崔郎郎,許夢凱,黃 增,王春雨,周海勇,曹立鋼,張曉松

(1.中信重工機械股份有限公司,河南 洛陽 471003;2.燕山大學 機械工程學院,河北 秦皇島 066004;3.上海海岳液壓機電工程有限公司,上海 200031)

0 引 言

在打樁錘的打樁過程中,打樁錘產(chǎn)生的振動會傳遞至液壓閥組,對閥組,尤其是加裝在閥組上的各類液壓元件產(chǎn)生較大的不利影響;同時,各種負載力也會對閥組的可靠性產(chǎn)生一定的影響[1-2]。

因此,打樁機的液壓閥組的結構設計和材料選用成為當下的研究熱點。通過對現(xiàn)有產(chǎn)品的液壓閥組進行分析,發(fā)現(xiàn)不同工況和材質對液壓閥組可靠性的影響,可以為其后續(xù)結構優(yōu)化設計提供參考。

就液壓閥組的結構設計而言,目前有多家企業(yè)或研究機構的科研人員都提出了許多方法。

鄭建豐等人[3]在液壓閥組設計中,提出了一種基于質量功能展開(quality function deployment,QFD)的液壓閥組設計方法,這為并行過程的開展提供了載體。盧志學等人[4]采用Fluent軟件對閥組內(nèi)部流道進行了流場仿真分析,對閥組內(nèi)部流道進行了結構優(yōu)化。徐志剛[5]提出了一種邁步自移機尾閥后補償式四聯(lián)同步換向閥組,并采用靜態(tài)理論分析、機構優(yōu)化設計、動態(tài)模擬仿真相結合的方式,對該閥組進行了優(yōu)化,提高了閥組的集成度,使閥組具有了管路少、結構緊湊、外形尺寸小、便于維修更換等優(yōu)點。熊壯等人[6-7]基于液壓單元回路集成的思想,構造了集成塊內(nèi)部管網(wǎng)連通的規(guī)則庫,并采用一種簡易的校驗算法對閥塊內(nèi)部孔道的干涉進行了檢查,完成了集成塊的計算機輔助設計。張軍輝等人[8]采用增材制造的加工方式對閥組進行了設計加工,并運用仿真軟件進行了驗證。

調查發(fā)現(xiàn),在目前針對閥組的研究中,研究人員并沒有仔細考慮閥塊材質對閥塊性能的影響。因此,有必要展開液壓閥塊的材質對閥塊性能影響的研究。

除液壓閥組的結構設計之外,液壓閥組的受力分析同樣是各大企業(yè)和機構科研人員的關注熱點之一。

王曉華等人[9]對集成液壓閥塊的設計要點和注意事項進行了分析和總結。胡峰等人[10]采用ANSYS對目標元件進行了自動網(wǎng)格劃分,并結合其安裝方式,對液壓閥塊進行了載荷分析。方波等人[11]采用ANSYS軟件,對外嚙合齒輪泵泵體進行了有限元分析,并對其結構進行了優(yōu)化。劉丹[12]采用有限元軟件,對閥塊的應力及應變進行了分析,根據(jù)閥塊的結構形式和受力情況,建立了其整體的分析模型,并應用Generatemesh方式劃分了其網(wǎng)格。張晉[13]采用Fluent軟件,對液壓閥內(nèi)部流體進行了流場分析和壓力場分析。周海勇等人[14]采用有限元分析的方法,對船用液壓閥塊進行了應力分析和強度校核,以確保閥塊的可靠性。于占忠[15]采用Solidworks Simulation軟件,對調壓閥組閥門不同工作狀態(tài)下的整體強度進行了有限元分析。潘國雄等人[16]以液壓管路的閥組單元為研究對象,采用有限元軟件ANSYS,建立了閥組的結構模型,計算了閥組單元結構在不同頻率載荷激勵下的振動響應頻譜,分析了安裝間距、閥架閥臂長度、斜撐位置、隔振器安裝等制造工藝參數(shù)對其聲學性能的影響,并將仿真與試驗測試結果的響應頻譜進行了對比分析。

除了針對液壓閥組的研究以外,國外學者同樣采用有限元分析法,分別對液壓挖掘機[17-20]和汽車座椅[21]的強度性能進行了分析和驗證。

調查發(fā)現(xiàn),大量學者在利用相關軟件對液壓閥組零件進行受力分析時,并沒有考慮零件的全部工況以及共振頻率,因此,上述研究仍存在一些不足之處。

筆者通過對當前液壓閥組結構可靠性分析方法進行調研,基于一種新型的環(huán)形閥組結構,利用有限元分析方法對設計的環(huán)形閥組進行強度分析,對比不同材料的差別,并對閥組進行模態(tài)分析,為閥組進一步改進設計以及樣機實驗提供理論依據(jù)。

