陳倩清，韓晨健，冷建興，葉延英

(1.浙江國際海運(yùn)職業(yè)技術(shù)學(xué)院，浙江舟山 316021；2.中國船級(jí)社舟山辦事處，浙江舟山 316000；3.浙江大學(xué)海洋學(xué)院，浙江杭州 310058)

船舶管路焊接對(duì)中裝置液壓缸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與分析

陳倩清1，韓晨健2，冷建興3，葉延英3

(1.浙江國際海運(yùn)職業(yè)技術(shù)學(xué)院，浙江舟山 316021；2.中國船級(jí)社舟山辦事處，浙江舟山 316000；3.浙江大學(xué)海洋學(xué)院，浙江杭州 310058)

針對(duì)船舶管路焊接對(duì)中裝置，提出利用液壓驅(qū)動(dòng)提高船舶管路焊接的效率。對(duì)船舶管路焊接對(duì)中裝置中的關(guān)鍵部件液壓缸的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了詳細(xì)的設(shè)計(jì)計(jì)算，并對(duì)該結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，最后進(jìn)行船廠的效用實(shí)驗(yàn)。結(jié)果表明，設(shè)計(jì)的該種船舶管路焊接對(duì)中裝置的液壓缸結(jié)構(gòu)，實(shí)用可靠，可以為管路對(duì)中裝置提供良好的對(duì)中驅(qū)動(dòng)，達(dá)到提高精度、節(jié)省時(shí)間、減輕勞動(dòng)強(qiáng)度的目的。

管路對(duì)中；焊接；液壓缸；有限元分析；效用實(shí)驗(yàn)

船舶上的各種管路是確保船舶動(dòng)力裝置、甲板設(shè)備、壓載系統(tǒng)和生活設(shè)施等設(shè)備正常運(yùn)轉(zhuǎn)以及船舶安全航行的關(guān)鍵。船舶管路焊接質(zhì)量與船舶安全密切相關(guān)，若是管路焊縫出現(xiàn)裂紋等嚴(yán)重質(zhì)量問題，往往會(huì)造成船舶的災(zāi)難性事故，海難歷史中的很多例子證明了這一點(diǎn)[1-2]。目前，管路對(duì)接在國內(nèi)基本上還是靠純手工操作，焊接之前需要預(yù)先進(jìn)行點(diǎn)焊固定，效率和精度都較低。條件較好的船廠會(huì)有管路的半自動(dòng)生產(chǎn)線和管路的自動(dòng)焊接機(jī)，但投入很大，且生產(chǎn)線功能單一，靈活性不高。

為了縮短造船周期、提高船舶質(zhì)量、減輕焊接工人的勞動(dòng)強(qiáng)度，推廣應(yīng)用焊接新技術(shù)、新工藝和新設(shè)備是行之有效的方法[3]。并且國內(nèi)廠商也迫切須要一種能夠?qū)崿F(xiàn)船舶管路對(duì)中的小型輔助焊接工裝，本文針對(duì)船舶管路焊接對(duì)中裝置，利用液壓驅(qū)動(dòng)提高船舶管路焊接的效率，對(duì)船舶管路焊接對(duì)中裝置中的關(guān)鍵部件—液壓缸的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了詳細(xì)的設(shè)計(jì)計(jì)算，并對(duì)該結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，最后進(jìn)行船廠的效用實(shí)驗(yàn)。結(jié)果表明，設(shè)計(jì)的該種船舶管路焊接對(duì)中裝置的液壓缸結(jié)構(gòu)，實(shí)用可靠，可以為管路對(duì)中裝置提供良好的對(duì)中驅(qū)動(dòng)，達(dá)到提高精度、節(jié)省時(shí)間、減輕勞動(dòng)強(qiáng)度的目的。

1 對(duì)中裝置液壓缸結(jié)構(gòu)總體設(shè)計(jì)

