余建福 馬 寧

安徽合力股份有限公司 安徽 230601

0 引言

安全閥是叉車液壓系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，具有限壓、保壓和穩(wěn)壓的作用，其工作壽命的長短直接影響著叉車工作壽命的長短。目前，叉車上的主安全閥使用1～2 a，其設(shè)定壓力下降較快，導(dǎo)致叉車滿載起升速度較慢或無起升動作。鑒于經(jīng)驗設(shè)計出的產(chǎn)品結(jié)構(gòu)相對保守，難于適合叉車的工況特點，本研究應(yīng)用Ansys軟件對其關(guān)鍵零部件數(shù)值進(jìn)行仿真分析，對結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，結(jié)合耐久性試驗研究分析，以提高主安全閥的使用壽命。

1 安全閥的結(jié)構(gòu)特點

叉車主安全閥是一種常用的先導(dǎo)式溢流閥，主要由主閥套、濾網(wǎng)、主閥芯、 主閥彈簧、錐閥座、錐閥芯、錐閥彈簧、溢流閥體、調(diào)壓螺釘、鎖緊螺母等組成（見圖1），用來保護(hù)叉車液壓系統(tǒng)，起到限壓、保壓和穩(wěn)壓的作用。其結(jié)構(gòu)特點主要是錐閥座與錐閥芯之間線型配合、線型密封，由于錐閥座與錐閥芯之間長期頻繁開啟關(guān)閉，相互撞擊受損，從而導(dǎo)致溢流壓力下降較快，造成叉車滿載起升速度慢或無起升。

圖1 安全閥結(jié)構(gòu)示意圖

2 錐閥座與錐閥芯有限元分析

2.1 三維建模

對錐閥座和錐閥芯結(jié)構(gòu)進(jìn)行必要的簡化，忽略對模型分析基本無影響的細(xì)節(jié)結(jié)構(gòu)，建立三維模型，其基本結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 原基本結(jié)構(gòu)

2.2 幾何處理

在錐閥座端面支撐位置切割一個圓環(huán)面用于約束，在錐閥閥芯的彈簧接觸位置切割一個圓環(huán)面用于加載彈簧力。對錐閥座和錐閥芯進(jìn)行切割處理，在二者的接觸位置各切割出一個圓環(huán)幾何，用以劃分處更加規(guī)則的六面體網(wǎng)格，以使關(guān)注位置的網(wǎng)格質(zhì)量更好。切割部分的三維模型如圖3所示。

圖3 處理好的幾何模型

2.3 有限元模型建立

在有限元模型建立時，應(yīng)重點保證相互接觸的2個切割圓環(huán)的網(wǎng)格質(zhì)量，設(shè)置網(wǎng)格尺寸為0.35 mm，通過適當(dāng)?shù)木W(wǎng)格控制使生成網(wǎng)格形狀為Solid 186單元類型的六面體，另外2個切割部分網(wǎng)格尺寸設(shè)為0.6 mm，網(wǎng)格形狀不作控制，軟件默認(rèn)生成四面體網(wǎng)格，最終得到的網(wǎng)格數(shù)為46 232個，網(wǎng)格模型如圖4所示。

圖4 網(wǎng)格模型

在圖4所示模型中，錐閥座及錐閥芯各自切割出的2個體之間建立綁定接觸關(guān)系，錐閥座和錐閥芯相互接觸的2個切割圓環(huán)之間建立摩擦接觸關(guān)系，摩擦系數(shù)設(shè)為0.1，接觸對中考慮面面接觸以及線面接觸。

在此，設(shè)定壓力17.5 MPa，通過計算得到作用于錐閥芯上的彈簧力約為220 N，施加于錐閥芯上受彈簧力的圓環(huán)表面，在錐閥座上受支撐的圓環(huán)面施加約束，約束加載模型如圖5所示。

