基于有限元的船舶液壓油缸活塞桿端頭優化設計

莊攀

（常德達門船舶有限公司，湖南 常德415700）

0 引言

液壓油缸是將液壓能轉化為機械能，主要做直線往復運動的重要執行機構，結構簡單，工作可靠，液壓油缸廣泛應用于船舶、工程機械、港口起重等工程作業中。

伸縮式液壓油缸的結構主要由缸筒、缸蓋、活塞桿、密封裝置、緩沖裝置等部分組成，本文研究對象為活塞桿桿頭，作業時該部件的整體屈服強度與剛度要求較高。目前，基于有限元分析和三維建模技術應用較為廣泛，能有效提高零部件設計效率，降低設計成本。本文基于有限元校核分析對活塞桿端頭進行靜應力分析與優化設計。

1 有限元分析應用

有限元分析技術在工程技術領域應用越來越廣泛，完全替代較高研發成本、較長周期試驗、不確定性研發結果的傳統研發。尤其是新產品研發過程中關鍵特性驗證，設計工程師可以創建虛擬樣機實驗設計出準確可靠的研發方案，大幅度提高新產品研發成功率，降低新產品開發成本，加快新產品開發效率，順利完成新產品的開發過程。

隨著工程作業設備大型化、作業工況復雜化，作為關鍵執行部件的液壓油缸，受力情況越來越復雜，常規的受力校核方法已經不能滿足工程實際需求。現以某型船舶甲板起重液壓油缸起重過程為研究工況，利用有限元分析技術對重要受力位置的屈服強度和抗拉強度進行校核計算，從而驗證目前的結構受力是否達到設計要求，各部件的安裝是否滿足船舶主體結構較小空間，最后根據分析結果與預安裝反饋對液壓油缸進行結構優化，上述校核分析與優化設計對重型液壓油缸的可靠性提升具有較重要的意義。

2 有限元校核分析

2.1 創建有限元模型

某型船舶伸縮式液壓油缸為二級油缸，活塞桿伸出順序從大徑到小徑，空載回縮順序為從小徑到大徑，可實現較長的工作行程，非工作狀態回縮時間較短，結構緊湊，適用于安裝空間受到限制的場合[1]。

通過特殊端口導入至ANSYS Workbench的幾何模型，轉化為液壓油缸各部件有限元模型之前，需要根據實際情況進行模型前處理。首先，根據結構設計尺寸，選取實體單元和板殼單元混合體創建有限元模型；其次，基于對模型進行簡化計算的目的，在不影響計算結果的前提下，選擇性刪除非關鍵要素，如密封圈、局部油孔、凸臺、倒角、焊縫等幾何部件；最后，根據變形固體假設，為抽象出力學模型，把握分析問題主要屬性，略去次要屬性，需要將液壓油缸及各部分材料視為滿足連續性、各向同性、小變形、勻質的理想彈塑性材料。

為確保液壓油缸及活塞桿端頭模型計算與分析的合理性和準確性，選取各部件的材料創建有限元模型時，重點參考《機械設計手冊：第3篇 機械工程材料》、GB 50017—2003《鋼結構設計規范》等技術規范和標準。缸筒材質采用調質態27SiMn，活塞桿材質采用正火態45鋼，活塞桿端頭采用ZG40Cr，表1為選取材料的力學性能參數。

表1 液壓缸組成部分力學性能表[2]

2.2 靜態應力分析

船舶某型液壓油缸屬于重型液壓作業范疇，屬于該液壓系統的關鍵執行部件。結合實際情況確認分析姿態是有限元分析計算的重要前提。根據國家標準GB/T 15622《液壓缸試驗方法》選取極限靜態工況，對液壓油缸進行靜力分析，活塞段施加1.5倍工作壓力[1]。

有限元靜應力分析流程中，首先必須根據實際工況正確選取邊界條件，滿足有限元平衡方程；其次，根據模型組成的單元類型，結合實際經驗對有限元模型進行網格分層與細化，保證滿足分析計算的網格質量。

船舶某型液壓油缸主要為圓筒柱塞式裝配件，進入ANSYS Workbench軟件的材料模塊，分別對各組成部分的材料設置相應的彈性模量與泊松比等參數。液壓油缸裝配結構較為簡單，考慮計算資源和效率，選擇三維實體Solid 95為網格劃分單元類型，根據經驗選擇網格尺寸為10 mm，通過ANSYS Workbench自動網格劃分后，得到的網格單元數為865 530，網格節點數為102 345。根據分析需要，結合分析重點受力位置，對活塞桿端部位置局部網格質量進行手工細化處理[3]，如對活塞桿端頭左右耳板、端頭底部與耳板連接位置進行網格細化。