1 環(huán)形閥組結構

筆者設計了一種新型的插裝式環(huán)形閥組,環(huán)形閥組的裝配圖如圖1所示。

圖1 環(huán)形閥組裝配圖

打樁錘液壓回路原理圖如圖2所示。

圖2 打樁錘液壓回路原理圖

環(huán)形閥組插裝閥如圖3所示。

圖3 環(huán)形閥組插裝閥S閥—補償閥;R閥—回油閥;T口—回油口;P閥—進油閥;P口—進油口

圖3中:在該環(huán)形閥組中插裝有S閥,S閥為補償閥,在系統(tǒng)中起到瞬態(tài)反彈補油與緩沖的作用;在該環(huán)形閥組中插裝有R閥,R閥為回油閥,在系統(tǒng)中起到特征腔排油的作用;在該環(huán)形閥組中插裝有P閥,P閥為進油閥,在系統(tǒng)中起到特征腔進油的作用。

打樁錘工作原理如下:

(1)在打樁錘提升階段,P閥的先導閥電磁鐵得電,R閥的先導閥電磁鐵失電,油液經(jīng)過P閥流經(jīng)環(huán)形閥組進入環(huán)形腔,使錘體提升;(2)在打樁錘下落階段,R閥的先導閥電磁鐵得電,P閥的先導閥電磁鐵失電,環(huán)形腔中的油液經(jīng)R閥流出,使錘體下落;(3)在錘體打樁瞬間,會產(chǎn)生回彈,此時油液經(jīng)過S閥進行補油。

2 環(huán)形閥組受力分析

2.1 仿真模型建立

筆者首先搭建了物理模型,環(huán)形閥組三維模型如圖4所示。

圖4 環(huán)形閥組三維模型

圖4中,根據(jù)環(huán)形閥組的具體結構,筆者采用SolidWorks軟件建立了其三維模型,并導出“.x_t”格式文件,利用ANSYS Workbench對其進行了仿真分析。

筆者對環(huán)形閥組進行了網(wǎng)格劃分,環(huán)形閥組網(wǎng)格劃分效果圖如圖5所示。

圖5 環(huán)形閥組網(wǎng)格劃分效果圖

考慮到仿真模擬的效率與仿真結果的可靠性,筆者將網(wǎng)格大小設置為2 cm,并將網(wǎng)格中Transition屬性設置為Slow,以提高網(wǎng)格過渡部分的均勻性,以及仿真結果的可靠性。最終得到的節(jié)點數(shù)為3 845 153個,網(wǎng)格單元個數(shù)2 689 186個。

環(huán)形閥組邊界條件圖如圖6所示。

圖6 環(huán)形閥組邊界條件圖

圖6中:根據(jù)打樁機結構,筆者對環(huán)形閥組上下法蘭面及螺栓孔部分施加固定約束,作為邊界條件;考慮到環(huán)形閥組上安裝閥類零件的螺栓孔被螺栓限制變形,近似剛性約束,所以對安裝閥類零件的螺栓孔同樣施加了固定約束作為邊界條件。

環(huán)形閥組受力方向圖如圖7所示。

圖7 環(huán)形閥組受力方向圖

之后,筆者對不受工作狀況變化影響的負載力、重力等進行統(tǒng)一設置:

首先是環(huán)形閥組自身的重力,取重力加速度大小為9.8 m/s2,方向豎直向下,施加環(huán)形閥組自身重力;再根據(jù)環(huán)形閥組上安裝的各類閥類零件的質量,對環(huán)形閥組施加相應作用力,同樣取重力加速度大小為9.8 m/s2,方向豎直向下,箭頭代表方向。

環(huán)形閥組受壓力及反作用力視圖如圖8所示。

圖8 環(huán)形閥組受壓力及反作用力視圖

在打樁錘實際結構中,環(huán)形閥組處于中間位置,環(huán)形閥組上方還裝有其他元件。

在考慮具體元件重量基礎上,筆者取重力加速度大小為9.8 m/s2,方向豎直向下,對環(huán)形閥組上表面施加大小近似為5×106N的作用力;考慮到反作用力的影響,又在環(huán)形閥組下表面同樣施加大小為5×106N的作用力。

環(huán)形閥組的材料參數(shù)如表1所示。

表1 材料參數(shù)

具體仿真參數(shù)如表2所示

表2 仿真參數(shù)

2.2 上升工況分析

環(huán)形閥組所受油壓示意圖如圖9所示。

圖9 環(huán)形閥組所受油壓示意圖

根據(jù)液壓回路原理圖,筆者分析得出了在打樁錘提升階段,油液在環(huán)形閥組內(nèi)的進回油管路,并對壓力油路施加大小為35 MPa的壓強,對回油管路施加以大小為2 MPa的壓強。

