雙動擠壓機內置穿孔裝置液壓支撐系統結構強度分析

張大偉，張童童，趙升噸，張 君，胡陽虎，段麗華

（1.西安交通大學 機械工程學院，陜西 西安 710049；2.中國重型機械研究院有限公司，陜西 西安 710032）

1 前言

帶有穿孔系統的雙動擠壓機是生產高性能、高質量的空心型材和無縫管材的關鍵設備。活塞式內置穿孔系統不需要設置穿孔動梁，結構簡單、重量輕、開檔小、穿孔精度高[1，2]，有利于提升機床整體性能和市場競爭力。內置式穿孔系統的液壓支撐系統對實現穿（擴）孔過程、固定針擠壓過程穩定進行和保證產品質量起著重要作用。

鄧小民[3]分析了穿孔針的受力，對穿孔針和其配合工具的結構優化進行了探討。王力莉[4]采用有限元方法分析了空心錠固定針擠壓時，穿孔針的應力、應變情況，提出改善穿孔針強度的措施。楊大詳和楊紅娟[5]詳細闡述分析了125MN雙動擠壓機內置穿孔裝置的液壓系統控制回路和工作過程。韓泓[6]提出了一種通過穿孔針液壓系統動作控制和擠壓速度控制實現提高穿孔針定位精度的方法。張君[7，8]等采用有限元法對雙動擠壓機工作主缸、前梁、后梁等大型部件進行應力分析，優化調整結構，降低應力集中。

目前對內置式穿孔系統的研究多集中于穿孔針的結構優化及強度校核、液壓系統控制原理及工作過程，很少涉及到穿孔裝置液壓支撐系統的結構強度分析。穿孔裝置的液壓支撐系統結構強度對整個設備結構安全起著重要作用。此外，穿孔活塞缸的缸體是擠壓機主工作缸的柱塞，有必要建立工作主缸和穿孔缸耦合作用下的有限元模型。因此，本文采用有限元方法研究了穿（擴）孔、固定針擠壓情況下的穿孔裝置液壓系統結構強度，分析了應力和位移分布情況。

2 內置穿孔裝置液壓支撐系統結構

以16MN雙動擠壓機內置式穿孔裝置的液壓支撐系統為例，對雙動擠壓機內置穿孔裝置液壓支撐系統結構進行結構強度分析。如圖1所示，雙動擠壓機主工作缸為柱塞缸，穿孔活塞缸的缸體就是工作主缸的柱塞。

圖1 內置式穿孔裝置液壓缸結構示意圖

穿孔力是雙動擠壓機主要參數之一，一般按擠壓力的15%～30%設計選定[2]。因此可由式（1）確定公稱穿孔力。

式中：Fc——公稱穿孔力；

F——公稱擠壓力，本文為16MN。

根據公稱穿孔力可以確定在此狀態下的穿孔液壓系統的壓力，根據式（1）確定穿孔力可計算得到穿孔液壓系統壓力Pc=12.229MPa～24.458MPa。穿孔液壓缸的受力如圖2a所示。擠壓力由主工作缸和兩個側缸共同提供，根據公稱擠壓力和主缸、側缸尺寸可確定主工作缸液壓系統最大壓力P=28.618MPa。擠壓過程中穿孔缸超壓回油，穿孔缸中的液壓油的壓力值為恒定值，以保持穿孔針固定不動，此時液壓缸受力如圖2b所示。

3 基于ABAQUS的有限元模型

在穿孔缸的內腔通入一定壓力的高壓油來推動穿孔活塞帶動穿孔針，執行穿（擴）孔這一操作。而在固定針擠壓過程中，穿孔缸維持一定壓力以保證穿孔針靜止，工作主缸通入高壓油開始擠壓。因此在穿（擴）孔過程僅考慮穿孔液壓缸，擠壓過程考慮工作主缸和穿孔缸耦合作用。

液壓缸材料為45鋼，其材料屬性如表1所列。

表1 材料性能

在CAD軟件中分別建立穿孔活塞和擠壓柱塞（穿孔活塞缸缸體）的幾何模型，在ABAQUS軟件環境中裝配，結構復雜的部位進行網格細化，采用的是C3D4的線性四面體單元，其他位置采用C3D8R線性六面體單元劃分，如圖3a所示。

