關于伸縮式液壓油缸靜應力與穩定性分析

牟 均

（四川化工職業技術學院，四川 瀘州 646099）

1 前言

在工作過程中，缸筒受內外壓力作用時的強度、剛度，以及活塞桿達到較大行程時的彎曲變形與臨界力大小都是液壓油缸的重要設計參數。

2 研究對象

選取船舶起重機中的伸縮式液壓油缸為研究對象。該油缸具備工作行程長、非工作狀態回縮距離較短等特點，適用于安裝空間受到限制而行程要求很長的場合。活塞桿伸出時，工作壓力隨行程增大而減小，缸筒運動時受到內部工作液壓油和外部載荷的綜合作用。

3 材料性能

當液壓油缸處于全伸出狀態時，缸筒底部強度、剛度，以及活塞桿的穩定性必須作為重要參數進行校核，同時要對應用材料的安全因數進行全面驗證，以保證液壓油缸設計的安全性和可靠性。為確保計算的合理性和準確性，參考技術規范和標準選取各部件的材料。缸筒材質采用調質態27SiMn，活塞桿材質采用正火態45號鋼。

4 液壓油缸系統建模、網格劃分

盡管液壓缸系統具有大量零件，但諸如固定環和閥座之類的較小零件總體上影響很小，因此在建模時我們將其忽略。簡化模型主要由氣缸部分和活塞部分組成。對于模型的對稱結構，在建模期間僅需要創建一半的對稱模型。當活塞桿完全伸出時，系統的工作條件最差，因此請使用活塞桿液壓缸。

使用Pro/E（當前氣缸壁厚25.5毫米，氣缸內徑115毫米，行程1096毫米）建模，簡化模型。通過ANSYSWorkbench和Pro/E接口導入。采用物理結構自動網絡網格劃分功能，控制單元大小為0.01m，劃分的網格共包括1,308,67個節點和73,224個單元。整個系統具有三個聯系。活塞與氣缸內壁之間的接觸被定義為無摩擦接觸。活塞與氣缸底部之間的接觸被定義為不可分離的接觸。活塞桿和缸體之間的接觸被定義為無摩擦接觸。對于液壓缸系統，有3個主要負載，一端有固定負載，沒有桿。空腔的壓力載荷和外部載荷在一端鉸接。無桿腔的工作壓力為31.5GPa，轉換為外部負載為1200kN。由于選擇了表格結構的1/2進行分析，因此也施加了對稱約束。獲取系統應力和徑向應變的云。圓柱部分的應力主要集中在100-200MPa，內壁的應力高于外壁的應力，但與360MPa相比仍存在優化的余地，屈服極限為45MPa[1]。徑向應變也主要集中在圓柱體中。由于它是圓柱體，所以圓柱體是我研究的重點。

5 有限元分析

1）分析步驟。為確保ANSYSWorkbench軟件有限元分析的合理性，按以下步驟進行操作。首先進入ANSYSDM模塊創建有限元幾何模型，根據模型建立局部坐標。然后進入ANSYSWorkbench軟件材料欄，對液壓油缸各部分材料屬性進行定義。接著進入分析界面，對模型進行網格劃分，并根據實際工況，施加內外載荷與邊界條件約束。最后根據所需分析目標，進行計算求解及結果后處理。

2）有限元幾何建模。選取液壓油缸活塞桿全伸出時的狀態進行分析。在ANSYSDM模塊創建有限元幾何模型時，為了縮短計算時間，去除密封圈溝槽、凸臺、倒角等可以忽略的幾何特征，并假定不存在焊接缺陷，同時視各部分材料為向同性、勻質的理想彈塑性材料。

3）材料參數設置及網格劃分。根據材料的力學性能參數，在ANSYSWorkbench軟件的材料清單中對重要部件— —缸筒、活塞桿的材料參數進行設置。運用ANSYSWorkbench軟件的網格劃分功能對模型進行網格劃分，選取Solide186二階四邊形單元，劃分速度選取慢速，網格大小設置為5mm。對截面過渡位置進行局部網格細化，確保重要位置的應力區域至少覆蓋兩層以上網格。液壓油缸有限元模型網格劃分后，共得到125455個單元、18954個節點。

