張大偉，張童童，趙升噸，張 君，胡陽(yáng)虎，段麗華

（1.西安交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，陜西 西安 710049；2.中國(guó)重型機(jī)械研究院有限公司，陜西 西安 710032）

1 前言

帶有穿孔系統(tǒng)的雙動(dòng)擠壓機(jī)是生產(chǎn)高性能、高質(zhì)量的空心型材和無(wú)縫管材的關(guān)鍵設(shè)備。活塞式內(nèi)置穿孔系統(tǒng)不需要設(shè)置穿孔動(dòng)梁，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、重量輕、開(kāi)檔小、穿孔精度高[1，2]，有利于提升機(jī)床整體性能和市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力。內(nèi)置式穿孔系統(tǒng)的液壓支撐系統(tǒng)對(duì)實(shí)現(xiàn)穿（擴(kuò)）孔過(guò)程、固定針擠壓過(guò)程穩(wěn)定進(jìn)行和保證產(chǎn)品質(zhì)量起著重要作用。

鄧小民[3]分析了穿孔針的受力，對(duì)穿孔針和其配合工具的結(jié)構(gòu)優(yōu)化進(jìn)行了探討。王力莉[4]采用有限元方法分析了空心錠固定針擠壓時(shí)，穿孔針的應(yīng)力、應(yīng)變情況，提出改善穿孔針強(qiáng)度的措施。楊大詳和楊紅娟[5]詳細(xì)闡述分析了125MN雙動(dòng)擠壓機(jī)內(nèi)置穿孔裝置的液壓系統(tǒng)控制回路和工作過(guò)程。韓泓[6]提出了一種通過(guò)穿孔針液壓系統(tǒng)動(dòng)作控制和擠壓速度控制實(shí)現(xiàn)提高穿孔針定位精度的方法。張君[7，8]等采用有限元法對(duì)雙動(dòng)擠壓機(jī)工作主缸、前梁、后梁等大型部件進(jìn)行應(yīng)力分析，優(yōu)化調(diào)整結(jié)構(gòu)，降低應(yīng)力集中。

目前對(duì)內(nèi)置式穿孔系統(tǒng)的研究多集中于穿孔針的結(jié)構(gòu)優(yōu)化及強(qiáng)度校核、液壓系統(tǒng)控制原理及工作過(guò)程，很少涉及到穿孔裝置液壓支撐系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析。穿孔裝置的液壓支撐系統(tǒng)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度對(duì)整個(gè)設(shè)備結(jié)構(gòu)安全起著重要作用。此外，穿孔活塞缸的缸體是擠壓機(jī)主工作缸的柱塞，有必要建立工作主缸和穿孔缸耦合作用下的有限元模型。因此，本文采用有限元方法研究了穿（擴(kuò)）孔、固定針擠壓情況下的穿孔裝置液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，分析了應(yīng)力和位移分布情況。

2 內(nèi)置穿孔裝置液壓支撐系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

以16MN雙動(dòng)擠壓機(jī)內(nèi)置式穿孔裝置的液壓支撐系統(tǒng)為例，對(duì)雙動(dòng)擠壓機(jī)內(nèi)置穿孔裝置液壓支撐系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析。如圖1所示，雙動(dòng)擠壓機(jī)主工作缸為柱塞缸，穿孔活塞缸的缸體就是工作主缸的柱塞。

圖1 內(nèi)置式穿孔裝置液壓缸結(jié)構(gòu)示意圖

穿孔力是雙動(dòng)擠壓機(jī)主要參數(shù)之一，一般按擠壓力的15%～30%設(shè)計(jì)選定[2]。因此可由式（1）確定公稱穿孔力。

式中：Fc——公稱穿孔力；

F——公稱擠壓力，本文為16MN。

根據(jù)公稱穿孔力可以確定在此狀態(tài)下的穿孔液壓系統(tǒng)的壓力，根據(jù)式（1）確定穿孔力可計(jì)算得到穿孔液壓系統(tǒng)壓力Pc=12.229MPa～24.458MPa。穿孔液壓缸的受力如圖2a所示。擠壓力由主工作缸和兩個(gè)側(cè)缸共同提供，根據(jù)公稱擠壓力和主缸、側(cè)缸尺寸可確定主工作缸液壓系統(tǒng)最大壓力P=28.618MPa。擠壓過(guò)程中穿孔缸超壓回油，穿孔缸中的液壓油的壓力值為恒定值，以保持穿孔針固定不動(dòng)，此時(shí)液壓缸受力如圖2b所示。