1.1 對(duì)中裝置原理

船舶管路焊接對(duì)中裝置[11]的總體裝配結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要由同心套，鎖緊桿，鋼球，彈性鎖緊套，液壓源，單作用液壓缸等組成。液壓缸通過前端蓋固定在鎖緊桿內(nèi)壁的螺紋上，液壓缸活塞桿通過固定螺母固定在活塞桿固定板上，活塞桿固定板周向安裝上四個(gè)定位螺栓，各個(gè)定位螺栓裝有銅套并置于鎖緊桿的滑槽里，各個(gè)定位螺栓旋緊固定在同心套的定位孔上，液壓缸與外部動(dòng)力源相接。

圖1 管路對(duì)中裝置總體裝配圖Fig.1 The general assembly drawing of the centering device

船舶管路焊接對(duì)中裝置鎖緊原理如圖2所示，利用楔形增力機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)，通過三點(diǎn)定心原理配合鋼球組成運(yùn)動(dòng)副，把圓管的水平運(yùn)動(dòng)變成垂直運(yùn)動(dòng)，方便對(duì)圓管實(shí)行對(duì)中鎖緊與放松。若楔形的長度為L，楔形角度為，則運(yùn)動(dòng)范圍如式(1)所示：

圖2 楔形增力機(jī)構(gòu)示意圖Fig.2 The sketch of wedged mechanism

工作時(shí)，先把管路對(duì)中裝置放于待焊接的兩段圓管之間，開啟外部動(dòng)力源使得液壓缸活塞桿動(dòng)作，帶動(dòng)鎖緊桿運(yùn)動(dòng)，鎖緊桿的錐形段迫使鋼球把彈性鎖緊套往外張開從而抵住兩段圓管的內(nèi)壁，迫使兩段圓管對(duì)中鎖緊，再進(jìn)行焊接，完成焊接后撤除動(dòng)力源，液壓缸在彈簧回復(fù)力的作用線自動(dòng)復(fù)位，把本裝置從管路中取出即可。使用本裝置可以方便地對(duì)兩段圓管對(duì)中鎖緊，進(jìn)而可以直接進(jìn)行焊接，省去了點(diǎn)焊的步驟，極大地提高了生產(chǎn)效率，省時(shí)省力。

1.2 對(duì)中裝置液壓缸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

船舶管路焊接對(duì)中裝置的液壓缸結(jié)構(gòu)如圖3所示，主要由液壓缸缸壁、前端蓋、后端蓋、活塞、活塞桿組成。該液壓缸為單作用液壓缸，主要為船舶管路焊接對(duì)中裝置提供動(dòng)力，使鎖緊桿能夠快速地對(duì)鋼球進(jìn)行推動(dòng)，鎖緊兩段管路。單作用式液壓缸一端由液壓源驅(qū)動(dòng)，復(fù)位運(yùn)動(dòng)則在彈簧作用力下完成。

圖3 船舶管路焊接對(duì)中裝置液壓缸Fig.3 The hydraulic cylinder of centering device for ship pipeline welding

考慮極限情況，管路焊接后的最大焊接應(yīng)力為材料的屈服強(qiáng)度，而管路材料Q235的屈服強(qiáng)度為235 MPa[4]。根據(jù)正應(yīng)力σ計(jì)算公式，如式（2）所示[5]：

其中，M為由于焊接應(yīng)力而引起的彎矩，W為抗彎截面模量，對(duì)于圓管的抗彎截面模量如式（3）所示：

其中Dp為圓管外徑，dp為圓管內(nèi)徑。又對(duì)于管路焊接時(shí)圓管的屈服強(qiáng)度，計(jì)算如式（4）所示[5]：

其中σs為圓管的屈服強(qiáng)度，t為圓管的管厚，R為圓管的外徑半徑。又由上可知，考慮在極限情況下，管路焊接后的最大焊接應(yīng)力為材料的屈服強(qiáng)度，所以圓管的最大焊接應(yīng)力σm等于圓管的屈服強(qiáng)度σs。

