牟 均

（四川化工職業(yè)技術(shù)學(xué)院，四川 瀘州 646099）

1 前言

在工作過程中，缸筒受內(nèi)外壓力作用時的強度、剛度，以及活塞桿達到較大行程時的彎曲變形與臨界力大小都是液壓油缸的重要設(shè)計參數(shù)。

2 研究對象

選取船舶起重機中的伸縮式液壓油缸為研究對象。該油缸具備工作行程長、非工作狀態(tài)回縮距離較短等特點，適用于安裝空間受到限制而行程要求很長的場合?；钊麠U伸出時，工作壓力隨行程增大而減小，缸筒運動時受到內(nèi)部工作液壓油和外部載荷的綜合作用。

3 材料性能

當(dāng)液壓油缸處于全伸出狀態(tài)時，缸筒底部強度、剛度，以及活塞桿的穩(wěn)定性必須作為重要參數(shù)進行校核，同時要對應(yīng)用材料的安全因數(shù)進行全面驗證，以保證液壓油缸設(shè)計的安全性和可靠性。為確保計算的合理性和準(zhǔn)確性，參考技術(shù)規(guī)范和標(biāo)準(zhǔn)選取各部件的材料。缸筒材質(zhì)采用調(diào)質(zhì)態(tài)27SiMn，活塞桿材質(zhì)采用正火態(tài)45號鋼。

4 液壓油缸系統(tǒng)建模、網(wǎng)格劃分

盡管液壓缸系統(tǒng)具有大量零件，但諸如固定環(huán)和閥座之類的較小零件總體上影響很小，因此在建模時我們將其忽略。簡化模型主要由氣缸部分和活塞部分組成。對于模型的對稱結(jié)構(gòu)，在建模期間僅需要創(chuàng)建一半的對稱模型。當(dāng)活塞桿完全伸出時，系統(tǒng)的工作條件最差，因此請使用活塞桿液壓缸。

使用Pro/E（當(dāng)前氣缸壁厚25.5毫米，氣缸內(nèi)徑115毫米，行程1096毫米）建模，簡化模型。通過ANSYSWorkbench和Pro/E接口導(dǎo)入。采用物理結(jié)構(gòu)自動網(wǎng)絡(luò)網(wǎng)格劃分功能，控制單元大小為0.01m，劃分的網(wǎng)格共包括1,308,67個節(jié)點和73,224個單元。整個系統(tǒng)具有三個聯(lián)系?；钊c氣缸內(nèi)壁之間的接觸被定義為無摩擦接觸?；钊c氣缸底部之間的接觸被定義為不可分離的接觸?；钊麠U和缸體之間的接觸被定義為無摩擦接觸。對于液壓缸系統(tǒng)，有3個主要負(fù)載，一端有固定負(fù)載，沒有桿?？涨坏膲毫d荷和外部載荷在一端鉸接。無桿腔的工作壓力為31.5GPa，轉(zhuǎn)換為外部負(fù)載為1200kN。由于選擇了表格結(jié)構(gòu)的1/2進行分析，因此也施加了對稱約束。獲取系統(tǒng)應(yīng)力和徑向應(yīng)變的云。圓柱部分的應(yīng)力主要集中在100-200MPa，內(nèi)壁的應(yīng)力高于外壁的應(yīng)力，但與360MPa相比仍存在優(yōu)化的余地，屈服極限為45MPa[1]。徑向應(yīng)變也主要集中在圓柱體中。由于它是圓柱體，所以圓柱體是我研究的重點。

5 有限元分析

1）分析步驟。為確保ANSYSWorkbench軟件有限元分析的合理性，按以下步驟進行操作。首先進入ANSYSDM模塊創(chuàng)建有限元幾何模型，根據(jù)模型建立局部坐標(biāo)。然后進入ANSYSWorkbench軟件材料欄，對液壓油缸各部分材料屬性進行定義。接著進入分析界面，對模型進行網(wǎng)格劃分，并根據(jù)實際工況，施加內(nèi)外載荷與邊界條件約束。最后根據(jù)所需分析目標(biāo)，進行計算求解及結(jié)果后處理。

2）有限元幾何建模。選取液壓油缸活塞桿全伸出時的狀態(tài)進行分析。在ANSYSDM模塊創(chuàng)建有限元幾何模型時，為了縮短計算時間，去除密封圈溝槽、凸臺、倒角等可以忽略的幾何特征，并假定不存在焊接缺陷，同時視各部分材料為向同性、勻質(zhì)的理想彈塑性材料。

3）材料參數(shù)設(shè)置及網(wǎng)格劃分。根據(jù)材料的力學(xué)性能參數(shù)，在ANSYSWorkbench軟件的材料清單中對重要部件— —缸筒、活塞桿的材料參數(shù)進行設(shè)置。運用ANSYSWorkbench軟件的網(wǎng)格劃分功能對模型進行網(wǎng)格劃分，選取Solide186二階四邊形單元，劃分速度選取慢速，網(wǎng)格大小設(shè)置為5mm。對截面過渡位置進行局部網(wǎng)格細化，確保重要位置的應(yīng)力區(qū)域至少覆蓋兩層以上網(wǎng)格。液壓油缸有限元模型網(wǎng)格劃分后，共得到125455個單元、18954個節(jié)點。

