李響，魏厚先，陳永清*,,，唐善杰，張友鋒

400 t金屬打包機(jī)液壓缸數(shù)值分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)

李響1，魏厚先2，陳永清*,1,2，唐善杰3，張友鋒2

（1.三峽大學(xué) 水電機(jī)械設(shè)備設(shè)計(jì)與維護(hù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖北 宜昌 443002；2.三峽大學(xué) 機(jī)械與動(dòng)力學(xué)院，湖北 宜昌 443002；3.湖北力帝機(jī)床股份有限公司，湖北 宜昌 443002）

金屬打包機(jī)液壓缸在工作狀態(tài)下往往會(huì)受到高壓載荷作用，其應(yīng)力集中區(qū)域主要分布在液壓缸缸筒和方法蘭的連接處。研究利用有限元數(shù)值模擬技術(shù)對(duì)400 t液壓缸在工作狀態(tài)下缸筒和方法蘭連接處的受力情況進(jìn)行了仿真模擬，具體分析了焊接加強(qiáng)筋、焊接加強(qiáng)筋半徑、方法蘭厚度以及焊縫寬度對(duì)液壓缸強(qiáng)度的影響，最后通過(guò)理論分析和數(shù)據(jù)擬合得出較為合理的結(jié)構(gòu)與尺寸。分析結(jié)果顯示，液壓缸與方法蘭連接處添加焊接加強(qiáng)筋，焊接加強(qiáng)筋的半徑為50 mm為宜，方法蘭厚度為170 mm，焊縫的寬度為50 mm，這樣得出的400 t液壓缸整體結(jié)構(gòu)更為穩(wěn)定。

400 t液壓缸；數(shù)值模擬；焊接加強(qiáng)筋；方法蘭；焊縫寬度

液壓缸作為金屬打包機(jī)主體結(jié)構(gòu)，在工作狀態(tài)下經(jīng)常會(huì)受到多個(gè)方向的高壓載荷沖擊作用，工程應(yīng)用發(fā)現(xiàn)，液壓缸破壞區(qū)域往往出現(xiàn)在液壓缸缸筒和方法蘭連接處，連接處強(qiáng)度[1-4]會(huì)直接影響到金屬打包機(jī)的性能和壽命。因此，對(duì)該連接處進(jìn)行合理的優(yōu)化設(shè)計(jì)具有十分重要的意義。在過(guò)去的時(shí)間里，針對(duì)液壓缸的工作受力情況與優(yōu)化設(shè)計(jì)，國(guó)內(nèi)專(zhuān)家和學(xué)者展開(kāi)了廣泛的研究。陳志勇、樊志新[5]針對(duì)60 t銅排拉拔機(jī)液壓缸進(jìn)行了設(shè)計(jì)與分析；張曉鴻、李玲[6]對(duì)雙活塞組合液壓缸系統(tǒng)進(jìn)行建模與仿真，分析其動(dòng)態(tài)性能；柏艷紅、權(quán)龍等[7]對(duì)流量近似的閥控液壓缸進(jìn)行動(dòng)力機(jī)構(gòu)建模；郝前華、何清華、賀繼林等[8]對(duì)非對(duì)稱(chēng)液壓缸的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了仿真研究；高欽和、郭曉松[9]建立了多級(jí)液壓缸系統(tǒng)的仿真模型并進(jìn)行分析；王林鴻、吳波等[10]詳細(xì)分析了液壓缸運(yùn)動(dòng)的非線性動(dòng)態(tài)特征。本文利用有限元數(shù)值模擬技術(shù)對(duì)400 t金屬打包機(jī)液壓缸在工作狀態(tài)下的受力進(jìn)行了模擬仿真，分析了多重因素對(duì)液壓缸連接處結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響，通過(guò)理論分析和數(shù)據(jù)擬合得出較為合理的結(jié)構(gòu)和尺寸，有望為液壓缸的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供一定參考。

1 400 t液壓缸主缸體基本結(jié)構(gòu)

基本結(jié)構(gòu)如圖1所示，方法蘭和液壓缸主缸體間采用焊接連接方式，四條肋板分布在45°對(duì)角邊上，并且缸體與方法蘭圓弧處采用焊接加強(qiáng)筋進(jìn)行加固，其具體結(jié)構(gòu)如圖2所示。

2 焊接加強(qiáng)筋對(duì)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響

2.1 建立三維模型

（1）400 t液壓缸嚴(yán)格按照?qǐng)D紙尺寸，考慮方法蘭中的焊縫，且缸筒與方法蘭間加有焊接加強(qiáng)筋。其具體結(jié)構(gòu)如圖3所示。

