伸縮式液壓油缸靜應力與穩定性分析

□ 莊 攀 □ 李勇鍵

1.常德達門船舶有限公司 湖南常德 415000 2.湖南特力液壓有限公司 湖南常德 415000

隨著液壓技術的高速發展,液壓機械廣泛應用于生產、生活各個領域。液壓油缸具有結構簡單、工作可靠、低速穩定性好等優點,是關鍵的液壓傳動執行元件[1-4]。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。筆者基于有限元方法對液壓油缸進行靜力學和穩定性分析。

1 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。伸縮式液壓油缸的結構如圖1所示。

2 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。材料的力學性能參數見表1。

表1 材料力學性能

3 有限元分析

3.1 分析步驟

為確保ANSYS Workbench軟件有限元分析的合理性,按以下步驟進行操作。首先進入ANSYS DM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ANSYS Workbench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。

3.2 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ANSYS DM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。

3.3 材料參數設置及網格劃分

根據材料的力學性能參數,在ANSYS Workbench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ANSYS Workbench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5 mm。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125 455個單元、18 954個節點。

3.4 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31.5 MPa。液壓油缸有限元模型載荷及約束如圖2所示。

3.5 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[5-6]。

對液壓油缸施加1.5倍工作壓力，在全伸出狀態下進行極限工況強度、剛度校核，得到等效應力云圖、變形云圖，分別如圖3、圖4所示。

由圖3可知，液壓油缸最大等效應力位于活塞桿上端部,其值約為99 MPa,小于活塞桿材料的許用應力。由圖4可知,液壓油缸最大變形位于活塞桿與一級活塞連接端，其值為18.195 mm。通過以上極限工況強度、剛度校核,證明液壓油缸的整體強度和剛度均滿足設計要求。

3.6 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[7-8]。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[9-11]。

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。

非線性屈曲分析后得到液壓油缸總變形云圖，如圖5所示，變形量隨載荷的變化趨勢如圖6所示。

由圖6可知,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。綜合圖5、圖6可知,臨界載荷值對應的變形量位于活塞桿與一級活塞連接處,與圖4中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705 kN,液壓油缸處于全伸出狀態時的穩定因數為2.16(1 520 kN÷705 kN),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。

4 結束語

筆者將船舶起重機的伸縮式液壓油缸作為研究對象,應用ANSYS Workbench軟件對液壓油缸進行全伸出狀態時的靜應力校核與穩定性分析。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。液壓油缸在工作壓力作用下,其穩定性安全因數大于鋼結構彈性塑性失穩安全因數,說明液壓油缸的關鍵設計參數符合要求。筆者采用有限元思路進行研究分析，為船舶機械重要部件的設計校核提供了技術參考。