四柱液壓機主體改造研究

卜勻

(唐山學院，河北唐山063000)

某礦山修配廠主要從事煤礦機械專用設備及配件的制造、修理，冶金專用設備、建筑工程用機械及配件制造等業務。工廠的一臺四柱液壓機，應用中液壓控制系統經常出現故障，而且立柱根部圓角處出現小裂紋。提出液壓機改造方案:液壓控制系統選用插裝閥改造的同時適當增大公稱壓力，擴大工作范圍，主機原有結構是否能滿足強度要求。基于此，對主機結構進行校核分析，為改造設計奠定理論基礎。

四柱式液壓機主要技術參數如下:

公稱壓力:2 000 kN;液體最大工作壓力:25 MPa。改造參數:液體最大工作壓力28 MPa 或32 MPa。

四柱式液壓機主體包括液壓缸、立柱、三橫梁三部分內容，如圖1所示。液壓機各零部件材料性能參數見表1。

圖1 液壓機

表1 液壓機各零部件材料性能參數表

1 液壓缸缸體改造分析

1.1 液壓缸改造前分析

采用活塞式液壓缸，活塞桿與活動橫梁的連接形式為剛性連接。主液壓缸主要尺寸:活塞直徑320 mm;活塞桿直徑280 mm;主缸壁厚5.5 cm;外徑430 mm。

液壓缸工作時高壓油作用于柱塞，反作用力作用在缸底，通過缸壁傳到法蘭部分，以均勻面力作用于法蘭上表面。液體壓力均勻分布于密封以上的液壓缸內壁。由于液壓缸以法蘭支承，并用鎖緊螺母與橫梁聯接，法蘭表面各節點垂直方向自由度、周向自由度受到約束。

缸體對稱，在ANSYS 有限元軟件中建立1/2 缸體分析模型，選用SOLID185 單元類型，單元大小設置20 mm，進行自由網格劃分。在缸體對稱面上施加對稱約束，在液壓缸法蘭與上橫梁接觸的環形面上施加X、Y、Z 三個方向的位移約束，在液壓缸的內腔側壁、缸底面施加液體最大工作壓力25 MPa 的載荷，在液壓缸法蘭與上橫梁接觸的環形面施加2 000 kN的均布力。

液壓缸節點等效應力云圖如圖2所示，在缸底內圓弧偏下方部位存在部分高應力，法蘭和缸體過渡圓弧部位為高應力區，超過許用應力范圍;內腔側壁應力較均勻;其他部位應力值較小，均滿足材料的許用應力;軸向最大拉應力和最大主應力出現在法蘭與缸體過渡處;液壓缸的最大變形量發生在液壓缸靠近缸底部分，節點最大位移在允許范圍之內。根據第四強度理論，法蘭和缸體過渡圓弧處強度條件不滿足。應對該結構進行改善，以期達到改造設計要求。

圖2 缸體節點等效應力圖

1.2 液壓缸改造后分析

由于液壓缸法蘭和缸體過渡圓弧處強度條件不滿足，首先修改模型。方案一:增加法蘭和缸體接觸半徑，過渡半徑由1 mm 增加為4 mm;方案二:缸底過渡部分的半徑由30 mm 增大到36 mm;法蘭和缸體接觸半徑由4 mm 增加到25 mm。按上述兩種方案修改模型，在ANSYS 有限元軟件中分別建立1/4 缸體分析模型，劃分網格。施加約束，在液壓缸的內腔側壁、缸底面施加液體最大工作壓力28 MPa 或32 MPa的載荷，在液壓缸法蘭與上橫梁接觸的環形面施加2 240或2 560 kN 的均布力。得到液壓缸改造前后應力變化規律表(表2)，通過對比分析可得，按照方案二改造，液體壓力采用28MPa 時最大應力小于許用應力，滿足設計要求，如圖3所示為液壓缸壓力28 MPa 應力云圖。如果采用方案二中32 MPa 應力稍大，法蘭與缸體過渡半徑還應適當增大。

