， ， 　(湖南科技大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院， 湖南 湘潭　411201)

引言

額定壓力為70 MPa的電磁換向閥是液壓系統(tǒng)中的換向元件，目前已有多位學(xué)者對不同種類閥的力學(xué)行為進(jìn)行了研究。高國成等[1]對某二位三通電液換向閥運(yùn)用ANSYS軟件在閥套受到161 MPa最大沖擊應(yīng)力作用下進(jìn)行了有限元應(yīng)力分析，找出了應(yīng)力最大部位并改進(jìn)了閥套的結(jié)構(gòu)；孔繁余等[2]采用有限元分析軟件ANSYS，對泵體進(jìn)行了靜力學(xué)分析和強(qiáng)度校核，找出了等效應(yīng)力最大位置，優(yōu)化了結(jié)構(gòu)；吳高峰等[3]運(yùn)用ANSYS有限元分析，對壓裂泵中單向閥在100 MPa高壓下進(jìn)行了靜力學(xué)分析，得到了閥的最大應(yīng)力值遠(yuǎn)小于材料的屈服極限的結(jié)論；王中輝等[4]運(yùn)用ANSYS有限元分析軟件對在往復(fù)泵中閥盤表面受壓力為34.3 MPa和閥座座面受壓力為173.6 MPa情況下進(jìn)行了應(yīng)力分析，使得該閥滿足強(qiáng)度要求；劉書胤等[5]運(yùn)用ANSYS軟件對通徑為65 mm二位四通液動滑閥閥體進(jìn)行了應(yīng)力分析，得到了閥體壁厚對閥體最大應(yīng)力的影響規(guī)律；楊紅艷[6]采用有限元分析軟件ANSYS對三位四通M型滑閥式電磁換向閥閥體和閥芯在100 MPa液壓力作用下的情況進(jìn)行了靜力分析，獲得了閥芯直徑分別對閥體和閥芯最大應(yīng)力的影響規(guī)律。

上述研究主要對閥體在最大沖擊應(yīng)力作用下或在一定壓強(qiáng)下的強(qiáng)度校核，以及考慮閥體中單個尺寸因素對閥體最大應(yīng)力的影響有較好的闡述。本研究主要針對在1.5倍額定壓力狀態(tài)下，分析滑閥閥體主要尺寸對閥體最大應(yīng)力的影響，為確定合理的結(jié)構(gòu)尺寸提供依據(jù)。本研究利用PRO/E建立閥體三維實(shí)體模型，通過導(dǎo)入ANSYS建立有限元模型，進(jìn)行閥體應(yīng)力分析，研究不同沉割槽直徑和不同閥芯直徑對閥體最大應(yīng)力的影響，從而確定合理的結(jié)構(gòu)尺寸。為該換向閥的研制奠定技術(shù)基礎(chǔ)。

1　閥結(jié)構(gòu)及設(shè)計參數(shù)

研制的三位四通換向閥閥體結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1　閥體結(jié)構(gòu)簡圖

圖1中，P為進(jìn)油口，A、B為工作油口，T為回油口，D為閥孔直徑，D1為沉割槽直徑，d0為工作油孔直徑。該閥的額定壓力為70 MPa，閥工作油孔直徑為5 mm，中位機(jī)能為O形。

該閥體的材料屬性如表1所示。

表1　液壓閥體材料屬性

2　閥體應(yīng)力分析

2.1　閥體實(shí)體模型的創(chuàng)建

閥體采用軟件PRO/E建立三維實(shí)體模型，再導(dǎo)入到ANSYS中進(jìn)行網(wǎng)格劃分等操作，略去對應(yīng)力分析影響不大的圓角、倒角、控制小孔等細(xì)微特征。其中P為進(jìn)油腔，A、B為工作油腔，T為回油腔。模型如圖2所示。

圖2　閥體三維實(shí)體模型

2.2　閥體有限元模型建立

將PRO/E實(shí)體模型導(dǎo)入ANSYS有限元軟件中進(jìn)行網(wǎng)格劃分，選擇單元類型為八節(jié)點(diǎn)六面體結(jié)構(gòu)單元solid185，設(shè)置好閥體材料彈性模量為2.11×105MPa和泊松比為0.277的材料屬性，通過網(wǎng)格劃分工具設(shè)置網(wǎng)格劃分屬性，選擇3級智能劃分水平，在有應(yīng)力集中地方進(jìn)行局部網(wǎng)格細(xì)化。建立的閥體有限元模型如圖3所示。

圖3　閥體有限元模型

2.3　閥體約束及載荷設(shè)置

閥體約束：對于換向閥閥體，閥體安裝在閥塊上，對閥安裝面進(jìn)行全位移約束，閥體左、右端面與電磁鐵接觸，對一端進(jìn)行軸向自由度為零設(shè)置。

閥體載荷：換向閥的額定壓力為70 MPa，根據(jù)機(jī)械行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)JB/T 10365-2002電磁換向閥耐壓性要求，電磁換向閥各承壓油口應(yīng)能承受該油口最高工作壓力的1.5倍壓力，即105 MPa壓力?；赜捅硥狠^小可以忽略。當(dāng)P與A相通，閥口全開時，在P、A口內(nèi)表面以及P、A口對應(yīng)閥腔內(nèi)表面都施加105 MPa的壓力載荷，在P和B腔之間的密封腔內(nèi)表面和A和T腔之間的密封腔內(nèi)表面都分別施加壓力梯度載荷。施加的約束和載荷的模型如圖4所示。