載荷邊界以壓強的方式按圖2a所示施加，其大小為最大穿孔力下液壓系統壓力。產品材料、規格不同以及穿孔、擴孔不同過程表現最大穿孔力不同。根據式（1）選擇兩個狀態分析，即Fc1=0.15F和Fc2=0.30F，對應的液壓系統壓力分別為Pc1=12.229MPa和Pc2=24.458MPa。建立穿（擴）孔過程液壓缸靜力分析有限元模型，如圖3a所示。

在CAD軟件中分別建立穿孔活塞、擠壓柱塞、工作主缸缸體的幾何模型，在ABAQUS軟件環境中裝配。同樣對于結構復雜的部位進行網格細化，采用的是C3D4的線性四面體單元，其他位置采用C3D8R線性六面體單元劃分，如圖3b所示。

載荷邊界以壓強的方式按圖2b所示施加，其大小為最大穿孔力和最大擠壓力下液壓系統壓力。主工作缸液壓系統最大壓力P=28.618MPa。最大穿孔力根據式（1）選擇兩個狀態分析，即Fc1=0.15F和Fc2=0.30F，對應的液壓系統壓力分別為Pc1=12.229MPa和Pc2=24.458MPa。建立固定針擠壓過程中，工作主缸和穿孔缸耦合作用下的有限元模型，如圖3b所示。

圖3 穿孔系統液壓缸有限元分析模型

4 穿（擴）孔時穿孔缸有限元分析

穿（擴）孔過程中穿孔缸的Mises應力云圖如圖4所示，不同液壓系統壓力下穿孔缸的應力分布幾乎是一樣的，只是應力值不同。最大應力都是分布在活塞桿連接穿孔針的端部局部區域，如圖4中標示區域。這是由于局部區域受力過大而產生的應力集中現象。穿孔缸缸體（擠壓柱塞）最大應力產生在穿孔缸油孔（缸體左端）附近很小的區域，這是由于油孔結構在液壓力作用下產生的應力集中現象。

在Fc1=0.15F情況下，活塞桿上最大的結構應力為90.47MPa，遠小于材料的屈服極限。其他部分的應力值要比90.47MPa小很多。穿孔缸缸體（擠壓柱塞）應力最大值為43.2MPa，缸體的其他部位的應力值要比油孔處的應力值小很多。其結構強度較大，滿足設計要求。

圖4 穿孔缸應力云圖

在Fc1=0.30F情況下，活塞桿上最大的結構應力為178.3MPa，約為Fc1=0.15F情況下的兩倍，但仍遠小于材料的屈服極限。其他部分的應力值要比最大值小很多，大部分在50MPa以下。穿孔缸缸體（擠壓柱塞）應力最大值為86.4MPa，缸體的其他部位的應力值要比油孔處的應力值小很多。其結構強度也可滿足設計要求。

穿孔過程中穿孔缸的位移云圖如圖5所示，不同液壓系統壓力下穿孔缸的位移分布幾乎是完全一樣的，只是大小不同。從圖5可以看出，最大位移出現在活塞桿頭部活塞處，最大位移由于液壓力的作用產生在活塞桿的縱向方向。穿孔缸缸體（擠壓柱塞）最大位移產生在缸體左端。

圖5 穿孔缸位移云圖

在Fc1=0.15F情況下，活塞桿上最大的位移為0.2019mm，穿孔缸缸體（擠壓柱塞）位移最大值為0.1321mm。在Fc1=0.30F情況下，位移分布情況相同，大小幾乎增加一倍。活塞上最大位移為0.4024mm，缸體上最大位移0.2619mm。穿孔缸的剛度符合要求。

5 固定針擠壓時工作主缸和穿孔缸有限元分析

根據工作主缸和穿孔缸耦合作用下的有限元模型分析計算結果，固定針擠壓下的液壓缸應力云圖如圖6所示。穿孔裝置液壓支撐系統壓力不同時，Mises應力分布特征表現出不同，特別是活塞桿和擠壓柱塞。這是因為穿孔缸壓力變化時，工作主缸壓力不變，從而導致擠壓柱塞（穿孔缸缸體）內外壓力差變化，進而引起穿孔活塞桿和擠壓柱塞的應力分布變化。

圖6 工作主缸應力云圖

在Fc1=0.15F情況下，擠壓柱塞內外壓力差較大，整個系統的最大應力出現在擠壓柱塞（穿孔缸缸體）內腔的階梯處，如圖6a中標示區域，其值為199MPa，但仍然是遠小于材料的屈服極限。擠壓柱塞其他部分的應力值要小很多，大部分在70MPa以下。工作主缸缸體產生最大應力是在缸體中部位置，最大值為107.9MPa。活塞桿上最大應力值為59.9MPa，大部分區域應力普遍小于35MPa。結構強度滿足設計要求。