液壓油缸靜態應力分析包括施加載荷和約束條件并對應力和應變進行求解，利用ANSYS Workbench對油缸與起重裝置連接的鉸接點A、B端分別施加遠端點Frictionless約束，當油缸活塞桿逐漸伸出時，工作壓力隨著行程增大而逐漸減小，液壓油缸活塞桿全回縮時，在缸筒內壁施加1.5倍工作壓力，此時活塞桿端頭承受壓力為550 MPa，工作拉力為320 MPa。綜上，選取1.5倍工作壓力作為后續分析的工作姿態，是比較符合實際分析需求。根據上述姿態對油缸端頭各鉸點施加約束與載荷值進行分析計算，得到圖1所示的活塞桿端頭等效應力與位移云圖。

通過圖1（a）等效應力云圖分析，極限工況下，活塞桿端頭底部存在應力集中區，屬于較大應力分布區域，應力值區間為225～235 MPa，低于端頭材料ZG40Cr屈服強度345 MPa， 安 全 系 數 為1.46，符合設計要求。

通過圖1（b）綜合位移云圖分析發現，在極限工況下活塞桿端頭耳板變形量較大，可能存在與結構干涉的風險。裝配調試反饋在現有安裝空間條件下，該液壓油缸活塞桿端頭耳板外側與船體結構存在干涉，如圖2所示。

圖1 活塞桿端頭靜應力分析云圖

針對裝配調試問題反饋，因空間受限及船體結構無法更改的原因，擬優化活塞桿端頭厚度。活塞桿端頭的結構尺寸優化前后存在差異，須利用有限元分析工具對目標模型優化前后在相同姿態下的整體強度與剛度進行校核分析。

2.3 優化方案分析

根據圖3所示液壓油缸活塞桿端頭的基本尺寸：底部厚度圓弧為R205 mm，圓心距為325 mm，圓角為R20 mm制定端頭厚度的優化方案。

據上文所述將活塞桿端頭耳板根部厚度作為優化目標，制定兩種優化方案：1）方案一。將活塞桿端頭底部圓弧厚度減小10 mm，由80 mm優化為70 mm，將端頭耳板與結構之間的最小間隙由7.5 mm優化為12.46 mm。2）方案二。將活塞桿端頭底部圓弧厚度減小5 mm，由80 mm優化為75 mm，將端頭耳板與結構之間的最小間隙由7.5 mm優化為12.33 mm，如表2所示。

圖2 活塞桿端頭耳板干涉位置

圖3 活塞桿端頭基本尺寸

表2 活塞桿端頭優化前后方案對照

通過對擬定優化方案進行壓應力工況下強度與剛度分析驗證，對活塞桿端頭耳板實施優化改進，按照相同單元尺寸進行網格劃分，施加相同的約束與載荷值的分析步驟，通過ANSYS Workbench靜應力分析模塊，分析得到等效應力云圖和綜合位移云圖，如表3所示。

表3 活塞桿端頭優化校核云圖

從表3優化方案的應力云圖分析可知：

1）船舶某型液壓油缸活塞桿端頭的最大應力位置位于活塞桿端頭底部上表面，實施優化方案前后位置保持一致；

2）船舶某型液壓油缸活塞桿端頭的綜合位移位于耳板兩側，實施優化方案前后變化量較小；

3）方案一活塞桿端頭支耳與底部距離增加，底部圓弧厚度減少10 mm，底部強度應力數值增加21.3%，安全系數僅為1.18，未達到液壓油缸部件設計的安全值；

4）方案二活塞桿端頭底部圓弧厚度減少5 mm，圓弧半徑與對應曲率半徑均減小，兩邊倒角半徑增加至20 mm，干涉位置最小間距增加4.83 mm，底部強度應力值比優化前增加12.7%，安全系數為1.30。

以上分析結論表明，采用優化方案二能有效解決活塞桿端頭與結構干涉的問題，關鍵受力位置的整體強度與剛度均符合設計要求，擬將其作為最終優化方案。

3 結語

本文通過船舶某型液壓油缸活塞桿端頭為分析對象，采用ANSYS Workbench對目標模型在極限工況下的靜應力校核與優化方案驗證，活塞桿端頭的最大等效應力均小于材料許用應力，對擬定的優化方案進行校核驗證與結果分析，有效解決前期設計未考慮到安裝空間受限的問題，應用有限元分析工具較好地解決了設計與生產調試出現的質量問題，本文應用的有限元分析思路為船舶機械重要部件的設計校核提供技術參考。