莊攀

（常德達(dá)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(zhuǎn)化為機(jī)械能，主要做直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)的重要執(zhí)行機(jī)構(gòu)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，液壓油缸廣泛應(yīng)用于船舶、工程機(jī)械、港口起重等工程作業(yè)中。

伸縮式液壓油缸的結(jié)構(gòu)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(duì)象為活塞桿桿頭，作業(yè)時(shí)該部件的整體屈服強(qiáng)度與剛度要求較高。目前，基于有限元分析和三維建模技術(shù)應(yīng)用較為廣泛，能有效提高零部件設(shè)計(jì)效率，降低設(shè)計(jì)成本。本文基于有限元校核分析對(duì)活塞桿端頭進(jìn)行靜應(yīng)力分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)。

1 有限元分析應(yīng)用

有限元分析技術(shù)在工程技術(shù)領(lǐng)域應(yīng)用越來越廣泛，完全替代較高研發(fā)成本、較長(zhǎng)周期試驗(yàn)、不確定性研發(fā)結(jié)果的傳統(tǒng)研發(fā)。尤其是新產(chǎn)品研發(fā)過程中關(guān)鍵特性驗(yàn)證，設(shè)計(jì)工程師可以創(chuàng)建虛擬樣機(jī)實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)出準(zhǔn)確可靠的研發(fā)方案，大幅度提高新產(chǎn)品研發(fā)成功率，降低新產(chǎn)品開發(fā)成本，加快新產(chǎn)品開發(fā)效率，順利完成新產(chǎn)品的開發(fā)過程。

隨著工程作業(yè)設(shè)備大型化、作業(yè)工況復(fù)雜化，作為關(guān)鍵執(zhí)行部件的液壓油缸，受力情況越來越復(fù)雜，常規(guī)的受力校核方法已經(jīng)不能滿足工程實(shí)際需求?，F(xiàn)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(shù)對(duì)重要受力位置的屈服強(qiáng)度和抗拉強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，從而驗(yàn)證目前的結(jié)構(gòu)受力是否達(dá)到設(shè)計(jì)要求，各部件的安裝是否滿足船舶主體結(jié)構(gòu)較小空間，最后根據(jù)分析結(jié)果與預(yù)安裝反饋對(duì)液壓油缸進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，上述校核分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)對(duì)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(chuàng)建有限元模型

某型船舶伸縮式液壓油缸為二級(jí)油缸，活塞桿伸出順序從大徑到小徑，空載回縮順序?yàn)閺男降酱髲?，可?shí)現(xiàn)較長(zhǎng)的工作行程，非工作狀態(tài)回縮時(shí)間較短，結(jié)構(gòu)緊湊，適用于安裝空間受到限制的場(chǎng)合[1]。

通過特殊端口導(dǎo)入至ANSYS Workbench的幾何模型，轉(zhuǎn)化為液壓油缸各部件有限元模型之前，需要根據(jù)實(shí)際情況進(jìn)行模型前處理。首先，根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)尺寸，選取實(shí)體單元和板殼單元混合體創(chuàng)建有限元模型；其次，基于對(duì)模型進(jìn)行簡(jiǎn)化計(jì)算的目的，在不影響計(jì)算結(jié)果的前提下，選擇性刪除非關(guān)鍵要素，如密封圈、局部油孔、凸臺(tái)、倒角、焊縫等幾何部件；最后，根據(jù)變形固體假設(shè)，為抽象出力學(xué)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(xù)性、各向同性、小變形、勻質(zhì)的理想彈塑性材料。

為確保液壓油缸及活塞桿端頭模型計(jì)算與分析的合理性和準(zhǔn)確性，選取各部件的材料創(chuàng)建有限元模型時(shí)，重點(diǎn)參考《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)：第3篇 機(jī)械工程材料》、GB 50017—2003《鋼結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)規(guī)范》等技術(shù)規(guī)范和標(biāo)準(zhǔn)。缸筒材質(zhì)采用調(diào)質(zhì)態(tài)27SiMn，活塞桿材質(zhì)采用正火態(tài)45鋼，活塞桿端頭采用ZG40Cr，表1為選取材料的力學(xué)性能參數(shù)。

表1 液壓缸組成部分力學(xué)性能表[2]

2.2 靜態(tài)應(yīng)力分析

船舶某型液壓油缸屬于重型液壓作業(yè)范疇，屬于該液壓系統(tǒng)的關(guān)鍵執(zhí)行部件。結(jié)合實(shí)際情況確認(rèn)分析姿態(tài)是有限元分析計(jì)算的重要前提。根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 15622《液壓缸試驗(yàn)方法》選取極限靜態(tài)工況，對(duì)液壓油缸進(jìn)行靜力分析，活塞段施加1.5倍工作壓力[1]。

有限元靜應(yīng)力分析流程中，首先必須根據(jù)實(shí)際工況正確選取邊界條件，滿足有限元平衡方程；其次，根據(jù)模型組成的單元類型，結(jié)合實(shí)際經(jīng)驗(yàn)對(duì)有限元模型進(jìn)行網(wǎng)格分層與細(xì)化，保證滿足分析計(jì)算的網(wǎng)格質(zhì)量。