4）邊界條件設置及載荷施加。考慮到活塞桿的密封作用，液壓油缸缸筒與活塞桿之間設置為摩擦連接，摩擦因數取0.1。由于液壓油缸兩端支耳與機械臂為銷軸鉸接，因此在液壓油缸模型的支耳兩端A、B處，對軸向旋轉的自由度進行釋放，約束其余方向的自由度，從而創建液壓油缸兩端支耳的邊界約束。當液壓油缸的活塞桿達到行程極限位置時，采用面壓力對液壓缸缸筒無桿腔C處施加1.5倍工作壓力，即31.5MPa。

5）極限工況強度、剛度校核。伸縮式液壓油缸工作時，缸筒內部受到液壓油的工作壓力，兩端支耳的連接位置受到機械作用力，受力情況比較復雜。為保證液壓油缸產品質量，需要選取合理的安全因數，因為安全因數對液壓油缸的強度和變形有較大影響。在部件強度、剛度和穩定性三要素中，液壓油缸的結構強度直接影響液壓油缸的可靠性與整體性能，是確保液壓油缸獲得與主機相同生命周期的關鍵。

6）穩定性分析。伸縮式液壓油缸內壁承受壓力作用，活塞桿伸出時，油缸整體可視作細長桿。活塞與缸筒、活塞桿與套環間存在間隙，當活塞桿全部伸出后，必然會有微小彎曲變形，因此，伸縮式液壓油缸模型本質為細長變截面且具有初始彎曲，同時承受內部壓力的壓桿，具有縱向彎曲的特點。目前，ANSYS Workbench軟件中由于線性屈曲分析應用材料力學壓桿穩定性原理，其預測值為臨界載荷上限值，工程中應用此值則偏于危險。因此，筆者采用考慮結構綜合缺陷的非線性屈曲分析，這樣對液壓油缸全伸出狀態進行穩定性分析更具參考意義。

當液壓油缸所受載荷達到臨界載荷值時，活塞桿產生非塑性彎曲的趨勢，進而發生失效。當液壓油缸所受載荷大于臨界載荷值后，載荷隨變形量的增大而減小。臨界載荷值對應的變形量位于活塞桿與一級活塞連接處，最大變形量的位置相吻合，此處臨界應力達到材料屈服極限。根據相關公式可得，液壓油缸的工作載荷值為705kN，液壓油缸處于全伸出狀態時的穩定因數為2.16(1520kN÷705kN)，大于鋼結構彈性塑性失穩安全因數(2.0)，說明伸縮式液壓油缸及活塞桿的穩定性符合設計要求。

6 液壓缸典型零部件間配合約束解除能量消耗分析

1）螺紋約束解除。對于液壓缸，螺栓連接是最常見的一種，但螺栓連接是最常見的。以拆卸螺釘為例，我們分析了釋放螺釘約束所消耗的能量。當前，大多數螺釘的拆卸是通過扳手完成的。螺釘拆卸過程分為兩個部分：釋放螺釘約束和卸下螺釘。根據螺釘的力，螺釘的松動過程可分為松動過程和空轉過程。在松開過程中，始終會有預緊力。空轉過程是在不預緊的情況下從螺釘孔中卸下螺釘的過程。從理論上講，螺釘釋放約束所消耗的能量是松動和空轉過程所消耗的能量之和。但是，空轉時的能量消耗小于放松時的能量消耗，因此該部分的能量可以忽略。在擰松螺絲的過程中，擰松扭矩為擰緊扭矩的0.8倍。

2）非剛性過盈配合約束解除。非剛性過盈配合是指配合零件的配合的相對位移或旋轉，例如，活塞密封圈與氣缸套之間，氣缸蓋與活塞密封圈之間的配合等。桿之間的非剛性過盈配合，通常在聚合物材料零件和金屬零件之間看到。當前，非剛性配合約束的分解通常是手動分解或專用鋸分解。分析此類約束的一個示例是活塞密封圈和氣缸之間的非剛性過盈配合約束。釋放非剛性過盈配合約束的過程分為兩部分：活塞在氣缸中運動和活塞從氣缸中脫離。使用特殊的拆卸工具將活塞移出氣缸。

7 結束語

綜上所述，在試驗壓力作用下，缸筒和活塞桿的最大等效應力均小于材料的許用應力。其穩定性和安全性也能得到很好的保證，且符合設計要求。