王偉曉，彭瑜華，張 敏

（昆山江錦機械有限公司，江蘇 昆山 215331）

0 引 言

液壓拉桿油缸作為液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件，對其結構的穩(wěn)定性和密封的可靠性要求極嚴格。借助ANSYS有限元軟件設計液壓拉桿油缸的結構，并對密封部件進行分析，確保油缸的性能。

在大型船用柴油機中，燃油泵是柴油機的核心部件，完成高壓燃油的規(guī)律性輸出，其穩(wěn)定性是確保柴油機工作一致性的關鍵。為測試燃油泵的動作、耐壓、潤滑性能和耐久性，設計燃油泵測試裝置液壓系統(tǒng)，驅動油缸的設計是液壓系統(tǒng)設計的關鍵[1]。某型柴油機燃油泵結構見圖 1，燃油泵柱塞直徑 28mm，柱塞行程20mm，噴油壓力100MPa。

根據(jù)燃油泵的載荷條件，設計油缸的驅動力為61.6kN，耐壓測試時的驅動力為額定工作壓力時的1.5倍。根據(jù)最大載荷值設計油缸的缸徑為63mm，桿徑為30mm，有效行程為20mm，額定工作壓力為30MPa，液壓油缸結構見圖2。

圖1 燃油泵結構

圖2 液壓油缸結構

1 油缸結構設計

1.1 缸筒壁厚設計

1.1.1 缸筒壁厚計算

缸筒壁厚參照文獻[2]中液壓缸的壁厚設計計算，缸筒材料選用38CrMoAlA，缸筒內(nèi)徑設計為φ63mm。當3.2≤D/δ＜16時，液壓缸筒屬于中等壁厚，則有：

式（1）中：δ——缸筒壁厚度；py——試驗壓力，取工作壓力的1.5倍。D——缸筒內(nèi)徑；ψ——強度系數(shù)，對于無縫鋼管，ψ=1；c——計入壁厚公差及腐蝕的附加厚度，通常圓整到標準厚度值；[σ]——缸筒材料許用應力：[σ]=σb/n，σb——缸體材料抗拉強度；n——安全系數(shù)，n=3.5～5，一般取n=5。

對于38CrMoAlA鋼[2]，σb=980 MPa，則[σ]=196 MPa。

考慮壁厚公差及腐蝕的附加厚度，壁厚圓整為8.5mm，則缸筒的外徑為80mm。

1.1.2 缸筒有限元分析

通過有限元分析校核缸筒在最大載荷下的徑向變形，確保缸筒的變形量在密封件允許的間隙范圍內(nèi)。

1) 分析缸筒采用Solid185單元，六面體網(wǎng)格劃分，共有66456個單元，76960個節(jié)點。對缸筒內(nèi)表面施加45MPa的壓力，缸筒兩端面施加軸向的全位移約束。

2) 經(jīng)有限元分析得，缸筒的徑向最大變形量為0.052mm（見圖3）。滿足選用的特康格來圈推薦的H8/f7的配合公差[3]。因此，缸筒的剛度滿足密封件對徑向間隙的要求，從而保證油缸的內(nèi)泄?jié)M足設計要求。

3) 有限元分析缸筒的節(jié)點 von Mises，最大應力為 208.723MPa，均布在缸筒的內(nèi)表面，因此缸筒在45MPa壓力作用下，能夠滿足強度要求（見圖4）。

圖3 缸筒UY方向變形

圖4 缸筒von Mises應力分布

圖5 活塞桿的von Mises應力分布

1.2 活塞桿有限元分析

活塞桿驅動燃油泵的導筒，輸出載荷值，驅動燃油泵泵壓，通過有限元分析活塞桿的強度，確保結構設計的合理性，同時計算剛度值，確保變形量在密封件的允許間隙內(nèi)，保證密封的可靠性。

分析活塞桿在最大載荷 92.4kN作用下的強度和剛度。采用Solid185單元，共劃分587266個單元，98745個節(jié)點?；钊麠U的端面施加全位移約束，活塞的無桿腔端面施加45MPa壓力。有限元分析活塞桿的von Mises應力的單元解平均值（見圖5），最大應力為451.1MPa，在有桿腔截面尺寸發(fā)生變化的臺階位置，由于 40Cr材料的屈服強度σs=785MPa>451.1MPa[4]，因此活塞桿在最大載荷92.4kN作用下，能夠滿足強度要求。

為改善活塞桿截面尺寸變化臺階處的應力集中現(xiàn)象，該位置結構由R1的過渡圓角優(yōu)化（見圖6）的卸荷槽結構，從而大大降低應力值。有限元分析活塞桿的最大徑向變形量見圖7，最大變形值為0.009mm，活塞桿剛度滿足密封和受載的要求。

圖6 活塞桿卸荷槽結構

圖7 活塞桿UY方向變形

1.3 活塞桿密封結構設計

活塞桿屬于動態(tài)密封，必須滿足在所有工作條件下沒有動態(tài)泄漏，因此，良好的密封結構型式設計是確保桿封可靠的關鍵。

設計的活塞桿密封結構型式見圖8。采用U型圈和斯特封串聯(lián)的兩道密封結構形式，可以在靜態(tài)及動態(tài)均保持良好的密封性能，且密封間不會形成有害的困壓。這種密封結構具有摩擦小、效率高、起動無爬行、無粘滯、耐磨、可靠性高的特點。防塵圈能可靠地刮除外界的臟物，活塞桿上仍可保留一定的油膜，能有效地防止外部的顆粒、臟物和水分進入液壓系統(tǒng)。耐磨環(huán)主要起活塞桿的導向作用，并能承受一定的徑向載荷，防止活塞桿與導向套接觸，從而有效地避免導向套磨損或刮傷活塞桿。

