趙 康，傅連東，劉 良，湛從昌

ZHAO Kang, FU Lian-dong, LIU Liang, ZHAN Cong-chang

（武漢科技大學(xué) 機(jī)械自動(dòng)化學(xué)院，武漢 430081）

0 引言

軋機(jī)伺服液壓缸是AGC液壓系統(tǒng)中的執(zhí)行元件，工作在AGC液壓系統(tǒng)的閉環(huán)回路中，是回路中的一個(gè)關(guān)鍵環(huán)節(jié)，其性能指標(biāo)直接影響系統(tǒng)的精度和動(dòng)、靜態(tài)品質(zhì)[1]。因此從軋機(jī)AGC液壓缸本身的研究出發(fā)，引入有限元優(yōu)化設(shè)計(jì)方法，對(duì)優(yōu)化伺服液壓缸的設(shè)計(jì)，提高液壓缸本身和系統(tǒng)的可靠性有著很大的幫助[2]。

1 AGC軋機(jī)伺服液壓缸缸體結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

1.1 軋機(jī)AGC伺服液壓缸出現(xiàn)的故障

某鋼廠軋機(jī)AGC伺服液壓缸如圖1所示。該液壓缸結(jié)構(gòu)為活塞式，活塞直徑為φ=1450mm，液壓缸缸底外直徑D=1850mm缸底厚度h=215mm，缸底與缸壁之間圓弧半徑R=15mm，設(shè)計(jì)工作壓力23MPa，測(cè)試壓力30MPa，設(shè)計(jì)壽命8年，液壓缸缸底有900mm寬的平面支撐。該液壓缸在使用過(guò)程中，沿缸底與缸筒交界處上，以及在進(jìn)出油口附近區(qū)域出現(xiàn)了大段裂紋如圖2所示。

軋機(jī)AGC伺服液壓缸是通過(guò)精加工而成，缸底與缸筒交界處及油口附近的應(yīng)力集中及工作過(guò)程中頻繁的沖擊導(dǎo)致了此處出現(xiàn)大段裂紋。為了解決這種故障，設(shè)計(jì)者提出了一種改進(jìn)方案：軋機(jī)AGC伺服液壓缸缸體壁厚加100mm、缸底厚度加50mm。

圖1 AGC伺服液壓缸缸底

圖2 AGC伺服液壓缸缸底進(jìn)出油口處裂紋

此改進(jìn)方案是根據(jù)設(shè)計(jì)者的經(jīng)驗(yàn)給出的，具有一定的裕度。軋機(jī)AGC伺服液壓缸從缸底到缸壁的過(guò)渡區(qū)域產(chǎn)生彎曲應(yīng)力并有應(yīng)力集中，此處圓弧半徑太小是缸底破裂的主要原因之一，而此次改進(jìn)的方案只是增大壁厚和底厚并沒(méi)有改變過(guò)渡圓弧的半徑。盲目的增大缸壁和缸底的厚度往往會(huì)造成材料資源的浪費(fèi)和設(shè)計(jì)成本的提高，所以改進(jìn)方案不是最佳。所以對(duì)液壓缸進(jìn)行優(yōu)化分析是很有必要的。

1.2 優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果

在本次優(yōu)化設(shè)計(jì)中，AGC伺服液壓缸采用的材料是42CrMo。查文獻(xiàn)[3]得其屈服極限為 sσ =930MPa，抗拉強(qiáng)度 bσ =1080MPa。在20℃時(shí)其彈性模量為E=210GPa，泊松比為μ =0.3。由于液壓缸承受著交變載荷，考慮其工作的可靠性，安全系數(shù)取n=5。則許用應(yīng)力

利用Workbench軟件完成整個(gè)優(yōu)化過(guò)程，所得到的優(yōu)化結(jié)果如下。

由于液壓缸缸體的結(jié)構(gòu)具有對(duì)稱性，并且所受到的載荷也是對(duì)稱的，所以只需要建立缸體的四分之一。建立簡(jiǎn)化模型如圖3所示。

