設計優化探討擠壓機主缸的理論

雷 蕾

（太原重工股份有限公司技術中心，山西 太原 030024）

Lei Lei

（Taiyuan Heavy Machinery Technology Center，Taiyuan Shanxi 030024）

引言

主缸是擠壓機的主要動力部件，它的制造成本在擠壓機制造總成本中占重要比例，主缸設計制造的可靠性直接影響到整個擠壓機的使用。主缸主要以鑄鍛件為主，在運行的全過程中產生相對運動，這就不可避免會產生機件的磨損，精度降低，受力零件疲勞失效等老化現象，所以主缸理論設計計算方法的合理性顯得非常重要。而傳統主缸的設計多基于參照成熟的設計案例以及經驗公式，缺乏設計計算的系統性及合理化，本文將設計計算方法進行優化，得到具有可靠性的理論設計方法。

1 主缸損壞情況及原因分析

主缸部件的作用在于把液壓力能轉化為機械能。高壓液體進入缸內后，作用于柱塞上，經過活動橫梁將力傳到工件上，從而使工件產生塑性變形［1］。其中，主缸是擠壓機的核心部件，高壓液體作用在主柱塞端面上的力，通過擠壓軸施加在擠壓筒內的坯錠上，就形成所謂的擠壓力［2］。

主缸損壞的部位多數在法蘭與缸壁連接的圓弧部位，其次在缸壁向缸底過渡的圓弧部分，少數在圓筒筒壁產生裂紋，也有因氣蝕嚴重而破壞的。從主缸使用情況來看，一般在損壞時都已承受了很高的工作加載次數，裂紋是逐步形成和擴展的，屬于疲勞損壞［3］。根據主缸使用環境及受力分析，主缸損壞的主要部位及特點有：

1）圓筒筒壁。一般裂紋首先出現于內壁，逐漸向外發展，裂紋多為縱向分布，或與缸壁成45°角。

2）缸的法蘭部分。首先在缸外部法蘭過渡圓弧處出現裂紋，逐漸沿環向及內壁擴展，最后裂透，或者裂紋擴展到螺釘孔，使法蘭局部脫落，個別嚴重情況，甚至沿過渡圓角處法蘭整圈開裂脫落。

3）缸底。首先在內部過渡圓角處開始出現環向裂紋，逐漸向外壁擴展乃至裂透。

4）主缸也有氣蝕產生蜂窩狀麻點而損壞，尤其是在進液孔內壁，容易產生氣蝕。

2 主缸設計步驟

根據設計所需主缸應產生的名義總壓力P（N）及液壓系統選定的液體工作壓力p（bar）可按公式（1）確定柱塞直徑：

所得D值根據柱塞標準直徑表［1］選取相近的標準直徑Dt。這樣，該缸實際能產生的最大總壓力為：

主缸的內徑D1為：

式中：Δt為缸內壁與柱塞間在直徑上的間隙值，根據缸的大小和長短來選取，一般鍛造主缸取10～15mm，鑄鋼主缸取20～30mm。

根據主缸選取合適的材料，并確定許用應力［σ］，按照公式（4）可算出缸的外徑D2，缸的外半徑r2。法蘭外徑則根據許用擠壓應力按公式（4）來確定。

式中：PH為主缸能發出的最大力，N；Fh為法蘭和橫梁的實際接觸環形面積，cm2，［σg］許用擠壓應力。

圖1 缸的尺寸關系圖

根據計算優化后的尺寸關系為：

式中：R1為缸的圓弧半徑；R為法蘭圓弧半徑。

3 主缸設計舉例

1）設計25MN臥式黑色金屬擠壓機的主缸，選取液體壓力為280bar。根據公式（1）和主缸設計應產生的名義壓力P（N）以及選取的液體工作壓力p（bar），計算所得結果經過圓整后按柱塞標準直徑表選取柱塞直徑：Dt＝90cm＝900mm。鑄鋼主缸選取Δt＝1.5cm＝15mm，所以主缸內徑D1＝Dt＋Δt＝91.5cm＝915mm；主缸的外徑D2（其中法蘭支座許用應力［σ］＝100MPa）：

圓整計算結果取D2＝1 190mm，所以可知缸壁厚為：

從而通過公式（5）可以獲得缸體的其他相關尺寸：t＝275mm；h＝250mm；R1＝115mm；R＝30mm。

法蘭外徑D4根據式（4）計算，取許用擠壓應力［σg］＝80MPa，

計算得D4≥1 367.9mm，經過圓整取法蘭外徑D4＝1 370mm

強度校核。通過對缸體缸壁應力、臺肩應力以及缸底強度進行校核計算，其結果均小于相應的許用應力，所以主缸的關鍵尺寸設計滿足理論需求（見圖2）。

圖2 主缸的設計尺寸圖（mm）

4 結語

本文對主缸易失效部位缸體的圓筒筒壁、法蘭部分和缸底進行失效形式的分析，并歸納優化每個易失效部位合理的理論計算方法。通過設計舉例，計算獲得25MN，液體壓力為280bar黑色金屬擠壓機主缸的關鍵尺寸，并校核驗證其設計尺寸的可靠性。全文論述了擠壓機主缸的關鍵尺寸的設計過程，從而減少因設計不當而造成的主缸的損壞失效。

［1］ 俞新陸.液壓機［M］.北京：機械工業出版社，1982.

［2］ 魏軍.金屬擠壓機［M］.北京：化學工業出版社，2006.

［3］ 劉鴻文.材料力學［M］.北京：高等教育出版社，2004.