1.4 端蓋密封結構設計

端蓋主要起固定缸筒和連接油口的作用，因此端蓋與缸筒密封結構的設計是確保密封可靠性的關鍵（見圖9）。

常規(guī)的端蓋密封結構中“2”和“3”處都使用O形圈密封，○形圈靜態(tài)密封時推薦使用的壓力小于10MPa，但在實際使用中用于額定 16MPa壓力時無任何滲漏發(fā)生。由于本油缸設計的額定工作壓力為30MPa，因此2處端面密封件采用方形密封件。方形密封件作靜態(tài)密封時，即使在高壓下方形幾乎保持恒定，推薦使用的工作壓力可以達到50MPa[5]，因此更改后的結構能夠滿足30MPa額定工作壓力的要求。

圖8 活塞桿密封結構

圖9 端蓋密封結構

2 油缸試驗

2.1 靜態(tài)性能試驗

主要測試油缸的耐壓性能、動作性能和內(nèi)泄漏量。試驗臺測試見圖 10。調整試驗臺主溢流閥壓力為（45±0.5）MPa，對油缸處于活塞桿完全伸出和活塞桿完全縮回兩種位置各保壓 5min（見表 1），然后檢查油缸的各結合處、活塞桿油封處有無滲、漏油現(xiàn)象。

圖10 液壓油缸測試

測試油缸的內(nèi)泄漏量，對油缸無桿腔施加（45±0.5）MPa的壓力油，使油缸活塞桿完全伸出，然后拆除有桿腔聯(lián)接油管，測試30min后，用量筒測量的泄漏油量為1.2ml，小于標準[5]中φ63mm 缸筒內(nèi)徑對應 0.08ml/min的內(nèi)泄漏量要求的標準。調節(jié)試驗臺主溢流壓力為（30±0.5）MPa，使油缸全行程往復運動20次，油缸運行平穩(wěn)，無爬行、卡滯現(xiàn)象。通過試驗臺測試油缸的耐壓、內(nèi)泄量和動作性能，油缸的各項試驗數(shù)據(jù)滿足設計要求。

表1 油缸耐壓試驗測試

2.2 油缸耐久性試驗

2.2.1 油缸耐久性試壓要求

對于雙作用油缸，當活塞行程L≤500mm時，累計行程≥100km，在額定壓力下使被試油缸以設計要求的最高速度連續(xù)運行，每次連續(xù)運行8h以上，記錄累計行程或換向次數(shù)[6]。按油缸的行程20mm，活塞桿完成一次往復運動的時間為2s計算，完成100km行程時需要運行約60d。

2.2.2 油缸和燃油泵同時測試

油缸的耐久性測試同燃油泵的耐久性一起測試，試驗裝置的液壓原理見圖11。液壓泵③泵出高壓油，通過換向閥⑥實現(xiàn)油缸⑧的伸出和縮回動作，通過壓力開關⑨自動控制換向閥⑥動作，油缸⑧動作次數(shù)通過計數(shù)器累計。油缸驅動燃油泵⑩泵出高壓油，負載通過調壓閥?調節(jié)，從而實現(xiàn)對油缸⑧和燃油泵⑩在帶載狀況下的耐久性測試。

油缸耐久性試驗裝置見圖12，完成耐久性試驗后，檢查油缸各聯(lián)接處、活塞桿封處無滲、漏油現(xiàn)象。因此，通過油缸的耐久性試驗驗證了油缸結構設計的正確、合理性[7]。

圖11 液壓試驗裝置原理

圖12 油缸耐久性試驗裝置

3 結 語

1) 拉桿油缸在工業(yè)液壓系統(tǒng)中應用廣泛，其強度、剛度和密封性設計是油缸結構設計的關鍵，通過理論計算和有限元分析證明了油缸結構設計的可行性，強度、剛度滿足設計要求；

2) 油缸的活塞桿封采用U型圈和斯特封兩道串聯(lián)的密封結構，確保油缸在動態(tài)運行下桿封的可靠性。桿封采用防塵圈、U型圈、耐磨環(huán)、斯特封的布局結構設計，在實際使用中證明是可靠的；

3) 通過對油缸的靜態(tài)性能試驗和耐久性試驗，油缸各結合面處無滲油、漏油現(xiàn)象，動作流暢，工作可靠。因此，設計的油缸能夠滿足使用要求，結構安全、性能可靠。

[1] 宋忠娟. 燃油系統(tǒng)供油單元的配置研究[J]. 上海造船，2011, (3)：50-51.

[2] 機械設計手冊委員會. 機械設計手冊新版第4冊[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2007.

[3] Trelleborg. 液壓密封件-直線往復運動[J/OL]. www.tss.trelleborg.com. 2006, 5.

[4] 機械設計手冊委員會. 機械設計手冊新版第1冊[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2007.

[5] Trelleborg. 靜態(tài)密封件[J/OL]. www.tss.trelleborg.com. 2006.

[6] 中華人民共和國機械行業(yè)標準JB/T 10205-2010：液壓缸[S].

[7] 黃亦飛，楊 燕，湯立德. 船用機械液壓管系投油研究[J]. 上海造船，2011, (3)：46-49.