4）邊界條件設(shè)置及載荷施加。考慮到活塞桿的密封作用，液壓油缸缸筒與活塞桿之間設(shè)置為摩擦連接，摩擦因數(shù)取0.1。由于液壓油缸兩端支耳與機械臂為銷軸鉸接，因此在液壓油缸模型的支耳兩端A、B處，對軸向旋轉(zhuǎn)的自由度進行釋放，約束其余方向的自由度，從而創(chuàng)建液壓油缸兩端支耳的邊界約束。當(dāng)液壓油缸的活塞桿達到行程極限位置時，采用面壓力對液壓缸缸筒無桿腔C處施加1.5倍工作壓力，即31.5MPa。

5）極限工況強度、剛度校核。伸縮式液壓油缸工作時，缸筒內(nèi)部受到液壓油的工作壓力，兩端支耳的連接位置受到機械作用力，受力情況比較復(fù)雜。為保證液壓油缸產(chǎn)品質(zhì)量，需要選取合理的安全因數(shù)，因為安全因數(shù)對液壓油缸的強度和變形有較大影響。在部件強度、剛度和穩(wěn)定性三要素中，液壓油缸的結(jié)構(gòu)強度直接影響液壓油缸的可靠性與整體性能，是確保液壓油缸獲得與主機相同生命周期的關(guān)鍵。

6）穩(wěn)定性分析。伸縮式液壓油缸內(nèi)壁承受壓力作用，活塞桿伸出時，油缸整體可視作細長桿。活塞與缸筒、活塞桿與套環(huán)間存在間隙，當(dāng)活塞桿全部伸出后，必然會有微小彎曲變形，因此，伸縮式液壓油缸模型本質(zhì)為細長變截面且具有初始彎曲，同時承受內(nèi)部壓力的壓桿，具有縱向彎曲的特點。目前，ANSYS Workbench軟件中由于線性屈曲分析應(yīng)用材料力學(xué)壓桿穩(wěn)定性原理，其預(yù)測值為臨界載荷上限值，工程中應(yīng)用此值則偏于危險。因此，筆者采用考慮結(jié)構(gòu)綜合缺陷的非線性屈曲分析，這樣對液壓油缸全伸出狀態(tài)進行穩(wěn)定性分析更具參考意義。

當(dāng)液壓油缸所受載荷達到臨界載荷值時，活塞桿產(chǎn)生非塑性彎曲的趨勢，進而發(fā)生失效。當(dāng)液壓油缸所受載荷大于臨界載荷值后，載荷隨變形量的增大而減小。臨界載荷值對應(yīng)的變形量位于活塞桿與一級活塞連接處，最大變形量的位置相吻合，此處臨界應(yīng)力達到材料屈服極限。根據(jù)相關(guān)公式可得，液壓油缸的工作載荷值為705kN，液壓油缸處于全伸出狀態(tài)時的穩(wěn)定因數(shù)為2.16(1520kN÷705kN)，大于鋼結(jié)構(gòu)彈性塑性失穩(wěn)安全因數(shù)(2.0)，說明伸縮式液壓油缸及活塞桿的穩(wěn)定性符合設(shè)計要求。

6 液壓缸典型零部件間配合約束解除能量消耗分析

1）螺紋約束解除。對于液壓缸，螺栓連接是最常見的一種，但螺栓連接是最常見的。以拆卸螺釘為例，我們分析了釋放螺釘約束所消耗的能量。當(dāng)前，大多數(shù)螺釘?shù)牟鹦妒峭ㄟ^扳手完成的。螺釘拆卸過程分為兩個部分：釋放螺釘約束和卸下螺釘。根據(jù)螺釘?shù)牧?，螺釘?shù)乃蓜舆^程可分為松動過程和空轉(zhuǎn)過程。在松開過程中，始終會有預(yù)緊力?？辙D(zhuǎn)過程是在不預(yù)緊的情況下從螺釘孔中卸下螺釘?shù)倪^程。從理論上講，螺釘釋放約束所消耗的能量是松動和空轉(zhuǎn)過程所消耗的能量之和。但是，空轉(zhuǎn)時的能量消耗小于放松時的能量消耗，因此該部分的能量可以忽略。在擰松螺絲的過程中，擰松扭矩為擰緊扭矩的0.8倍。

2）非剛性過盈配合約束解除。非剛性過盈配合是指配合零件的配合的相對位移或旋轉(zhuǎn)，例如，活塞密封圈與氣缸套之間，氣缸蓋與活塞密封圈之間的配合等。桿之間的非剛性過盈配合，通常在聚合物材料零件和金屬零件之間看到。當(dāng)前，非剛性配合約束的分解通常是手動分解或?qū)Ｓ娩彿纸?。分析此類約束的一個示例是活塞密封圈和氣缸之間的非剛性過盈配合約束。釋放非剛性過盈配合約束的過程分為兩部分：活塞在氣缸中運動和活塞從氣缸中脫離。使用特殊的拆卸工具將活塞移出氣缸。

7 結(jié)束語

綜上所述，在試驗壓力作用下，缸筒和活塞桿的最大等效應(yīng)力均小于材料的許用應(yīng)力。其穩(wěn)定性和安全性也能得到很好的保證，且符合設(shè)計要求。