（2）400 t液壓缸不考慮焊縫，方法蘭、缸筒與肋板三者均直接綁定，等效為一整體進(jìn)行仿真分析。其具體結(jié)構(gòu)如圖4所示。

圖1 400 t液壓缸整體結(jié)構(gòu)

圖2 局部放大圖

圖3 焊接加強(qiáng)筋

圖4 未添加焊接加強(qiáng)筋

2.2 仿真結(jié)果

使用Workbench有限元軟件對(duì)上述兩種結(jié)構(gòu)進(jìn)行仿真分析。為使結(jié)果更加精確，仿真過(guò)程中采用均勻細(xì)化網(wǎng)格，如圖5、圖6所示。載荷加載位置為方法蘭兩端；載荷大小均為4.13×106N；缸筒底部采用完全固定約束。

仿真結(jié)果如圖7～圖10所示。

圖5 有焊接件網(wǎng)格劃分圖

圖6 未添加焊接件網(wǎng)格劃分圖

圖7 有焊接件的等效應(yīng)力云圖（最大等效應(yīng)力279.78 MPa）

2.3 結(jié)果分析

（1）兩組仿真結(jié)果表明，未添加焊接加強(qiáng)筋的液壓缸在工況下最大等效應(yīng)力為717.86 MPa，有焊接件焊接的液壓缸在工況下的最大等效應(yīng)力為279.78 MPa。兩者相差較大，表明焊縫與焊接加強(qiáng)筋對(duì)液壓缸結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的提升具有很明顯的作用。

（2）三個(gè)方向的等效應(yīng)力云圖表明，最大等效應(yīng)力主要表現(xiàn)在拉壓方向（方向：沿缸筒長(zhǎng)度方向）。未添加焊接加強(qiáng)筋的液壓缸三個(gè)方向應(yīng)力相差較大，方向有最大值，有焊接加強(qiáng)筋的液壓缸三個(gè)方向的應(yīng)力相對(duì)均勻。兩組仿真的最大等效應(yīng)力區(qū)域均出現(xiàn)在缸筒與方法蘭接觸處，表明焊縫與焊接加強(qiáng)筋極大程度地減少液壓缸在工作狀況下應(yīng)力集中現(xiàn)象。

圖8 有焊接件的X、Y、Z方向等效應(yīng)力云圖

圖9 未添加焊接件的等效應(yīng)力云圖（最大等效應(yīng)力717.86 MPa）

3 具有焊接加強(qiáng)筋的400 t液壓缸仿真分析

3.1 400 t液壓缸仿真建模、材料及載荷

模型如圖11所示。缸體、方法蘭材料均選用Q235鋼，其各項(xiàng)性能參數(shù)為：抗拉強(qiáng)度400 MPa，屈服強(qiáng)度235 MPa，楊氏模量200 GPa，泊松比0.3，密度7.85 g/cm3。

基于狀態(tài)感知的電力通信設(shè)備自動(dòng)巡檢，以基于狀態(tài)感知的壽命預(yù)測(cè)技術(shù)擴(kuò)展前期項(xiàng)目中設(shè)備健康度的內(nèi)涵，豐富事前預(yù)警能力；以基于狀態(tài)感知的故障定位和診斷技術(shù)進(jìn)一步提升前期工作中資源調(diào)配分析技術(shù)的外延，加強(qiáng)事中處理能力；以基于狀態(tài)感知的可靠性評(píng)估技術(shù)補(bǔ)充前期工作中后評(píng)估的缺失，完善事后優(yōu)化能力；以基于全景監(jiān)測(cè)數(shù)據(jù)實(shí)現(xiàn)的自動(dòng)巡檢技術(shù)實(shí)現(xiàn)通信運(yùn)維事前事中事后的溝通，完成閉環(huán)管理，指導(dǎo)日常運(yùn)維工作，提升電力通信運(yùn)維的智能化、自動(dòng)化水平?；跔顟B(tài)感知的電力通信設(shè)備自動(dòng)巡檢研究邏輯關(guān)系，如圖2所示。

圖10 未添加焊接件的X、Y、Z方向等效應(yīng)力云圖

圖11 400 t金屬打包液壓機(jī)主缸有限元模型

已知活塞桿工作壓強(qiáng)為26 MPa，活塞桿缸內(nèi)工作截面積由圖紙計(jì)算得0.159 m2，計(jì)算得出活塞桿工作時(shí)產(chǎn)生的工作壓力為4.13×106N，水平方向向左。方法蘭上載荷施加區(qū)域如圖12所示。圖11、圖12中箭頭方向?yàn)檩d荷加載方向。