圖5 約束加載模型

2.4 錐閥座和錐閥芯應(yīng)力分析

在建立有限元模型后進(jìn)行分析求解，得到原結(jié)構(gòu)在220 N作用力下的分析結(jié)果，如圖6所示。由此可知，錐閥座內(nèi)孔倒角處應(yīng)力高達(dá)512 MPa，存在明顯應(yīng)力集中，錐閥芯錐面應(yīng)力為113 MPa，二者在壓力和彈簧力的作用下不斷開關(guān)動作，易出現(xiàn)碰撞痕跡，影響密封性和安全閥調(diào)定壓力。

圖6 原結(jié)構(gòu)應(yīng)力結(jié)果

2.5 優(yōu)化結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析

1）優(yōu)化結(jié)構(gòu)1

針對上述分析結(jié)果，為改善應(yīng)力集中現(xiàn)象以減小大應(yīng)力，分別對原結(jié)構(gòu)中的錐閥座和錐閥芯的角度尺寸進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，將錐閥座內(nèi)孔倒角尺寸120°優(yōu)化為40°，錐閥芯角度尺寸40°優(yōu)化為33°，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)如7所示。

圖7 優(yōu)化結(jié)構(gòu)1

對上述優(yōu)化結(jié)構(gòu)使用原結(jié)構(gòu)相同的方法步驟進(jìn)行三維建模、幾何處理、建立有限元模型，并加以分析求解，得到優(yōu)化結(jié)構(gòu)1在220 N作用力下的分析結(jié)果，如圖8所示。由此可知，錐閥座內(nèi)孔倒角處應(yīng)力約為191 MPa，應(yīng)力有較大下降，但錐閥閥芯錐面應(yīng)力為128 MPa，應(yīng)力有所上升。雖然相比原結(jié)構(gòu)已有很大改進(jìn)，但為追求完美，需要進(jìn)一步優(yōu)化改進(jìn)。

圖8 優(yōu)化結(jié)構(gòu)1應(yīng)力結(jié)果

2）優(yōu)化結(jié)構(gòu)2

優(yōu)化結(jié)構(gòu)1的分析結(jié)果不是很理想，錐閥芯錐面應(yīng)力未降反升，故而打破傳統(tǒng)尺寸設(shè)計限制，將錐閥座內(nèi)孔倒角尺寸40°優(yōu)化為59°，錐閥芯角度尺寸33°優(yōu)化為58°，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)如9所示。

對圖9所示結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元建模分析，得到優(yōu)化結(jié)構(gòu)2在220 N作用力下的分析結(jié)果，如圖10所示。由此可知，錐閥座內(nèi)孔倒角處應(yīng)力約為128 MPa，進(jìn)一步得到下降，錐閥芯錐面應(yīng)力為85 MPa，應(yīng)力有較大下降，分析結(jié)果接近完美。

圖9 優(yōu)化結(jié)構(gòu)2

圖10 優(yōu)化結(jié)構(gòu)二應(yīng)力結(jié)果

2.6 優(yōu)化結(jié)果分析

根據(jù)上述分析結(jié)果，對原結(jié)構(gòu)、優(yōu)化結(jié)構(gòu)1、優(yōu)化結(jié)構(gòu)2的錐閥座和錐閥芯的應(yīng)力結(jié)果對比如表1所示。

表1 錐閥座與錐閥芯應(yīng)力結(jié)果對比 MPa

由表1可知，原結(jié)構(gòu)在錐閥座的接觸位置處大應(yīng)力過大，容易出現(xiàn)磨損和碰撞痕跡的情況，改進(jìn)結(jié)構(gòu)2在該位置處大應(yīng)力明顯減小。原結(jié)構(gòu)在錐閥芯的接觸位置處大應(yīng)力不大，改進(jìn)結(jié)構(gòu)2在該位置的大應(yīng)力大幅減小。綜合來看，改進(jìn)結(jié)構(gòu)2的大應(yīng)力最小，效果最好。

3 試驗研究分析

參照上述Ansys軟件分析結(jié)果，選取優(yōu)化結(jié)構(gòu)2與原結(jié)構(gòu)進(jìn)行耐久性和啟閉特性的對比試驗，進(jìn)一步驗證分析結(jié)果。參照液壓溢流閥試驗標(biāo)準(zhǔn)，研究設(shè)計了一種結(jié)構(gòu)簡單、能快速檢測主安全閥啟閉特性和耐久性的試驗臺。