材料為球墨鑄鐵時的應變應力如圖10所示。

圖10 材料為球墨鑄鐵時的應變應力圖

由圖10可見:最大變形點出現(xiàn)在油路與缸筒相交部位,最大變形量為0.15 mm;最大應力點出現(xiàn)在兩條高壓油路的相交部位,數(shù)值大小為287.5 MPa。

材料為35CrMoV時的應變及應力如圖11所示。

圖11 材料為35CrMoV時的應變及應力圖

由圖11可見:最大變形點位同樣出現(xiàn)在油路與缸筒相交部位,最大變形量為0.11 mm;最大應力點出現(xiàn)在兩條高壓油路的相交部位,數(shù)值大小為285 MPa。

通過上述分析,可以得到以下結論:

(1)通過分析應變云圖可知:最大變形位置出現(xiàn)在油路與缸筒相交部位。材料為球墨鑄鐵時,該位置變形量達0.15 mm,這是因為該位置處的壁厚過薄,從而導致受力時變形量過大。在之后的優(yōu)化階段考慮可改變A口對應的油路的傾斜角度,從而達到增大壁厚的目的;

(2)通過分析應力云圖可知:最大應力點出現(xiàn)在兩條高壓油路的相交部位,由局部放大圖可以得知:由于管路相交,從而使該處形成薄壁組織,導致在薄壁尖點位置出現(xiàn)應力集中的現(xiàn)象。在之后的優(yōu)化階段,考慮將管路中相交所形成的薄壁位置修改成圓角過渡的形式,從而消除應力集中的現(xiàn)象;

(3)在提升階段,通過分析球墨鑄鐵和35CrMoV兩種材料的仿真云圖可知:相比于球墨鑄鐵,由于35CrMoV的剛度更高,在應力大小幾乎相同的情況下,其變形量更小。

2.3 下落工況分析

環(huán)形閥組所受油壓的示意圖如圖12所示。

圖12 環(huán)形閥組所受油壓示意圖

分析液壓回路原理圖可知:在打樁錘下落階段,油液在環(huán)形閥組內(nèi)的進回油管路中,對壓力油路施加大小為35 MPa的壓強,對回油管路施加以大小為2 MPa的壓強。

材料為球墨鑄鐵時的應變及應力如圖13所示。

圖13 材料為球墨鑄鐵時的應變及應力圖

由圖13可知:最大變形點位出現(xiàn)在環(huán)形閥組上表面的高壓油路與缸筒之間部分,最大變形量為0.073 mm;最大應力點出現(xiàn)在兩條高壓油路的相交部位,其數(shù)值大小為290.8 MPa。

材料為35CrMoV時的應變及應力如圖14所示。

圖14 材料為35CrMoV時的應變及應力圖

由圖14可知:最大變形點位同樣出現(xiàn)在環(huán)形閥組上表面的高壓油路與缸筒之間部分,最大變形量為0.054 mm;最大應力點出現(xiàn)在兩條高壓油路的相交部位,其數(shù)值大小為290 MPa。

通過上述分析,可以得到以下結論:

(1)在下落階段,由于環(huán)形閥組內(nèi)管路壓力分配較提升階段有所改變,應變及應力云圖有所改變。分析應變云圖可知,當材料為球墨鑄鐵時最大變形量為0.073 mm,變形量很小,這是因為高壓油路沒有單獨作用在薄壁組織的一側;

(2)通過分析應力云圖可知:最大應力點出現(xiàn)在兩條高壓油路的相交部位。經(jīng)對比可知,該位置與提升階段的位置相同,且該位置產(chǎn)生最大應力的原因與上節(jié)所述相同,故筆者在后續(xù)階段采取相同優(yōu)化方法進行優(yōu)化處理;

(3)在提升階段,通過分析球墨鑄鐵和35CrMoV兩種材料的仿真云圖可知:在下落階段,由于變形量很小,所以相較于材料球墨鑄鐵,材料35CrMoV對環(huán)形閥組變形量減小的效果不是很明顯,但對環(huán)形閥組的可靠性仍具有小幅提升作用。

2.4 補油工況分析

環(huán)形閥組所受油壓示意圖如圖15所示。

圖15 環(huán)形閥組所受油壓示意圖

通過分析液壓回路原理圖可知:在打樁錘補油階段,油液在環(huán)形閥組內(nèi)的進回油管路中,對壓力油路施加了大小為35 MPa的壓強,對回油管路施加了大小為2 MPa的壓強。

材料為球墨鑄鐵時的應變及應力如圖16所示。

圖16 材料為球墨鑄鐵時的應變及應力圖

由圖16可知:最大變形點位出現(xiàn)在環(huán)形閥組上表面的高壓油路與缸筒之間部分,最大變形量為0.073 mm;最大應力點出現(xiàn)在兩條高壓油路的相交部位,其數(shù)值大小為290.8 MPa。