為使仿真計(jì)算效率最大化，用Workbench軟件進(jìn)行仿真前處理中，方法蘭及缸體網(wǎng)格大小取為30 mm，如圖13所示；其余焊縫、加強(qiáng)筋等部位網(wǎng)格大小取10 mm，如圖14所示；整體網(wǎng)格劃分如圖15所示。

圖12 載荷加載方向及區(qū)域

圖13 截30 mm網(wǎng)格區(qū)域（缸體部分）

圖14 10 mm網(wǎng)格區(qū)域

圖15 X方向整體網(wǎng)格劃分

3.2 400 t液壓缸仿真結(jié)果分析

分別改變方法蘭厚度、焊接加強(qiáng)筋半徑兩個(gè)變量，如圖16、圖17所示，對(duì)400 t金屬液壓打包機(jī)主缸在工作狀況下變形及應(yīng)力分布情況進(jìn)行數(shù)值模擬分析。

表1和圖18仿真結(jié)果顯示，方法蘭厚度在130～150 mm區(qū)間內(nèi)對(duì)金屬打包液壓機(jī)主缸結(jié)構(gòu)強(qiáng)度影響較小；焊接加強(qiáng)筋加粗后，主缸結(jié)構(gòu)強(qiáng)度得到明顯改善。焊接加強(qiáng)筋達(dá)到50 mm與未加焊接加強(qiáng)筋兩組數(shù)據(jù)對(duì)比，最大等效應(yīng)力平均減少100 MPa。

圖16 改變加強(qiáng)筋半徑

表1 最大等效應(yīng)力仿真結(jié)果

固定焊接加強(qiáng)筋加粗50 mm不變，將方法蘭厚度在130～200 mm范圍內(nèi)變化，方法蘭材料取為Q235鋼進(jìn)行仿真分析。最大等效應(yīng)力仿真結(jié)果如圖19所示。

圖17 改變方法蘭厚度

圖18 最大等效應(yīng)力仿真結(jié)果

圖19 方法蘭材料為Q235鋼仿真結(jié)果及擬合曲線

將仿真結(jié)果數(shù)據(jù)導(dǎo)入MATLAB軟件進(jìn)行數(shù)據(jù)擬合，得出最大等效應(yīng)力關(guān)于方法蘭厚度的擬合方程為：

式中：為自變量方法蘭厚度，其方程確定系數(shù)為0.9326，該系數(shù)越接近1，表明方程的變量對(duì)的解釋能力越強(qiáng)，均方根誤差9.695。

從圖19可明顯看出方法蘭對(duì)最大等效應(yīng)力的影響：

（1）方法蘭從130 mm逐漸增加到170 mm的過(guò)程中，最大等效應(yīng)力大幅度減小，說(shuō)明方法蘭在增大過(guò)程中，有效減少了缸體應(yīng)力集中，從而使缸體結(jié)構(gòu)更加穩(wěn)定；

（2）方法蘭從170 mm逐漸增加到200 mm的過(guò)程中，最大等效應(yīng)力減小的速率減緩，說(shuō)明通過(guò)改變方法蘭厚度來(lái)減少應(yīng)力集中已經(jīng)達(dá)到一個(gè)飽和值。

4 考慮焊縫的400 t液壓缸打包機(jī)仿真對(duì)比

前期仿真中，將焊縫焊接完成后的材料屬性等效為母材的材料屬性（楊氏模量200 GPa、泊松比0.3），焊縫尺寸均按圖紙所示進(jìn)行建模（如圖20所示為焊縫在方法蘭內(nèi)部截面圖，焊縫寬度為50 mm）。

液壓缸在工況下仿真結(jié)果如圖21所示，其最大等效應(yīng)力為279.78 MPa，最大等效應(yīng)力位置處于方法蘭與缸筒連接處。

圖20 焊縫在方法蘭內(nèi)部截面圖

圖21 焊縫材料等效母材工況下仿真結(jié)果（最大等效應(yīng)力279.78 MPa）

將整個(gè)模型導(dǎo)入專(zhuān)業(yè)焊接軟件Simufact Welding中，設(shè)置焊縫空隙，按圖紙?jiān)O(shè)置母材Q235，添加焊接材料（焊條J422、焊絲BR50-6-1.2），仿真計(jì)算得出焊縫的應(yīng)力應(yīng)變場(chǎng)，從而計(jì)算出焊縫材料的楊氏模量130 GPa、泊松比0.3。將材料參數(shù)導(dǎo)入Workbench，仿真結(jié)果如圖22所示，最大等效應(yīng)力215.82 MPa。

