2。

4 仿真分析

假設活塞在外力作用下勻速移動，則閥座與活塞之間所受摩擦力F摩=μq應與壓力P相等，即P=F摩因此，可得接觸應力一般平衡公式:

過盈配合分析包含接觸非線性，幾何非線性，還涉及到材料非線性，因此屬于高度非線性問題［7］。在分析模塊的選擇時必須使用非線性分析模塊。分析思路如下所示:

STEP1:利用線性靜態(tài)分析過盈量在為0.01 mm，0.02 mm和0.03 mm三種工況下活塞是否符合靜態(tài)強度要求;

STEP2:利用非線性動態(tài)分析過盈量在0.01 mm，0.02 mm和0.03 mm的三種工況下，活塞以0.1 mm/s速度拔出時的受力情況，并提取拔出力隨時間的變化曲線;

STEP3:結合靜力學與非線性動態(tài)分析結果，獲取符合要求的過盈量。

4.1 靜態(tài)分析

由于裝配后，閥座變形量遠大于活塞變形量，因此研究閥座是否會因為過盈量過大產(chǎn)生較大變形是十分重要的問題。采用Simulation軟件分別對活塞和閥座進行冷縮接觸配合分析方法(以下簡稱冷縮法)和傳統(tǒng)的加熱膨脹分析方法(以下簡稱熱漲法)進行閥座變形情況分析，并將兩種方法的結果進行對比，以獲得更接近實驗所得的結果。過盈量為0.01 mm時的仿真分析結果如圖3所示。

圖3 冷縮法與熱漲法分析結果對比

表2 三種過盈工況下閥座接觸面受力分析

通過分析發(fā)現(xiàn)閥座的接觸部分是結構的受力最為豐富的部分，失效最有可能發(fā)生在這個區(qū)域。因此我們重點分析閥座區(qū)域的相關應力及變形(見表2)。

通過表2中熱漲法和冷縮法的結果對比，兩種分析方法得出的結果基本一致，受力分析結果具有一定的可信度和準確性。結構在0.01 mm的過盈量下，活塞閥座接觸面的平均Mises應力已接近黃銅的屈服強度，而在0.02 mm和0.03 mm的過盈條件下，活塞閥座徑向的變形明顯，且材料已經(jīng)超出屈服，對結構已經(jīng)產(chǎn)生損傷。因此根據(jù)以上分析，綜合黃銅的力學性能，活塞和閥座間的單邊過盈量不超過0.01 mm。

4.2 非線性動態(tài)分析

據(jù)靜態(tài)分析可知，兩種分析方法得到的結果基本一致，因此在非線性分析中使用其中一種分析方式:冷縮配合法。同時，過盈配合現(xiàn)象會導致金屬接觸表面摩擦系數(shù)發(fā)生變化，無法獲得確切的摩擦系數(shù)值，據(jù)文獻資料可知，金屬材料間的滑動摩擦系數(shù)一般都大于0.05。采用臨界分析法，取最小摩擦系數(shù)0.05，并利用Simulation分別計算在0.01 mm、0.02 mm和0.03 mm三種工況下活塞受力情況。圖4為以0.1 mm/s的速度拔出時拔出力隨時間的變化曲線圖。

圖4 三種工況下拔出力隨時間的變化曲線

通過圖4可以發(fā)現(xiàn)在過盈量為0.01 mm工況條件下的最大拔出力為892.14 N，0.02 mm和0.03 mm過盈條件下分別1 053.50 N和1 409.70 N。到達最大應力后隨著位移量的增大，活塞和閥座之間的接觸面積減小，導致推出力下降。

5 結論

(1)從靜態(tài)分析的結果分析可得，在0.01 mm的過盈量下，活塞閥座接觸面的平均Mises應力已接近黃銅的屈服強度，而在0.02 mm和0.03 mm的過盈條件下，活塞閥座徑向的變形明顯，且材料超出屈服強度，對結構產(chǎn)生損傷，因此根據(jù)以上分析，綜合黃銅的力學性能，活塞和閥座之間的單邊過盈量不能超過0.01 mm。

(2)按照非線性分析給出的數(shù)據(jù)，過盈量需要滿足在4.2MPa液壓下活塞在閥體內(nèi)不發(fā)生移動這一臨界條件，即滿足接觸應力平衡方程式(3)。根據(jù)Simulation的分析，當摩擦系數(shù) μ為0.05，單邊過盈量為0.01 mm時的最大拔出力為892.14 N，而液壓產(chǎn)生的推出力F液僅為300N，遠小于實際所需的拔出力，因此完全符合計要求。

［1］ 蔡 凡.過盈配合產(chǎn)生的接觸力和拔出力計算［J］.機械設計和制造，2010(10):7－10.

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［3］ 楊廣雪，謝基龍，周素霞，等.車軸設計參數(shù)對軸轂配合接觸壓力影響的研究［J］.鐵道學報，2009，31(3):31－35.

［4］ 夏元白，蔣春梅.呂治忠.鉆井泵活塞接觸應力分析［J］.西南石油學院學報，2004，26(1):71－74.

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［6］ 胡 勇，文華斌，顏 偉，等.電石反應器斜錐滑環(huán)組合密封裝置的設計與分析術［J］.機械設計與制造，2010(10):59－61.

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Contact Stress Analysis and Simulation Based on SolidWorks

JIANG Fan
(Zhejiang Tongji Vocational College of Science and technology，Hangzhou Zhejiang 311231，China)

Contact stress and pull－out stress formatted by piston and the valve seat directly affect the piston seal and friction wear performance.Problem of piston size selection is analyzed between different assembly interferences.Simulation results indicate that contact surface average mises stress of valve seat is about equal to yield strength of materials with interference in 0.01 mm，while in conditions of interference in 0.02 mm and 0.03 mm，radial deformation of valve seat is obvious.Based on analysis and considering mechanical properties of materials，unilateral interference between piston and seat would not exceed 0.01 mm;when friction coefficient is defined as 0.05 and unilateral interference is set as 0.01 mm，output stress would be 892.14 N，which is far less than hydraulic pressure arising from pull－out stress who would only be 300 N.Therefore，0.01 mm unilateral interference can completely meet the use requirements.

assembly interference;contact stress;simulation analysis

TH16

A

1007－4414(2013)05－0034－03

2013－08－05

蔣 帆(1984－)，女，浙江杭州人，講師，碩士，主要從事農(nóng)業(yè)工程研究方面的研究。