材料為35CrMoV時的應變及應力如圖17所示。

圖17 材料為35CrMoV時的應變及應力圖

由圖17可知:最大變形點位同樣出現(xiàn)在環(huán)形閥組上表面的高壓油路與缸筒之間部分,最大變形量為0.054 mm;最大應力點出現(xiàn)在兩條高壓油路的相交部位,其數(shù)值大小為290 MPa。

通過上述分析,可以得到以下結論:

在下落階段和補油階段,通過仿真對比環(huán)形閥組可知:在這兩個階段中,環(huán)形閥組內(nèi)部流道壓力分布很相似,二者的應變和應力云圖幾乎一致,最大變形量與最大應力也幾乎相等。

3 模態(tài)分析

3.1 仿真參數(shù)

環(huán)形閥組網(wǎng)格劃分效果圖如圖18所示。

圖18 環(huán)形閥組網(wǎng)格劃分效果圖

由于模態(tài)分析仿真所需內(nèi)存空間較大,考慮到效率問題,筆者將網(wǎng)格大小設置為3 cm,并將網(wǎng)格中Transition屬性設置為Slow,以提高網(wǎng)格過渡部分的均勻性,以及仿真結果的可靠性,最終得到節(jié)點數(shù)2 619 412個,網(wǎng)格單元個數(shù)1 844 419個。

模態(tài)分析是對結構的共振頻率進行分析,屬于結構本身固有特性,所以只需要施加固定約束,不需要根據(jù)不同工況施加載荷。模態(tài)分析的固定約束與靜力學分析時一致(如圖6所示)。

筆者在Analysis Settings的Options中,設置Max Models to Find為6,即可對環(huán)形閥組的6階固有頻率進行分析。

3.2 模態(tài)分析結果

材料為球墨鑄鐵時的固有頻率如圖19所示。

圖19 材料為球墨鑄鐵時的固有頻率

圖19中,筆者對環(huán)形閥組六階模態(tài)進行分析,其中,一階模態(tài)較為重要,一階模態(tài)共振頻率為1 064.5 Hz。

材料為球墨鑄鐵時,一階頻率下環(huán)形閥組變形如圖20所示。

圖20 材料為球墨鑄鐵時一階頻率下環(huán)形閥組變形

由圖20可見:在一階共振頻率下,由球墨鑄鐵制成的環(huán)形閥組會發(fā)生近1.8 cm的較大變形,導致閥組損壞。

材料為35CrMoV時的固有頻率如圖21所示。

圖21 材料為35CrMoV時的固有頻率

當材料為35CrMoV時,筆者對環(huán)形閥組進行模態(tài)分析,得到的一階模態(tài)共振頻率為1 196.3 Hz。

材料為35CrMoV時,一階頻率下環(huán)形閥組變形如圖22所示。

圖22 材料為35CrMoV時一階頻率下環(huán)形閥組變形

由圖22可見:在一階共振頻率下,由35CrMoV制成的環(huán)形閥組會發(fā)生近1.7 cm的較大變形;由球墨鑄鐵和35CrMoV兩種材料的環(huán)形閥組的模態(tài)分析結果可以得知:兩種材料下的一階頻率都達1 000 Hz以上。

但是,在實際工作過程中,并不會出現(xiàn)上述如此高的振動頻率,所以由這兩種材料制成的環(huán)形閥組仍可滿足安全使用要求[22，23]。

4 結束語

由于環(huán)形閥組在工作過程中受力復雜,易于受到破壞,為此,在環(huán)形閥組實際工作中的3種不同工況下,筆者對球墨鑄鐵和35CrMoV兩種材料的環(huán)形閥組進行了有限元分析和模態(tài)分析,對比分析了球墨鑄鐵和35CrMoV兩種材料對環(huán)形閥組可靠性的影響規(guī)律。

研究結果表明:

(1)在相同工況下,材料35CrMoV可以有效地增強環(huán)形閥組的抗變形能力,使其可靠性得到提升;筆者通過分析不同工況下的環(huán)形閥組總變形和應力情況,得出了對應的優(yōu)化解決方案;

(2)兩種材料的一階共振頻率均達到1 000 Hz以上,當環(huán)形閥組處于該頻率下時,會產(chǎn)生較大變形,需避免該類情況的發(fā)生;但筆者結合實際分析發(fā)現(xiàn),不會出現(xiàn)如此高頻的工況,因此,環(huán)形閥組不會發(fā)生共振破壞。

在下一階段,筆者將會制作出液壓閥組樣本,并進行樣本實驗,從而驗證該環(huán)形閥組的各項性能。