缸梁一體的油壓機基礎梁有限元分析

呂小強

（寶雞鈦業股份有限公司，陜西 寶雞 721014）

萬噸自由鍛油壓機，于2021 年元月份北側缸進油口出現了漏油現象，經檢查發現有裂紋。此壓機為缸梁一體的壓機，與缸梁分體式結構相比，此壓機既要承受工作中油壓沖擊的力量又要承受鍛壓沖擊及設備本體的支撐力，屬于交變應力的工作性質，在實際生產中，壓機的拉桿和橫梁等主要受力部件往往因為壓力過大而導致變形、損壞。對于大型的油壓機而言，立柱、橫梁等部件的更換和維修費用很高，所以必須在設計階段進行充分的計算分析，以保證油壓機的性能和壽命[1]。

1 實體建模與網格化

1.1 實體建模

建模的方法：

（1）直接建模，直接創建節點和單元，模型中沒有實體。

（2）實體建模，創建由關鍵點、線段、面和體構成的幾何模型，然后用網格劃分，生成節點和單元。

（3）輸入在計算機輔助設計系統中創建實體模型。

此模型通過計算機輔助設計軟件Creo，自下而上進行實體建模，模型的關鍵尺寸與實體一致。

由于基礎梁為鑄件，屬于一個整體，在建模過程中可認為是一個實體并且材質一致。模型整體是對稱的，但是由于三個缸的進油孔開孔方向不相同，所以為了確保了分析結果的準確性，建模、網格化、加載分析最好是一個完整的實體模型，但同時也增加了計算機分析計算的工作量。

通過Creo 建模，再使用Geometry 導入外部文件模型,（ImportExternalGeometryFile...）選擇單位Units,選取工制單位Meter 或者Millimeter，外部軟件建模的單位必須與導入后選取的單位一樣，以便后期的分析計算。

圖1 基礎梁有限元模型

1.2 網格劃分

從力學上講，有限元法是將連續體劃分為有限個規則形狀的微小塊體，把每個小塊體成為單元，兩相鄰單元直接只通過若干點互相連接，把作用于各單元上的外載荷，按虛功能原理化成各單元的等效結點載荷向量，用規劃后的有限個小單元的集合體，代替原來的連續體[2]。

實體模型是無法直接用來進行有限元計算的，故需對它進行網格劃分以生成有限元模型。

1.2.1 實體模型的材料定義

劃分前材料屬性的定義，此基礎梁的材料為：鑄鋼20Mn5，屬于歐洲標準。所以在材料屬性中需要重新定義或新建材料庫。

在材料庫Engineering 中新建Newlibrary。

表1 20Mn5 材料屬性

表2 材料主要性能參數

1.2.2 網格劃分

Ansys 有限元網格劃分是進行數值模擬分析至關重要的一步，它將直接影響著后續數值計算分析的精確性。

網格數量的多少將影響計算結果的精度和計算規模的大小。網格數量增加，計算機精度會有所提高，但同時計算規模也會增加，所以在確定網格數量應綜合考慮兩個因數[3]。

圖2 網格化

有限元法是以結點參數作為基本未知量，根據所取結點的基本未知量不同，可將其分為：①位移法以結點位移作基本未知量。②力法以結點力作基本未知量。③混合法以部分結點位移和部分結點力作基本未知量。

此模型約274 噸，屬于較大實體模型。在網格劃分物理環境選擇Mechanica（l機械結構），綜合上述兩個因數，選擇RelevanceCenter（各相關中心）Medium 中等水平，Inflation（膨脹層）選擇程序自動劃分。

2 加載分析計算

2.1 加載荷和約束

（1）載荷簡化計算和加載。缸梁重量：按密度為工況油壓為7.81×103Kg/m3的體積均布載荷施加缸體體內壓力：按照實際42MP 施加在三個缸體內壁包括進油口。

（2）約束。液壓機是大型機械，采取強力穩定（地鉚等）措施，所以可將下底面（包括下橫梁的下底面、兩側的下底面）實行全約束。另外缸梁上面為移動平臺，認為不受約束。

基礎梁材料為20Mn5，屈服強度360Mpa，抗拉強度500-650Mpa，在施加約束時，充分考慮缸體的實際情況，缸梁地面進行自由度約束，對三個缸的內壁分布42Mpa 的壓力。實際工況中基礎梁底部兩側通過預埋的地腳螺栓連接固定，上部是移動工作平臺，工作中基礎梁除了承受油壓的力量外還要承受自身重量和沖擊載荷，此次仿真主要以油壓為主，采用最大壓力42Mpa，靜態模擬。

