張曉東,張新中
(上海船舶設備研究所,上海 200031)
在某大型船用升降設備中采用了液壓缸滑輪組型式的液壓機驅動,鋼絲繩一端固定,經過動滑輪組、轉向滑輪組改變走向后,另外一端連接于負載,當液壓缸的活塞桿伸出推動動滑輪組時,通過鋼絲繩組件拉動負載向上運行。當負載下降時,借助負載自重使主油缸活塞桿收回,液壓機工作原理見圖1。

圖1 液壓機工作原理
其中,液壓缸是主要部件,為了滿足防腐要求而活塞桿采用表面噴涂黑陶瓷的工藝,要求活塞桿彎曲強度不得超過300 MPa的極限值,在帶動負載升降過程中,承受的載荷大且變化多,其強度校核分析對于整個液壓機的可靠運行具有重要意義。ANSYS Workbench仿真軟件能對復雜機械系統的結構靜力學[1]、結構動力學[2]、剛體動力學、流體動力學、結構熱[3]、電磁場以及耦合場[4]進行分析模擬。本文借助三維軟件和Workbench軟件對重載液壓缸的多工況的應力狀態進行仿真,并進行了校核分析,并對后續詳細設計提供數據支撐。
設定液壓缸的材料為Q345D結構鋼,密度為7.8×103kg/m3,彈性模量為2×1011Pa,泊松比為0.3。將三維裝配體生成.x_t文件后導入Workbench,液壓機仿真幾何模型見圖2。

圖2 液壓機仿真幾何模型
三維模型由活塞桿裝配體、液壓缸裝配體、前后2個缸蓋、1個缸頭、動滑輪和槽型導軌組成。導入后采用所有零件為bonded接觸,修改導軌與動滑輪8個導向滾輪為No separation接觸,同時槽型導軌只跟加強板、孔加強臺和導向滾輪3類零件有接觸,刪除導軌跟其他零件的接觸。根據液壓機工作原理,負載升降過程中,液壓缸內圓柱面只有無桿腔施加壓強載荷,故使用slice將液壓缸內圓柱面分割為2部分,便于在無桿腔段施加壓強載荷,液壓缸分割后的模型見圖3。

圖3 液壓缸分割后的模型
設定mesh中選項relevant center為coarse,進行幾何模型網格劃分,共劃分節點601 384個,劃分單元308 360個,液壓缸劃分網格后模型見圖4。

圖4 液壓機劃分網格后模型
本液壓機共有3處施加了載荷或約束,分別為液壓缸無桿腔壓強載荷、活塞桿軸載荷和液壓缸底腳約束、槽型導軌約束。
1)液壓缸活塞桿無桿腔端面、無桿腔內圓柱面和后端蓋內表面承受1.85×107Pa壓強。
2)液壓缸前后底腳的4個安裝面設為固定約束,將槽型導軌的4個孔加強臺面設定為固定約束。
3)液壓缸活塞桿桿端施加載荷分為5種情況,即在活塞桿中心施加90 t(1 t=9 800 N)力,上偏心、下偏心2 00 mm分別施加90 t力,上偏心、下偏心340 mm分別施加90 t力,通過remote force施加偏心載荷。
以上偏心340 mm施加90 t力時為例,連同液壓缸無桿腔壓強載荷和液壓缸底腳約束、槽型導軌約束,液壓機載荷和約束見圖5。

圖5 上偏心340 mm 時,液壓機施加載荷和約束
求解后即可輸出液壓機的應力云圖,并可單獨得到液壓缸活塞桿、活塞、缸體和底腳的應力和應變。
仍以上偏心340 mm施加90 t力時為例,液壓機應力云圖見圖6。

圖6 上偏心340 mm 時液壓機應力云圖
桿端按活塞桿中心、上偏心200 mm、下偏心200 mm、上偏心340 mm和下偏心340 mm 5種工況分別施加90 t力,液壓機、槽型導軌、動滑輪、液壓缸、活塞桿、活塞和底腳的最大應力見表1。
從表1中可以看出,在上偏心340 mm和下偏心340 mm時,液壓機有零件應力超過材料Q345D的屈服極限358 MPa,但所列出的主要部件均遠低于材料屈服極限358 MPa。上偏心340 mm和下偏心340 mm時,應力最大的部件都是導向滾輪的一個軸承內圈,將該軸承內圈suppress后,應力最大的部件為滾柱(367 MPa)和滾輪(366 MPa)。槽型導軌、動滑輪、液壓缸、活塞桿、活塞和底腳等6個主要零部件應力都滿足要求,安全系數基本在2倍以上。

表1 5 種工況最大應力比較(單位:MPa)
5種工況載荷下液壓缸各部件的最大應力均低于Q345D材料屈服極限358 MPa,滿足強度要求;5種工況載荷下活塞桿最大應力為下偏心340 mm時的233 MPa,滿足液壓缸活塞桿彎曲強度超過極限300 MPa會導致表面陶瓷涂層脫落的要求。
通過對由液壓缸、動滑輪和槽型導軌組成的液壓機采用ANSYS Workbench進行有限元仿真分析,可以看出在上偏心340 mm和下偏心340 mm的最惡劣工況下,液壓機中一些小部件應力(導向滾輪軸承內圈、滾柱和滾輪)出現超出強度極限的狀況,超出了Q345D材料屈服極限358 MPa,最高達到了457.94 MPa,可為后續詳細設計提供指導。