3.1 試驗臺結(jié)構(gòu)原理

1）試驗臺結(jié)構(gòu)

試驗臺主要利用現(xiàn)有資源設(shè)備，通過改進(jìn)改裝而組成簡易耐久性試驗臺，主要由多路閥、氣缸單元、電器控制柜、泵站，壓力測試表、散熱器、被試安全閥及管接頭等組成，結(jié)構(gòu)簡單，經(jīng)濟(jì)適用，便于試驗驗證。

2）試驗臺原理

該試驗臺的原理主要利用叉車的多路閥將被試驗安全閥安裝于多路閥上，由泵站提供試驗油源，控制試驗系統(tǒng)的壓力，采用氣缸單元和控制柜控制多路閥換向，實現(xiàn)被試驗的安全閥頻繁開啟、自動記錄換向次數(shù)，通過壓力測試儀和量杯分別測試被試驗安全閥的溢流壓力、開啟壓力及開啟溢流流量，利用散熱器控制試驗系統(tǒng)的液壓油溫范圍為50℃～80℃，保證系統(tǒng)能正常工作。該試驗臺的結(jié)構(gòu)原理如圖11所示。

圖11 實測系統(tǒng)原理

3.2 優(yōu)化前后對比試驗

將原結(jié)構(gòu)和優(yōu)化后結(jié)構(gòu)的安全閥分別安裝于多路閥上，按照溢流閥耐久性試驗方法，以20 次/min換向頻率、5萬次檢測一次安全閥的溢流壓力、開啟壓力及開啟溢流流量（一般要求≤2 L/min），換向次數(shù)不少于25 萬次，開啟率不低于80%[2]，壓力下降不應(yīng)超過調(diào)定壓力值的10%，其零部件不應(yīng)有異常磨損和其他形式的損壞。優(yōu)化前后被試安全閥調(diào)定的力均為17.5 MPa，分別安裝到叉車多路閥上進(jìn)行試驗測試，試驗測試數(shù)據(jù)如表2所示。

針對表2中的測試數(shù)據(jù)，對優(yōu)化前后數(shù)據(jù)進(jìn)行研究分析，溢流壓力下降百分比及開啟率的對比分析如圖12、圖13所示。由圖12、圖13可知，優(yōu)化后的安全閥各項性能要明顯優(yōu)于優(yōu)化前的安全閥，優(yōu)化前的安全閥試驗10.1萬次后，壓力下降百分比為13%，大大超過調(diào)定壓力值不低于10%的要求。在試驗15.6萬次后，開啟率為79%，已不符合開啟率不低于80%的要求，而優(yōu)化后的安全閥在試驗30.08萬次后均滿足各項試驗性能要求。

表2 試驗臺測試數(shù)據(jù)

圖12 溢流壓力下降百分比對比分析

圖13 開啟率對比分析

在試驗結(jié)束后，對優(yōu)化后的安全閥進(jìn)行拆件分析，發(fā)現(xiàn)原安全閥的錐閥芯表面有明顯撞痕，通過3D投影測量儀測量撞痕痕跡為0.44 mm，計算得壓力變化值為3 MPa，實測壓力值下降3.13 MPa，理論值與實測值基本吻合。拆件優(yōu)化后安全閥的錐閥芯表面無明顯撞痕，效果非常好。

4 結(jié)論

本研究應(yīng)用Ansys軟件對錐閥座和錐閥芯進(jìn)行應(yīng)力分析，優(yōu)化了其結(jié)構(gòu)，并通過耐久性試驗研究驗證，極大提高了安全閥的各項性能要求，特別是溢流壓力、開啟壓力及開啟溢流流量性能相對原結(jié)構(gòu)有較大提高，耐久性性能提高了2倍多，解決了叉車使用一段時間后起升速度慢或無起升的質(zhì)量問題。