圖4　閥體約束和載荷的模型

2.4　閥體仿真結(jié)果及分析

利用ANSYS對有限元模型進(jìn)行求解，閥體的應(yīng)力分析是在105 MPa下電磁換向閥閥口全開，液動力不發(fā)生變化的情況下進(jìn)行的。在通用后處理中進(jìn)行結(jié)果分析，閥體在沉割槽直徑為13 mm、閥芯直徑為10 mm時的等效應(yīng)力分布圖如圖5所示，閥體的圖形以通過A、B口油口軸線的平面為剖面顯示。按第四強(qiáng)度理論的強(qiáng)度條件求得等效應(yīng)力為(其中σ1、σ2、σ3分別指第一、第二、第三主應(yīng)力)：

圖5　閥體等效應(yīng)力分布圖

按照以上的分析和參數(shù)設(shè)置方法，分別改變沉割槽直徑和閥芯直徑參數(shù)，對閥體最大應(yīng)力的影響進(jìn)行研究。得在沉割槽直徑分別為12 mm、13 mm和14 mm 時，閥體最大應(yīng)力值隨閥芯直徑變化規(guī)律如圖6所示；得在沉割槽直徑與閥芯直徑差值分別為1 mm、2 mm、3 mm和4 mm時，閥體最大應(yīng)力值隨沉割槽直徑變化規(guī)律如圖7所示。

圖6　不同閥芯直徑對閥體最大應(yīng)力的影響

根據(jù)材料屬性，選擇第四強(qiáng)度理論確定閥體的最大許用應(yīng)力：

[σ]=σs/n

式中，σs—— 材料屈服強(qiáng)度，MPa

n—— 安全系數(shù)，取1.2

有上式計算得閥體最大許用應(yīng)力為：

[σ]=540/1.2=450 MPa。

從圖6可直觀地發(fā)現(xiàn)，在沉割槽直徑分別為12 mm、13 mm和14 mm時，閥體的最大應(yīng)力值隨閥芯直徑增大而減小，當(dāng)沉割槽直徑為12 mm時，閥芯直徑大于8.7 mm均符合強(qiáng)度要求；當(dāng)沉割槽直徑為13 mm 時，閥芯直徑大于9.2 mm均符合強(qiáng)度要求；當(dāng)沉割槽直徑為14 mm時，閥芯直徑大于9.9 mm均符合強(qiáng)度要求。但是隨著閥芯直徑增大閥體尺寸會增加，綜合考慮以上因素，在滿足強(qiáng)度要求前提下，取閥芯直徑為10 mm。從圖6還可以得知，在閥芯直徑不變情況下，閥體最大應(yīng)力值隨沉割槽直徑增大而增大，而閥體沉割槽直徑增大，能減小閥內(nèi)壓力損失。在保證強(qiáng)度條件下，沉割槽直徑宜適當(dāng)加大。

圖7　不同沉割槽直徑對閥體最大應(yīng)力的影響

從圖7可直觀地發(fā)現(xiàn)，在沉割槽直徑與閥芯直徑的差值分別為1 mm、2 mm、3 mm和4 mm時，閥體最大應(yīng)力值隨沉割槽直徑增大而減小，為減小閥體最大應(yīng)力值可適當(dāng)增加沉割槽直徑。同時從圖7還可得知，閥體沉割槽直徑與閥芯直徑差值在3 mm以內(nèi)，均符合強(qiáng)度要求；當(dāng)差值為4 mm時，沉割槽直徑為12 mm 和13 mm時已經(jīng)大于最大許用應(yīng)力。而差值越大，壓力損失越小。當(dāng)取閥芯直徑為10 mm，差值為3 mm時，符合強(qiáng)度要求；當(dāng)差值為4 mm時，已經(jīng)大于最大許用應(yīng)力值。綜合以上分析可取沉割槽直徑為13 mm。

3　結(jié)論

(1) 在閥芯直徑一定的情況下，隨著沉割槽直徑增大，閥體最大應(yīng)力值越大；在沉割槽直徑不變情況下，閥體最大應(yīng)力值隨閥芯直徑增大而減小；在105 MPa 高壓環(huán)境中，所受應(yīng)力值較大，必須考慮閥體強(qiáng)度要求。分析說明較合適的閥芯直徑為10 mm。

(2) 在沉割槽直徑與閥芯直徑差值不變情況下，閥體最大應(yīng)力值隨沉割槽直徑或閥芯直徑增大而減小，為降低閥體最大應(yīng)力值，可適當(dāng)增加沉割槽直徑或閥芯直徑。得合適的沉割槽直徑為13 mm。

(3) 取閥芯直徑為10 mm，沉割槽直徑為13 mm，閥體最大應(yīng)力點(diǎn)應(yīng)力為411 MPa小于材料40 Cr的最大許用應(yīng)力，閥體滿足強(qiáng)度要求。

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