大型鍛造液壓機工作缸結構設計及有限元分析

李 剛，劉培培，倪承普

（1.大連交通大學，遼寧 大連 116028；2.大連華銳重工集團股份有限公司，遼寧 大連 116093）

1 引言

工作缸是液壓機的重要執行元件，它將液體的壓力能轉換成機械能，按結構型式的不同分為柱塞式、活塞式、擺動式和伸縮式。200MN鍛造液壓機的工作缸采用柱塞式，結構簡單，制造容易，是大型液壓機常采用的結構形式[1]。液壓機的傳統設計理論是工作缸的結構設計的主要依據。

ABAQUS精于求解復雜的問題，在有限元分析軟件中達到了世界領先水平，廣泛應用于機械、軍事、化工、汽車等工業領域中。使用ABAQUS對液壓壓機工作缸進行數值模擬，可以準確地確定工作缸的應力分布情況，進而分析其結構設計的合理性。

2 工作缸的結構設計

為了節約能量，尤其是減少電能消耗，200MN鍛造液壓機采用六個工作缸，呈三排布置。6個工作缸同時動作時可以產生200MN壓力，兩側4個小工作缸可以產生80MN壓力，中間2個大工作缸可以產生120MN壓力。動作不同排列的工作缸可以產生3級壓力，生產不同的鍛件可以選擇相應的壓力等級，大大的節約了成本。其本體結構及工作缸布置圖分別見圖1和圖2。

圖1 液壓機本體結構圖

圖2 工作缸的布置圖

為了提高工作缸的壽命，本設計直接使用螺栓在上橫梁固定缸體，即采用缸底支撐。這樣做不僅使上橫梁的剛度與強度提高，還能夠減小工作缸的缸壁應力。

單球鉸聯接方式適用于滑塊和側邊4個小工作缸柱塞，而雙球鉸聯接是滑塊和中間2個主工作缸柱塞的最佳連接方式，如圖3a、b所示。

圖3 工作缸連接方式示意圖

當工作缸的工作壓力高于20MPa時，碳鋼鍛造是工作缸的主要生產方式[2]。200MN鍛造液壓機工作缸在31.5MPa高壓下工作，且結構較大，難以整體鍛造，故采用35鋼鍛焊而成，并進行正火、回火處理，其屈服強度為240MPa。

柱塞在缸體中往復運動，對導套和密封的磨損影響巨大，因此柱塞表面必須具有足夠的硬度和良好的表面光潔度。為達到這一要求，柱塞一般由含碳量較高的碳素鍛鋼制成，機加工后進行表面強化處理。本液壓機柱塞用45鋼鍛造而成。

中間工作缸公稱壓力為120MN，其結構參數的設計計算如下：

根據液壓缸應產生的名義總壓力F（N）及選定的液體工作壓力p（MPa），按下式確定柱塞直徑D為

其中，F=60×106N，p=31.5MPa

由式（1），計算得 D=1557.7mm，圓整后取D=1560mm，液壓缸內徑D1跟柱塞和工作缸內壁的間隙Δt有關，根據經驗Δt取15mm為宜。

依據上式（2），求得液壓缸內徑D1為1590mm。根據經驗公式液壓缸外徑D2為

[σ]取 120MPa，依據上式（2），求得液壓缸外徑 D2為2153mm，又根據公式

式中r1——液壓缸內半徑（mm）

r2——液壓缸外半徑（mm）

由式 （4） 計算得，r2≥1076.5mm，取 D2=2·r2=2250mm。

側部四個工作缸公稱壓力為80MPa。同樣，可以初步得出側工作缸結構參數如下：

柱塞直徑D=900mm，取Δt=10mm，液壓缸內徑D1=920mm，外徑D2=1360mm，缸底厚度t=300mm。

3 工作缸數值模擬及結果分析

目前，液壓缸大都采用彈性力學經驗算法，根據基本設計參數，參考有關資料，確定其基本設計參數，然后，根據簡化的力學模型進行強度校核。然而，由于液壓缸的結構形狀比較復雜，難以建立精確的力學及數學模型，特別是在應力集中區。采用有限元法對液壓缸進行計算，可以準確地確定液壓缸的應力分布情況，進而分析其結構設計合理性[3,4]。工作缸的主要尺寸如圖4所示。