3 基于ABAQUS的有限元模型

在穿孔缸的內(nèi)腔通入一定壓力的高壓油來(lái)推動(dòng)穿孔活塞帶動(dòng)穿孔針，執(zhí)行穿（擴(kuò)）孔這一操作。而在固定針擠壓過(guò)程中，穿孔缸維持一定壓力以保證穿孔針靜止，工作主缸通入高壓油開(kāi)始擠壓。因此在穿（擴(kuò)）孔過(guò)程僅考慮穿孔液壓缸，擠壓過(guò)程考慮工作主缸和穿孔缸耦合作用。

液壓缸材料為45鋼，其材料屬性如表1所列。

表1 材料性能

在CAD軟件中分別建立穿孔活塞和擠壓柱塞（穿孔活塞缸缸體）的幾何模型，在ABAQUS軟件環(huán)境中裝配，結(jié)構(gòu)復(fù)雜的部位進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化，采用的是C3D4的線性四面體單元，其他位置采用C3D8R線性六面體單元?jiǎng)澐郑鐖D3a所示。

載荷邊界以壓強(qiáng)的方式按圖2a所示施加，其大小為最大穿孔力下液壓系統(tǒng)壓力。產(chǎn)品材料、規(guī)格不同以及穿孔、擴(kuò)孔不同過(guò)程表現(xiàn)最大穿孔力不同。根據(jù)式（1）選擇兩個(gè)狀態(tài)分析，即Fc1=0.15F和Fc2=0.30F，對(duì)應(yīng)的液壓系統(tǒng)壓力分別為Pc1=12.229MPa和Pc2=24.458MPa。建立穿（擴(kuò)）孔過(guò)程液壓缸靜力分析有限元模型，如圖3a所示。

在CAD軟件中分別建立穿孔活塞、擠壓柱塞、工作主缸缸體的幾何模型，在ABAQUS軟件環(huán)境中裝配。同樣對(duì)于結(jié)構(gòu)復(fù)雜的部位進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化，采用的是C3D4的線性四面體單元，其他位置采用C3D8R線性六面體單元?jiǎng)澐郑鐖D3b所示。

載荷邊界以壓強(qiáng)的方式按圖2b所示施加，其大小為最大穿孔力和最大擠壓力下液壓系統(tǒng)壓力。主工作缸液壓系統(tǒng)最大壓力P=28.618MPa。最大穿孔力根據(jù)式（1）選擇兩個(gè)狀態(tài)分析，即Fc1=0.15F和Fc2=0.30F，對(duì)應(yīng)的液壓系統(tǒng)壓力分別為Pc1=12.229MPa和Pc2=24.458MPa。建立固定針擠壓過(guò)程中，工作主缸和穿孔缸耦合作用下的有限元模型，如圖3b所示。

圖3 穿孔系統(tǒng)液壓缸有限元分析模型

4 穿（擴(kuò)）孔時(shí)穿孔缸有限元分析

穿（擴(kuò)）孔過(guò)程中穿孔缸的Mises應(yīng)力云圖如圖4所示，不同液壓系統(tǒng)壓力下穿孔缸的應(yīng)力分布幾乎是一樣的，只是應(yīng)力值不同。最大應(yīng)力都是分布在活塞桿連接穿孔針的端部局部區(qū)域，如圖4中標(biāo)示區(qū)域。這是由于局部區(qū)域受力過(guò)大而產(chǎn)生的應(yīng)力集中現(xiàn)象。穿孔缸缸體（擠壓柱塞）最大應(yīng)力產(chǎn)生在穿孔缸油孔（缸體左端）附近很小的區(qū)域，這是由于油孔結(jié)構(gòu)在液壓力作用下產(chǎn)生的應(yīng)力集中現(xiàn)象。