2.2 計算結果

2.2.1 計算原理

（1）單位位移模式與形函數：根據連續體力學問題的力學模型特點，選取合適的單元（考慮單元形狀、大小和自由度數），將連續體離散化。

（2）單元應變與應力：在力的作用下，物體會產生變形。一點（x=[x,y,z]T）的變形由它的位移的三個分量來表示[4]。

對于單位體積的分布力，如單位體積的重力，由矢量f來表示。

作用在微小體元dV 上的應力,假設當體積微元dV 收縮為一個點時，雖然可以將應力張量的分量寫成一個（3×3）的對稱矩陣，但實際習慣用6 各獨立分量來表示，即：

其中，σx，σy，σz為正應力。τyz，τxz，τxy為切應力。

2.2.2 計算結果

本文根據實際工作狀態選取了最大工作壓力進行計算，Press=42MPa，油壓機滿載工況下缸梁受力的位移和應力變形情況。

對所建模型施加載荷、約束后，通過求解靜力分析的控制方程即可求得結構再各節點的位移向量[u]，同時也得到各單元在各節點的應力及單元所承受的載荷。靜力分析控制方程式如下[5]：

式中[u]─位移向量。[k]─剛度矩陣。[σ]─載荷向量。

由圖3 所示，基礎梁最大位移為：1.1267mm，最大位移處在兩個缸體中間部位，其余部位均在1.0mm 以下，總體變形不大，相對于油缸尺寸，在安全范圍以內。由圖4 顯示最大等效應力為279.4MPa，且最大應力變形處在三個進油口內部。

圖3 基礎梁位移變形

圖4 基礎梁應力分布最大處－內部進油孔

3 結果分析

（1）由圖圖3 結論得知位移變形量在允許范圍內。大部分在1.0mm 以下。位移最大的發生處在缸體的腰部，三個缸的進油口其中兩個相鄰缸的開口方向一致，建議將三個進油口間隔開口。

由圖5 可見這樣的進油方向對于缸梁來說受力是偏載的，而圖6 的進油方向對于缸梁來說是相對平衡的，對于缸梁內部的受力相互抵消的相對平衡。在一定程度上減少了缸梁的交變應力。后續優化結構設計后，再次進行有限元分析，通過分析結果對設計進行評定。

圖5 原油壓進油方向 圖6 優化后進油方向

（2）由圖4 所示可以看出最大等效應力為279.4MPa，最大應力出現在圖中紅色部位,即油缸進油口?150mm 洞口內部的倒角處，倒角R50mm。ZG20Mn5 的屈服強度360MPa。

2.9.4 MPa≦360MPa，可見，油缸的缸壁厚度和結構設計合理。

（3）壓機出現疲勞裂紋處就發生在油缸進油口?150mm 洞口內部，裂紋沿著內壁向下延伸260mm。這也驗證了疲勞裂紋發生在應力集中區。

4 結論

（1）通過分析驗證了疲勞裂紋發生在應力集中區與實際發生裂紋處一致。計算顯示應力集中區就在?150mm 洞口內部的上、下區域。建議優化此處的結構設計。

（2）位移變量最大處在缸體腰部位置，建議將三個進油口的開口間隔開，即兩側缸開口方向朝一個方向，中間缸方向朝另外一個方向，從而基礎梁的受力相對平衡一些。

（3）介紹了ANSYS 軟件在油壓機建模分析過程中的方法，特別是材料屬性的定義和網格化的質量標準，為大家提供一定的參考。

（4）介紹了ANSYS有限分析的位移與應力的計算的基本原理。

（5）計算了缸梁一體的油壓機在工作時的位移和受力情況，指出了油壓機應力集中區，為油壓機的設計生產提供借鑒。