圖22 等效應(yīng)力仿真結(jié)果（添加焊接材料屬性后）

將焊縫寬度更改為50 mm、60 mm與70 mm進(jìn)行三組仿真，研究焊縫寬度對(duì)液壓缸整體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響（如圖23～圖25所示）。最大等效應(yīng)力仿真結(jié)果如表2所示。

圖23 不同焊縫寬度（60 mm、70 mm）

圖24 60 mm焊縫仿真等效應(yīng)力云圖（最大等效應(yīng)力216.82 MPa）

表2 更改焊縫寬度后最大等效應(yīng)力仿真結(jié)果

由以上分析可得如下結(jié)論：使用Simufact Welding軟件對(duì)該模型焊接情況下的焊縫進(jìn)行仿真，得出其應(yīng)力應(yīng)變場(chǎng)，計(jì)算其焊縫材料參數(shù)，在Workbench內(nèi)建立焊縫材料參數(shù)，進(jìn)行工況下仿真分析。該方法下仿真分析結(jié)果，最大等效應(yīng)力279.78 MPa相比將焊縫等效母材的仿真最大等效應(yīng)力215.82 MPa減少63.96 MPa。

圖25 70 mm焊縫仿真等效應(yīng)力云圖（最大等效應(yīng)力217.66 MPa）

Workbench仿真結(jié)果顯示，改變焊縫寬度對(duì)液壓缸工況下最大等效應(yīng)力影響不大。在Workbench仿真中，焊縫、方法蘭與缸筒三者間的連接均采用綁定接觸，僅從結(jié)構(gòu)方面考慮焊縫寬度對(duì)液壓缸結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響不大，需采用更為專(zhuān)業(yè)的焊接仿真軟件（加入焊接過(guò)程）進(jìn)行分析。在實(shí)際的焊接加工過(guò)程中，焊縫預(yù)留角度、弧度、焊接方式、焊材、人為操作等因素對(duì)焊縫材料參數(shù)的影響極大。

5 結(jié)論

運(yùn)用有限元軟件對(duì)400 t液壓缸進(jìn)行了有限元數(shù)值模擬，具體分析了焊接加強(qiáng)筋、焊接加強(qiáng)筋半徑、方法蘭厚度以及焊縫寬度對(duì)液壓缸強(qiáng)度的影響，最終得到如下結(jié)論：

（1）未添加焊接件和添加了焊接加強(qiáng)筋的液壓缸在工況下最大等效應(yīng)力相差較大，表明焊縫與焊接加強(qiáng)筋大大加強(qiáng)了液壓缸的整體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度；且焊縫與焊接加強(qiáng)筋極大程度地減少了液壓缸工況下應(yīng)力集中的現(xiàn)象。

（2）焊接加強(qiáng)筋加粗后，主缸結(jié)構(gòu)強(qiáng)度得到明顯改善。焊接加強(qiáng)筋達(dá)到50 mm與未加焊接加強(qiáng)筋兩組數(shù)據(jù)對(duì)比，最大等效應(yīng)力平均減少100 MPa。方法蘭厚度從130 mm逐漸增加到170 mm的過(guò)程中，最大等效應(yīng)力大幅度減小，有效減少了缸體應(yīng)力集中，從而使缸體結(jié)構(gòu)更加穩(wěn)定；方法蘭厚度繼續(xù)增大，最大等效應(yīng)力減小的速率減緩，說(shuō)明最大等效應(yīng)力已經(jīng)達(dá)到飽和值。

（3）改變焊縫寬度，對(duì)液壓缸結(jié)構(gòu)強(qiáng)度影響不大。

（4）液壓缸與方法蘭連接處添加焊接加強(qiáng)筋，焊接加強(qiáng)筋的半徑取50 mm為宜。方法蘭厚度170 mm、焊縫寬度50 mm，這樣得出的400 t液壓缸整體結(jié)構(gòu)更為穩(wěn)定。

[1]劉成毅. 關(guān)于細(xì)長(zhǎng)液壓缸穩(wěn)定性計(jì)算的討論[J]. 機(jī)械，1995（6）：28-29，47.