在Fc1=0.15F情況下，活塞桿上最大的結(jié)構(gòu)應(yīng)力為90.47MPa，遠(yuǎn)小于材料的屈服極限。其他部分的應(yīng)力值要比90.47MPa小很多。穿孔缸缸體（擠壓柱塞）應(yīng)力最大值為43.2MPa，缸體的其他部位的應(yīng)力值要比油孔處的應(yīng)力值小很多。其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度較大，滿足設(shè)計(jì)要求。

圖4 穿孔缸應(yīng)力云圖

在Fc1=0.30F情況下，活塞桿上最大的結(jié)構(gòu)應(yīng)力為178.3MPa，約為Fc1=0.15F情況下的兩倍，但仍遠(yuǎn)小于材料的屈服極限。其他部分的應(yīng)力值要比最大值小很多，大部分在50MPa以下。穿孔缸缸體（擠壓柱塞）應(yīng)力最大值為86.4MPa，缸體的其他部位的應(yīng)力值要比油孔處的應(yīng)力值小很多。其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度也可滿足設(shè)計(jì)要求。

穿孔過(guò)程中穿孔缸的位移云圖如圖5所示，不同液壓系統(tǒng)壓力下穿孔缸的位移分布幾乎是完全一樣的，只是大小不同。從圖5可以看出，最大位移出現(xiàn)在活塞桿頭部活塞處，最大位移由于液壓力的作用產(chǎn)生在活塞桿的縱向方向。穿孔缸缸體（擠壓柱塞）最大位移產(chǎn)生在缸體左端。

圖5 穿孔缸位移云圖

在Fc1=0.15F情況下，活塞桿上最大的位移為0.2019mm，穿孔缸缸體（擠壓柱塞）位移最大值為0.1321mm。在Fc1=0.30F情況下，位移分布情況相同，大小幾乎增加一倍?；钊献畲笪灰茷?.4024mm，缸體上最大位移0.2619mm。穿孔缸的剛度符合要求。

5 固定針擠壓時(shí)工作主缸和穿孔缸有限元分析

根據(jù)工作主缸和穿孔缸耦合作用下的有限元模型分析計(jì)算結(jié)果，固定針擠壓下的液壓缸應(yīng)力云圖如圖6所示。穿孔裝置液壓支撐系統(tǒng)壓力不同時(shí)，Mises應(yīng)力分布特征表現(xiàn)出不同，特別是活塞桿和擠壓柱塞。這是因?yàn)榇┛赘讐毫ψ兓瘯r(shí)，工作主缸壓力不變，從而導(dǎo)致擠壓柱塞（穿孔缸缸體）內(nèi)外壓力差變化，進(jìn)而引起穿孔活塞桿和擠壓柱塞的應(yīng)力分布變化。

圖6 工作主缸應(yīng)力云圖

在Fc1=0.15F情況下，擠壓柱塞內(nèi)外壓力差較大，整個(gè)系統(tǒng)的最大應(yīng)力出現(xiàn)在擠壓柱塞（穿孔缸缸體）內(nèi)腔的階梯處，如圖6a中標(biāo)示區(qū)域，其值為199MPa，但仍然是遠(yuǎn)小于材料的屈服極限。擠壓柱塞其他部分的應(yīng)力值要小很多，大部分在70MPa以下。工作主缸缸體產(chǎn)生最大應(yīng)力是在缸體中部位置，最大值為107.9MPa?；钊麠U上最大應(yīng)力值為59.9MPa，大部分區(qū)域應(yīng)力普遍小于35MPa。結(jié)構(gòu)強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