圖3 液壓缸簡(jiǎn)化模型

利用Workbench的目標(biāo)驅(qū)動(dòng)優(yōu)化功能對(duì)液壓缸缸體的尺寸進(jìn)行優(yōu)化，其中優(yōu)化的液壓缸的尺寸有缸壁的厚度δ，缸底的厚度h，缸底與缸壁之間的過(guò)渡圓弧半徑R。三個(gè)參數(shù)的取值參考理論設(shè)計(jì)及經(jīng)驗(yàn)值，取值的范圍分別如下：

在Workbench的goal driven optimization欄中按照上面公式設(shè)置好液壓缸缸體三個(gè)參數(shù)的取值上下限。仿真得到缸體三個(gè)參數(shù)與相應(yīng)的最大應(yīng)力之間的關(guān)系曲線如圖4～圖6所示。

圖4 液壓缸缸壁的厚度 與最大應(yīng)力值

圖5 液壓缸缸底的厚度與最大應(yīng)力值

圖6 圓弧半徑與最大應(yīng)力值

由圖4～圖6可知，液壓缸缸體的最大應(yīng)力值隨著液壓缸缸壁的厚度的增加而逐漸減小，隨著缸底厚度的增加開始并不發(fā)生明顯的變化隨后逐漸降低，隨著圓弧半徑的增加先減小后增大。所以單純的增大缸底和缸壁厚度來(lái)減小最大應(yīng)力不是最合理的。

對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化篩選出最優(yōu)解，最大應(yīng)力值最小為優(yōu)先級(jí)最高，液壓缸的質(zhì)量在應(yīng)力滿足情況下取最小，其優(yōu)先級(jí)次之。系統(tǒng)篩選出三組較優(yōu)解，其中B組的數(shù)據(jù)為最優(yōu)解。如表1所示。

表1 三組較優(yōu)尺寸

將液壓缸缸體各尺寸圓整后得：缸壁厚度為212mm、底厚為215mm、過(guò)渡處圓弧半徑為22mm。將圓整后數(shù)據(jù)與設(shè)計(jì)著按照經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，如表2所示。

表2 計(jì)算值與經(jīng)驗(yàn)值對(duì)比

圓整后的液壓缸缸體的應(yīng)力分布圖如圖7所示。

圖7 尺寸圓整后應(yīng)力分布圖

由圖7可知，油口與過(guò)渡圓弧處應(yīng)力最大且最大應(yīng)力值為163.03MPa，在材料的許用應(yīng)力范圍內(nèi)。

2 結(jié)束語(yǔ)

油口附近區(qū)域及油口的對(duì)側(cè)對(duì)稱處最大等效應(yīng)力減小為163.03MPa低于許用應(yīng)力，滿足優(yōu)化設(shè)計(jì)要求，在此前提下液壓缸體優(yōu)化后的質(zhì)量減小了32.1%。與優(yōu)化前方法相比較該優(yōu)化設(shè)計(jì)方法使此結(jié)構(gòu)的相關(guān)尺寸更加合理，節(jié)省了材料，降低了企業(yè)的生產(chǎn)成本，提高了產(chǎn)品的競(jìng)爭(zhēng)力。優(yōu)化后的液壓缸壁和缸底過(guò)渡圓弧半徑增大，減小了應(yīng)力集中，有效地提高軋機(jī)AGC伺服液壓缸的使用壽命。

[1] 湛從昌,傅連東,陳新元.液壓可靠性與故障診斷(第2版)[M].北京：冶金工業(yè)出版社,2009.

[2] 左林,鄧江洪,吳洋子,李濤,湛從昌.軋機(jī)AGC液壓缸的可靠性研究[J].機(jī)械工程師,2012,11.

[3] 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（單行本）液壓控制[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社,2010.

[4] 張洪才,等ANSYS Workbench 14.5數(shù)值模擬工程實(shí)例解析[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2013.