表2 液壓缸改造前后對比表

圖3 缸體壓力28 MPa(方案二)應力圖

2 立柱改造分析

立柱采用耐磨、易更換的圓柱面導套用導套法蘭固定在活動橫梁上，之間夾有防塵氈墊。整體式螺母用螺釘鎖緊裝置防止螺母自行脫落。

建立立柱有限元模型，選用SOLID185 單元劃分自由網格，對一個端面加以全約束，工作壓力25 MPa時，對另一端面施加均布載荷。立柱所受最大應力集中在軸兩端螺紋退刀槽的根部。根據實際工作情況，立柱受疲勞載荷作用，通過疲勞強度校核計算可得，45 鋼正火處理，應力集中敏感系數取0.7，有效應力集中系數為2，最大應力為330 MPa。顯然，立柱結構不安全，故實際應用中會出現細小裂紋，需要改進。改變參數同時提出改進方法。方案一:加大立柱直徑，加大退刀槽根部過渡圓角半徑;方案二:根據實際情況，保持立柱直徑不變，加大退刀槽根部過渡圓角半徑，調整為5mm;方案三:立柱材料改為35CrMo，滿足強度條件。得到立柱改造后對比表3。方案一立柱直徑增加、強度加大，但同時涉及液壓機其他結構的改變，特別是三橫梁結構，不易采納。方案二沒有涉及對液壓機其他結構的改變，只是改善立柱本身結構，最大應力減少，可做改造方案，如圖4所示。方案三35CrMo 材料本身強度較高，性能較好，成本高，可作為備選方案。

表3 立柱改造后位移應力對比表

圖4 立柱28 MPa(方案二)應力圖

3 橫梁改造分析

橫梁包括上橫梁、活動橫梁和工作臺，均做成箱型，減輕質量，中間按方格形或輻射形布置筋板。

建立1/4 上橫梁模型，選用SOLID185 單元類型，單元尺寸20 mm，劃分網格。上橫梁的結構和所受載荷Y 向對稱，在結構對稱面上施加對稱約束;上橫梁、立柱、工作臺通過立柱和螺母連接，在螺母作用面上施加Z 向位移約束;上表面的左前角點施加X、Y 方向位移約束，限制剛體位移。液壓缸的工藝反力作用于上橫梁，以液壓機的公稱壓力2 000 kN 作為計算載荷，以均布力的形式作用在相關作用面上，由于受到偏心載荷影響，以1.2 倍載荷施加;液壓缸的重力作用在上表面的環形面上;橫梁重力作為載荷施加到機體上;橫梁與立柱支撐連接處受到的拉力。求解分析得到:應力變化最大的部位分別在上橫梁的液壓缸孔、立柱孔下端、立柱上端與橫梁上表面過渡圓弧處，小于鑄鐵的許用應力。上橫梁最大位移發生在上橫梁的液壓缸孔，小于上橫梁的許用值。改變液體工作壓力參數28 MPa，得到如圖5所示的應力云圖。

圖5 上橫梁28 MPa 應力圖

對1/4 活動橫梁模型進行自由網格劃分，在活動橫梁的兩個截面上施加對稱約束，下端底面施加固定約束，在活動橫梁上端面與活塞桿接觸部位施加均布載荷2 000 kN。在活動橫梁上端與活塞桿接觸的部位位移最大，與活動橫梁許用變化值相差很大，活動橫梁的最大應力發生在活塞腔內過渡部分，活動橫梁滿足設計要求。改變液體工作壓力參數28 MPa，得到如圖6所示應力圖。

圖6 活動橫梁28 MPa 應力圖

在工作臺的兩截面上施加對稱約束，在工作臺下表面施加固定約束，取上表面2/3 的有效面積施加載荷2 000 kN。工作臺的最大應力發生在工作臺的內部筋板上。改變液體工作壓力參數28 MPa，得到如圖7所示應力圖。

圖7 工作臺28 MPa 應力圖

改變參數施加載荷，得到三橫梁工作壓力參數改變前后橫梁變化規律，如表4所示。對比可得:參數改變，最大應力和最大變形均滿足設計強度要求，改造設計不需改變三橫梁的結構，可繼續應用。

表4 壓力參數改變前后橫梁變化對比表

4 結論

利用有限元分析軟件完成液壓缸、立柱及三橫梁應力和應變分析，得到液壓機原液體工作壓力25 MPa 下的應力應變變化規律。進一步改變液體工作壓力，液壓缸分析結果表明:缸底過渡部分、法蘭和缸體接觸半徑部分存在安全隱患，應加大過渡半徑;立柱存在安全性問題，由于改造要求盡量少地改變零件結構，保持立柱直徑不變，加大退刀槽根部過渡圓角半徑，調整為5 mm;三橫梁計算及分析結果顯示均滿足設計要求，并有較大的余量，可以承受更大的力，原結構可以繼續應用。研究結果表明:改造液壓機液壓系統的同時，增加壓力至28 MPa 或32 MPa，對液壓缸缸體和立柱結構適當改進，可以達到2 240 kN 或2 560 kN 的公稱壓力。研究結果為改造方案的實施奠定理論基礎，為液壓機性能的進一步提高和發展提供了參考依據。

［1］李建華.大噸位四柱式閘板缸動式液壓機的機身有限元分析［J］.鍛壓裝備與制造技術，2011(1):34－37.

［2］劉廣君，賈延.4MN 液壓鐓鍛機機架有限元模態分析［J］.煤礦機械，2008(5):72－75.

［3］俞新陸.液壓機的設計與應用［M］.北京:機械工業出版社，2006.