在Fc1=0.30F情況下，穿孔裝置液壓支撐系統(tǒng)壓力升高，整個(gè)系統(tǒng)的最大應(yīng)力出現(xiàn)在活塞桿尾部局部區(qū)域，如圖6b中標(biāo)示區(qū)域，其值為172.2MPa，遠(yuǎn)小于材料的屈服極限。擠壓柱塞（穿孔缸缸體）的最大應(yīng)力仍然出現(xiàn)在內(nèi)腔的階梯處，其值為158.6MPa，比Fc1=0.15F情況下降低了40.4MPa。這是因?yàn)橹麅?nèi)外壓力差減少，降低了應(yīng)力集中現(xiàn)象。因?yàn)楣ぷ髦鞲變?nèi)壓力沒(méi)有變化，工作主缸缸體的應(yīng)力分布和大小幾乎沒(méi)有變化。系統(tǒng)最大應(yīng)力值有所降低，強(qiáng)度符合要求。

工作主缸和穿孔缸組成整體系統(tǒng)的位移云圖如圖7所示。同樣地，穿孔裝置液壓支撐系統(tǒng)壓力不同時(shí)，活塞桿和擠壓柱塞的位移分布特征也表現(xiàn)出顯著不同。

在Fc1=0.15F情況下，由于擠壓柱塞（穿孔缸缸體）內(nèi)外壓力差較大，整個(gè)系統(tǒng)的最大位移出現(xiàn)在柱塞左端，最大值為0.2786mm。工作主缸缸體的位移分布和應(yīng)力分布情況相似，最大值在缸體中部位置，其值為0.2044mm。穿孔缸活塞桿的最大位移在頭部活塞處，其值為0.1965mm。整個(gè)系統(tǒng)剛度符合要求。

在Fc1=0.30F情況下，整個(gè)系統(tǒng)的最大位移出現(xiàn)在活塞桿頭部活塞處，最大值0.398mm，這是因?yàn)榇┛籽b置液壓支撐系統(tǒng)壓力升高的緣故。工作主缸缸體的位移分布仍和應(yīng)力分布情況相似，位移量幾乎沒(méi)有變化，最大值為0.2046mm。擠壓柱塞（穿孔缸缸體）位移量有所減少，最大值為0.2088mm。工作主缸和穿孔缸的剛度符合要求。

圖7 工作主缸位移云圖

6 結(jié)論

（1）穿（擴(kuò)）孔時(shí)，穿孔缸活塞桿上應(yīng)力和位移都大于缸體上的應(yīng)力和位移；不同系統(tǒng)壓力下，穿孔缸活塞桿和缸體的應(yīng)力分布相似，位移分布也相似，只是大小不同，其值和系統(tǒng)壓力近似于線性關(guān)系。

（2）固定針擠壓時(shí)，工作主缸缸體的應(yīng)力分布和位移分布情況相同，其值不隨穿孔裝置液壓系統(tǒng)壓力變化而變化；穿孔裝置液壓系統(tǒng)壓力變化導(dǎo)致擠壓柱塞（穿孔缸缸體）內(nèi)外壓力差變化；工作主缸壓力不變時(shí)，壓力差減少，擠壓柱塞（穿孔缸缸體）的應(yīng)力和位移都降低，而穿孔活塞桿的應(yīng)力和位移都增加。

（3）在穿孔裝置液壓系統(tǒng)壓力相同情況下，擠壓時(shí)穿孔活塞桿上的應(yīng)力和位移都稍微小于穿（擴(kuò)）孔時(shí)的應(yīng)力和位移；而擠壓柱塞（穿孔缸缸體）的應(yīng)力要遠(yuǎn)大于穿（擴(kuò)）孔時(shí)的應(yīng)力；Fc=（0.15～0.30）F情況下，所設(shè)計(jì)內(nèi)置式穿孔裝置液壓系統(tǒng)的強(qiáng)度和剛度符合要求。

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