由式（2）和式（4）可得，圓管整體的受到由焊接殘余應(yīng)力引起的正應(yīng)力σ如式（5）所示：

由于焊接應(yīng)力引起的兩段管路的拉力Fj可根據(jù)式（6）得出：

把管路尺寸Dp=219 mm，dp=199 mm，σs=235 MPa代入（6）式，得Fj=404 kN。

根據(jù)楔形增力結(jié)構(gòu)的斜角α為16°，所以兩段管路的水平拉力F1如式(6)所示：

管路對(duì)中鎖緊時(shí)，要抵抗焊接殘余應(yīng)力引起的彎矩，根據(jù)（7）式得通過鎖緊桿楔形塊增力需要輸入115 kN的力，故液壓缸的輸出力F0為115 kN，取液壓缸的機(jī)械效率η取為0.90[6]。液壓缸驅(qū)動(dòng)力Fd可由式（8）計(jì)算。

考慮到需要輸出128 kN的力，工程上實(shí)際應(yīng)用的安全壓力一般不超過25 MPa[6]，同時(shí)考慮到液壓缸運(yùn)動(dòng)的快速性，在安全壓力的前提下盡量選取較大的工作壓力，根據(jù)GBT 2346-2003《流體傳動(dòng)系統(tǒng)及元件—公稱壓力系列》選擇液壓缸的工作壓力P1為25 MPa。為了裝置液壓系統(tǒng)的簡單化，液壓缸選用單桿式單作用缸。液壓缸總負(fù)載Ft的計(jì)算如式（9）所示：

其中Fd為液壓缸驅(qū)動(dòng)力，F(xiàn)t為工作負(fù)載，F(xiàn)a為慣性負(fù)載，F(xiàn)f為摩擦阻力負(fù)載。對(duì)于Ff，是由于摩擦阻力引起的，一般較小，為了方便設(shè)計(jì)，先不進(jìn)行考慮，F(xiàn)f=0。可知，F(xiàn)t=128 kN。

計(jì)算液壓缸內(nèi)徑Dc和活塞桿直徑dc，最大負(fù)載為Ft=128 kN，由于是單作用液壓缸，取背壓P2為0 MPa，由于活塞桿工作時(shí)受拉伸，取dc／Dc為0.3～0.5之間，在這里取dc／Dc為0.4。將數(shù)據(jù)代入液壓缸內(nèi)徑Dc計(jì)算公式（10）[6]：

其中，P1為液壓缸的工作壓力，P2為背壓，F(xiàn)t為液壓缸總負(fù)載，dc為活塞桿直徑，得Dc=80.7 mm。根據(jù)GB/T2348—1993《液壓氣動(dòng)系統(tǒng)及元件—缸內(nèi)徑及活塞桿外徑》選取液壓缸內(nèi)徑為90 mm。，又根據(jù)輸出的力必須達(dá)到128 kN以上，選取活塞桿外徑為dc=36 mm，但由于液壓缸為單作用缸，根據(jù)式（11）驗(yàn)證輸出力F0t：

得出F0t＞128 kN，因此符合要求。液壓缸的工作行程根據(jù)楔形的長度決定，根據(jù)規(guī)范中的公稱活塞行程，初步選定液壓缸的行程為100 mm。另外單作用液壓缸內(nèi)選用的壓簧應(yīng)在彈性極限內(nèi)工作，不允許有塑性變形，根據(jù)前面的計(jì)算分析，彈簧只需在撤出液壓源后對(duì)液壓缸進(jìn)行復(fù)位，考慮活塞桿的重量以及活塞與液壓缸壁的滑動(dòng)摩擦因子，取彈簧的最大工作載荷Fmax=400N，最小工作載荷Fmax=0N，工作行程h≥100mm，彈簧外徑不超過50 mm，需要對(duì)彈簧的直徑ds和彈簧的中徑Dsm進(jìn)行確定。其中彈簧指數(shù)C[4]如式（12）所示：