船舶某型液壓油缸主要為圓筒柱塞式裝配件，進(jìn)入ANSYS Workbench軟件的材料模塊，分別對(duì)各組成部分的材料設(shè)置相應(yīng)的彈性模量與泊松比等參數(shù)。液壓油缸裝配結(jié)構(gòu)較為簡(jiǎn)單，考慮計(jì)算資源和效率，選擇三維實(shí)體Solid 95為網(wǎng)格劃分單元類型，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)選擇網(wǎng)格尺寸為10 mm，通過ANSYS Workbench自動(dòng)網(wǎng)格劃分后，得到的網(wǎng)格單元數(shù)為865 530，網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)數(shù)為102 345。根據(jù)分析需要，結(jié)合分析重點(diǎn)受力位置，對(duì)活塞桿端部位置局部網(wǎng)格質(zhì)量進(jìn)行手工細(xì)化處理[3]，如對(duì)活塞桿端頭左右耳板、端頭底部與耳板連接位置進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化。

液壓油缸靜態(tài)應(yīng)力分析包括施加載荷和約束條件并對(duì)應(yīng)力和應(yīng)變進(jìn)行求解，利用ANSYS Workbench對(duì)油缸與起重裝置連接的鉸接點(diǎn)A、B端分別施加遠(yuǎn)端點(diǎn)Frictionless約束，當(dāng)油缸活塞桿逐漸伸出時(shí)，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(shí)，在缸筒內(nèi)壁施加1.5倍工作壓力，此時(shí)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(xù)分析的工作姿態(tài)，是比較符合實(shí)際分析需求。根據(jù)上述姿態(tài)對(duì)油缸端頭各鉸點(diǎn)施加約束與載荷值進(jìn)行分析計(jì)算，得到圖1所示的活塞桿端頭等效應(yīng)力與位移云圖。

通過圖1（a）等效應(yīng)力云圖分析，極限工況下，活塞桿端頭底部存在應(yīng)力集中區(qū)，屬于較大應(yīng)力分布區(qū)域，應(yīng)力值區(qū)間為225～235 MPa，低于端頭材料ZG40Cr屈服強(qiáng)度345 MPa， 安 全 系 數(shù) 為1.46，符合設(shè)計(jì)要求。

通過圖1（b）綜合位移云圖分析發(fā)現(xiàn)，在極限工況下活塞桿端頭耳板變形量較大，可能存在與結(jié)構(gòu)干涉的風(fēng)險(xiǎn)。裝配調(diào)試反饋在現(xiàn)有安裝空間條件下，該液壓油缸活塞桿端頭耳板外側(cè)與船體結(jié)構(gòu)存在干涉，如圖2所示。

圖1 活塞桿端頭靜應(yīng)力分析云圖

針對(duì)裝配調(diào)試問題反饋，因空間受限及船體結(jié)構(gòu)無法更改的原因，擬優(yōu)化活塞桿端頭厚度?；钊麠U端頭的結(jié)構(gòu)尺寸優(yōu)化前后存在差異，須利用有限元分析工具對(duì)目標(biāo)模型優(yōu)化前后在相同姿態(tài)下的整體強(qiáng)度與剛度進(jìn)行校核分析。

2.3 優(yōu)化方案分析

根據(jù)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(yōu)化方案。

據(jù)上文所述將活塞桿端頭耳板根部厚度作為優(yōu)化目標(biāo)，制定兩種優(yōu)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(yōu)化為70 mm，將端頭耳板與結(jié)構(gòu)之間的最小間隙由7.5 mm優(yōu)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(yōu)化為75 mm，將端頭耳板與結(jié)構(gòu)之間的最小間隙由7.5 mm優(yōu)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(yōu)化前后方案對(duì)照

通過對(duì)擬定優(yōu)化方案進(jìn)行壓應(yīng)力工況下強(qiáng)度與剛度分析驗(yàn)證，對(duì)活塞桿端頭耳板實(shí)施優(yōu)化改進(jìn)，按照相同單元尺寸進(jìn)行網(wǎng)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(yīng)力分析模塊，分析得到等效應(yīng)力云圖和綜合位移云圖，如表3所示。

表3 活塞桿端頭優(yōu)化校核云圖

從表3優(yōu)化方案的應(yīng)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(yīng)力位置位于活塞桿端頭底部上表面，實(shí)施優(yōu)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(cè)，實(shí)施優(yōu)化方案前后變化量較??；

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(qiáng)度應(yīng)力數(shù)值增加21.3%，安全系數(shù)僅為1.18，未達(dá)到液壓油缸部件設(shè)計(jì)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(duì)應(yīng)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(qiáng)度應(yīng)力值比優(yōu)化前增加12.7%，安全系數(shù)為1.30。

以上分析結(jié)論表明，采用優(yōu)化方案二能有效解決活塞桿端頭與結(jié)構(gòu)干涉的問題，關(guān)鍵受力位置的整體強(qiáng)度與剛度均符合設(shè)計(jì)要求，擬將其作為最終優(yōu)化方案。

3 結(jié)語

本文通過船舶某型液壓油缸活塞桿端頭為分析對(duì)象，采用ANSYS Workbench對(duì)目標(biāo)模型在極限工況下的靜應(yīng)力校核與優(yōu)化方案驗(yàn)證，活塞桿端頭的最大等效應(yīng)力均小于材料許用應(yīng)力，對(duì)擬定的優(yōu)化方案進(jìn)行校核驗(yàn)證與結(jié)果分析，有效解決前期設(shè)計(jì)未考慮到安裝空間受限的問題，應(yīng)用有限元分析工具較好地解決了設(shè)計(jì)與生產(chǎn)調(diào)試出現(xiàn)的質(zhì)量問題，本文應(yīng)用的有限元分析思路為船舶機(jī)械重要部件的設(shè)計(jì)校核提供技術(shù)參考。