[2]鐘愛(ài)清，胡學(xué)貴，汪波，等. 多級(jí)液壓缸強(qiáng)度及穩(wěn)定性分析[J].農(nóng)業(yè)開(kāi)發(fā)與裝備，2018（9）：100-101.

[3]張海蘭. 基于有限元的鎖緊液壓缸強(qiáng)度接觸分析[J]. 機(jī)械工程師，2018（8）：141-144.

[4]汪志南，陳奎生，湛從昌. 液壓缸CFRP缸筒結(jié)構(gòu)開(kāi)發(fā)及其強(qiáng)度理論研究[J]. 液壓與氣動(dòng)，2018（7）：1-7.

[5]陳志勇，樊志新. 60t銅排拉拔機(jī)液壓缸的設(shè)計(jì)與分析[J]. 機(jī)械，2012，39（8）：22-24.

[6]張曉鴻，李玲. 雙活塞組合液壓缸系統(tǒng)建模與仿真分析[J]. 液壓氣動(dòng)與密封，2017，37（7）：19-22.

[7]柏艷紅，權(quán)龍，郝小星，等. 基于流量近似的閥控液壓缸動(dòng)力機(jī)構(gòu)建模[J]. 機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2014，50（24）：179-185.

[8]郝前華，何清華，賀繼林，等. 非對(duì)稱(chēng)液壓缸的動(dòng)態(tài)特性仿真研究[J]. 廣西大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2010，35（6）：984-988.

[9]高欽和，郭曉松. 基于ADAMS的多級(jí)液壓缸系統(tǒng)仿真建模[J].機(jī)床與液壓，2003（1）：93-94，278.

[10]王林鴻，吳波，杜潤(rùn)生，等. 液壓缸運(yùn)動(dòng)的非線性動(dòng)態(tài)特征[J]. 機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2007（12）：12-19.

Numerical Analysis and Optimization Design of Hydraulic Cylinder of 400 t Metal Baler

LI Xiang1，WEI Houxian2，CHEN Yongqing1,2，TANG Shanjie3，ZHANG Youfeng2

( 1.Hubei Key Laboratory of Hydroelectric Machinery Design and Maintenance, Three Gorges University, Yichang 443002, China; 2.School of Machinery and Power, Three Gorges University, Yichang 443002, China; 3.Hubei Lidi Machine Tool Co., Ltd., Yichang 443002, China )

Hydraulic cylinder of metal baler is often subjected to high pressure load under working condition, and its stress concentration areas are mainly distributed at the junction of the cylinder barrel and the flange. In this study, the finite element numerical simulation technology is used to simulate the stress on the junction of cylinder barrel and the flange of 400 t hydraulic cylinder under working condition. And the influence of welding reinforcement, the radius of welding reinforcement, the thickness of the flange and the width of the weld seam on the strength of hydraulic cylinder are analyzed in detail. Finally, the reasonable structure and size are obtained through theoretical analysis and data fitting. The analysis results show that when the radius of the welding reinforcement is 50 mm, the thickness of the flange is 170 mm, and the width of the welding seam is 50 mm, the overall structure of the 400 t hydraulic cylinder is more stable after adding the welding reinforcement to the junction of the hydraulic cylinder and the flange.

400 t hydraulic cylinder；numerical simulation；welding reinforcement；flange；weld width

TH137.51

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2020.03.002

1006－0316 (2020) 03－0007－07

2019－09－25

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目（51305232）；湖北省教育廳科學(xué)技術(shù)研究計(jì)劃重點(diǎn)項(xiàng)目（D20181206）；水電機(jī)械設(shè)備設(shè)計(jì)與維護(hù)湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開(kāi)放基金資助項(xiàng)目（2017KJX04）

李響（1979－），男，湖北武漢人，博士，副教授、碩士生導(dǎo)師，主要研究方向?yàn)閵A層結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與優(yōu)化、結(jié)構(gòu)輕量化設(shè)計(jì)、數(shù)值模擬技術(shù)、結(jié)構(gòu)強(qiáng)度與可靠性等。

陳永清（1965－），男，湖北麻城人，工學(xué)碩士，副教授、碩士生導(dǎo)師，主要研究方向?yàn)楣こ淌┕ぬ胤N工程機(jī)械的設(shè)計(jì)、水電施工專(zhuān)業(yè)設(shè)備的設(shè)計(jì)、進(jìn)口工程機(jī)械配件的國(guó)產(chǎn)化技術(shù)等，E-mail：451976900@qq.com；cyq@ctgu.edu.cn