圖4 工作缸主要尺寸

3.1 有限元模型的建立

3.1.1 結構模型與單元劃分

為使工作缸數值計算更接近于實際工作狀況，將6個工作缸按照實際條件與上橫梁裝配，考慮到下橫梁變形對工作缸的影響微乎其微，所以立柱模型截取到一半高度。

工作缸網格類型選定為四面體單元C3D4，并對于缸底圓角、進油口和螺紋孔等細節部分進行了網格細分處理，4個側缸共劃分94萬個單元，中間2個主缸共劃分120萬個單元。

3.1.2 邊界條件

（1）工作缸筒內壁表面施加31.5MPa均布壓力，液體壓力分布于工作缸內壁密封以下。

（2）摩擦系數μ定為0.1，其接觸類型選定為標準面 -面接觸（surface-surface contact）。

（3）設定工作缸材料屬性：泊松比λ為0.3，彈性模量E為20.6萬MPa。

（4）上橫梁分塊拉桿預緊：?200mm(10 根)，單根預緊力設定為4000kN，預緊方式均采用Bolt load。

（5）立柱拉桿預緊：預緊力要適中，預緊力過大會破壞拉桿；反之，橫梁和立柱的接觸部位會因預緊力過小而開縫。總體預緊力取為1.4倍的公稱壓力，即280MN較為合適。其中，10根?400mm拉桿的單根預緊力設定為17500kN；12根?320mm拉桿的單根預緊力設定為11200kN；預緊方式均采用Bolt load。

（6）立柱中間斷面施加固支邊界條件。

其數值模型如圖5所示。

圖5 工作缸數值模型

3.2 模擬結果與分析

對工作缸數值模型計算結束后，對工作缸的等效應力云圖進行觀察和分析。

3.2.1 中間主工作缸模擬結果及分析

將主工作缸剖開觀察工作缸內部和外部應力分布情況，中間主工作缸的等效應力云圖如圖6所示。

對主工作缸等效應力分布云圖進行分析，得出以下結果：

（1）工作缸內壁近充液口處等效應力分布平均數值最高，在105～120MPa之間。等效應力的最高點達到119MP，位置在工作缸內壁靠近充液口的下部。

（2）工作缸中間厚壁圓筒部分內壁等效應力值較高，在95～115 MPa之間，等效應力分布較為均勻。

（3）工作缸底部等效應力值較低，在68～85MPa之間。

圖6 主工作缸等效應力分布云圖

（4）工作缸中間厚壁圓筒部分外壁等效應力值最低，最大等效應力值僅為60MP。

數值計算結果表明，主工作缸的最大等效應力發生在內壁充液口附近，數值為119MP，而工作缸缸體材料35鋼，經過熱處理后的屈服強度為240MPa，其安全系數大于2。進而可以證明主工作缸的強度滿足設計要求。

3.2.2 側部工作缸模擬結果

圖7所示為側部工作缸的等效應力云圖。

對側部工作缸等效應力分布云圖進行分析，得出以下結果：

（1）最大等效應力產生在充液口附近，其等效應力值為129.5MPa。

（2）缸體內壁厚壁圓筒部分等效應力分布較為均勻，等效應力值較高，其等效應力值均在85～110MPa。

（3）側部工作缸底部內壁和缸體外表面應力分布均勻，等效應力較低，其等效應力值大部分在75MPa以下。

圖7 側工作缸等效應力分布云圖

側工作缸體材料采用35鋼，熱處理后，其屈服強度為240MPa，數值計算結果表明，側工作缸最大等效應力為130MPa，計算其安全系數為1.85，因此，側工作缸的強度滿足設計要求。

4 結語

本文運用液壓機傳統的設計理論，通過公式計算，對200 MN鍛造液壓機的工作缸進行初步設計，然后應用有限元分析軟件ABAQUS對工作缸組件進行了三維建模，對其作靜態有限元仿真計算。通過對工作缸模擬結果等效應力進行分析，工作缸的強度滿足設計要求，進一步證明了液壓機工作缸設計規范中，傳統公式的計算結果是正確可行的。