通常C值在4～16之間，具體見表1。

表1 圓柱螺旋彈簧常用彈簧指數(shù)CTab.1 IndexCof cylindrical helical spring spring

彈簧選用C級(jí)碳素彈簧鋼絲，初步選C=8，根據(jù)式（13）[4]求出彈簧的直徑ds：

其中Ds0為彈簧外徑，得ds=5.6mm。查詢機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[4]，得到C級(jí)碳素彈簧鋼絲抗拉強(qiáng)度σb=1570MPa，壓簧許用剪切應(yīng)力[τ]=0.41σb=644MPa[6]。彈簧的曲度系數(shù)K計(jì)算公式如式（14）[5]所示：

代入數(shù)據(jù)得K=1.18，彈簧的強(qiáng)度約束條件如式（15）所示[5]：

其中dst為理論上的彈簧直徑，代入數(shù)據(jù)計(jì)算可得dst≥3.87 mm，由式（13）得到ds=5.6 mm，大于3.87 mm,所以滿足強(qiáng)度約束條件。

再驗(yàn)證彈簧的剛度約束條件，計(jì)算有效工作圈數(shù)n。C級(jí)碳素彈簧鋼絲切變模量G=79 000 MPa[4]，最大變形量λmax=100 mm，彈簧剛度約束條件，如式（16）所示[7]：

其中G為C級(jí)碳素彈簧鋼絲切變模量，λmax為最大變形量，代入數(shù)據(jù)計(jì)算得n=19.29，取n=20，考慮兩端各并緊一圈，則總?cè)?shù)n1=n+2=22。由于壓簧直接套在活塞桿上，不考慮失穩(wěn)現(xiàn)象，故這里就不用對(duì)壓簧進(jìn)行穩(wěn)定性校核。

2 對(duì)中裝置液壓缸仿真與實(shí)驗(yàn)分析

結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)多數(shù)是查閱機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，以及一些設(shè)計(jì)的相關(guān)經(jīng)驗(yàn)來決定整體的設(shè)計(jì)尺寸和工藝要求，設(shè)計(jì)雖然在理論上符合要求，但是在具體使用情況下還需要進(jìn)行進(jìn)一步分析，模擬實(shí)際工況時(shí)機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)情況。再者，利用有限元分析軟件對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行再次分析，有利于對(duì)機(jī)械結(jié)構(gòu)的再次優(yōu)化設(shè)計(jì)，對(duì)總體的設(shè)計(jì)進(jìn)行驗(yàn)證，以及從樣機(jī)走向量產(chǎn)化均有著十分重要的指導(dǎo)意義[8-11]。

2.1 液壓缸結(jié)構(gòu)仿真計(jì)算

由于在管路對(duì)中過程中，系統(tǒng)受力一般較為緩慢，因此其結(jié)構(gòu)可視為只承受靜態(tài)壓力，因此僅需進(jìn)行靜力分析，分析液壓缸的設(shè)計(jì)是否合理。并且在分析過程中，根據(jù)以下假設(shè)對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行簡化處理[8]：

（1）假設(shè)真實(shí)結(jié)構(gòu)為一定系統(tǒng)常數(shù)，忽略阻尼的影響；

（2）認(rèn)為材料是各向同性的，密度分布均勻。

根據(jù)前面對(duì)液壓缸結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)分析，液壓缸最主要的部分為缸壁。其中液壓缸的缸壁必須要承受住液壓源的壓力，不發(fā)生塑形變形。為此，這里主要針對(duì)缸壁進(jìn)行有限元分析。通過計(jì)算分析初步把缸壁的內(nèi)徑D定為90mm，且液壓源的壓力初步定為25MPa，初步把壁厚定為10mm。缸壁應(yīng)力分布如圖4，缸壁形變量如圖5。