在Fc1=0.30F情況下，穿孔裝置液壓支撐系統壓力升高，整個系統的最大應力出現在活塞桿尾部局部區域，如圖6b中標示區域，其值為172.2MPa，遠小于材料的屈服極限。擠壓柱塞（穿孔缸缸體）的最大應力仍然出現在內腔的階梯處，其值為158.6MPa，比Fc1=0.15F情況下降低了40.4MPa。這是因為柱塞內外壓力差減少，降低了應力集中現象。因為工作主缸內壓力沒有變化，工作主缸缸體的應力分布和大小幾乎沒有變化。系統最大應力值有所降低，強度符合要求。

工作主缸和穿孔缸組成整體系統的位移云圖如圖7所示。同樣地，穿孔裝置液壓支撐系統壓力不同時，活塞桿和擠壓柱塞的位移分布特征也表現出顯著不同。

在Fc1=0.15F情況下，由于擠壓柱塞（穿孔缸缸體）內外壓力差較大，整個系統的最大位移出現在柱塞左端，最大值為0.2786mm。工作主缸缸體的位移分布和應力分布情況相似，最大值在缸體中部位置，其值為0.2044mm。穿孔缸活塞桿的最大位移在頭部活塞處，其值為0.1965mm。整個系統剛度符合要求。

在Fc1=0.30F情況下，整個系統的最大位移出現在活塞桿頭部活塞處，最大值0.398mm，這是因為穿孔裝置液壓支撐系統壓力升高的緣故。工作主缸缸體的位移分布仍和應力分布情況相似，位移量幾乎沒有變化，最大值為0.2046mm。擠壓柱塞（穿孔缸缸體）位移量有所減少，最大值為0.2088mm。工作主缸和穿孔缸的剛度符合要求。

圖7 工作主缸位移云圖

6 結論

（1）穿（擴）孔時，穿孔缸活塞桿上應力和位移都大于缸體上的應力和位移；不同系統壓力下，穿孔缸活塞桿和缸體的應力分布相似，位移分布也相似，只是大小不同，其值和系統壓力近似于線性關系。

（2）固定針擠壓時，工作主缸缸體的應力分布和位移分布情況相同，其值不隨穿孔裝置液壓系統壓力變化而變化；穿孔裝置液壓系統壓力變化導致擠壓柱塞（穿孔缸缸體）內外壓力差變化；工作主缸壓力不變時，壓力差減少，擠壓柱塞（穿孔缸缸體）的應力和位移都降低，而穿孔活塞桿的應力和位移都增加。

（3）在穿孔裝置液壓系統壓力相同情況下，擠壓時穿孔活塞桿上的應力和位移都稍微小于穿（擴）孔時的應力和位移；而擠壓柱塞（穿孔缸缸體）的應力要遠大于穿（擴）孔時的應力；Fc=（0.15～0.30）F情況下，所設計內置式穿孔裝置液壓系統的強度和剛度符合要求。

[1]鄭文達.我國第一條31.5MN臥式雙動銅擠壓生產線[J].重型機械，2002，（1）：7-10，13.

[2]魏 軍.金屬擠壓機[M].北京：化學工業出版社，2005.

[3]鄧小民.鋁合金雙動擠壓及穿孔系統工具的優化設計探討[J].輕合金加工技術，2003，31（10）：31-36.

[4]王力莉.125MN雙動鋁擠壓機穿孔針的有限元分析[D].哈爾濱：哈爾濱理工大學，2007.

[5]楊大詳，楊紅娟.125MN雙動鋁擠壓機液壓控制系統的研制及其技術特點[J].鋁加工，2006，（8）：35-38.

[6]韓 泓.雙動鋁擠壓機液壓定針控制技術[J].鍛壓裝備與制造技術，2012，47（3）：71-73.

[7]張 君，韓炳濤，于世忠.125MN油壓雙動鋁材擠壓生產線研制[J].有色金屬加工，2005，35（2）：45-49，55.

[8]ZHANG Jun，YANG He，XIE Donggang，HAN Bingtao.Key techniques in R&D of out-size extrusion press with oil-driven double action[J].Chinese Journal of Mechanical Engineering，2007，20（2）：36-40.