圖4 液壓缸缸壁應(yīng)力分布圖Fig.4 The stress distribution of cylinder wall

圖5 液壓缸缸壁形變量分布圖Fig.5 The displacement distribution of cylinder wall

從圖4中可以看出缸壁最大的應(yīng)力為156.5 MPa，小于45鋼的屈服強(qiáng)度355 MPa[4]，分布在缸壁內(nèi)表面的端面處，零件設(shè)計(jì)強(qiáng)度符合要求。由圖5中可以看出缸壁的最大形變量是0.03 mm，分布在缸壁的中部，可以忽略不計(jì)，零件在實(shí)際工作中的變形不影響裝置的總體。

2.2 液壓缸效用的試驗(yàn)驗(yàn)證

基于本文的設(shè)計(jì)的液壓缸，船舶管路焊接對(duì)中裝置的樣機(jī)如圖6所示。在船廠對(duì)某一段直徑219 mm，厚度8 mm的管路進(jìn)行對(duì)中效用試驗(yàn)，如圖7所示。對(duì)中后可以看到管路外觀較為整齊，能夠達(dá)到規(guī)范規(guī)定的焊接精度要求。這種雙向鎖緊的裝置，省去了傳統(tǒng)管路焊接過程中的點(diǎn)焊步驟，能夠直接將對(duì)中鎖緊后的管路放置于焊接滾輪上進(jìn)行焊接。

圖6 船舶管路焊接對(duì)中裝置成品圖Fig.6 The finished product of the device

圖7 對(duì)中鎖緊后管路Fig.7 The pipe after centering locked

在焊接完畢后，發(fā)現(xiàn)液壓缸壁完好，與仿真結(jié)果一致。對(duì)裝置的實(shí)際效果進(jìn)行定量的測量分析[10]，主要是對(duì)圓管焊后的同心度和同軸度進(jìn)行測量，從而對(duì)本裝置的可行性進(jìn)行考量。若焊后兩段管路對(duì)中的截面不同方向上同心度存在一定差異，會(huì)對(duì)焊接精度造成影響，同時(shí)產(chǎn)生較大的焊接殘余應(yīng)力。兩段管路對(duì)中焊接后，定量考察其同心度，在焊縫兩側(cè)將圓管沿周向方向等分成10等分，測量其同心度，如圖8(a)所示，焊后圓管同心度為0.38 mm，滿足CBT 4000-2005《中國造船質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn)》中鋼管對(duì)中極限要求。

圖8 管路焊后測量分析Fig.8 Measurement analysis after welding

兩段管路對(duì)中焊接后，由于焊接殘余應(yīng)力的影響，兩段管路的軸線會(huì)存在一定的不平行度，在管路工作時(shí)，會(huì)對(duì)這種不平行度產(chǎn)生放大效應(yīng)。因此須定量考察管路焊接后的軸線不平行度，把管路的截面周向等分為8等分，軸向方向上分別對(duì)兩段管路的首、尾進(jìn)行測量，如圖8(b)所示，焊后管路對(duì)中軸線不平行度為2.397 mm，滿足CBT 4000-2005《中國造船質(zhì)量標(biāo)準(zhǔn)》中鋼管對(duì)中極限要求。

在工廠生產(chǎn)中，一般手工對(duì)中小直徑型管路的對(duì)中點(diǎn)焊，需要耗費(fèi)5 min以上的時(shí)間，而對(duì)于中大直徑的管路，則需要10分鐘以上的時(shí)間。假如管路對(duì)中點(diǎn)焊后進(jìn)行測量不符合規(guī)格，則需要對(duì)管路進(jìn)行脫焊返修，以至于耗費(fèi)更多的時(shí)間，嚴(yán)重影響到管路加工的效率。而實(shí)驗(yàn)表明，此種管路對(duì)中裝置對(duì)待焊管路進(jìn)行對(duì)中、鎖緊，整個(gè)過程耗時(shí)少于1 min，不需要傳統(tǒng)的點(diǎn)焊步驟，可直接進(jìn)行焊接，極大的提高了管路對(duì)中的效率，相比手工對(duì)中能縮短工期80%以上。

3 結(jié)語

本文針對(duì)船舶管路焊接對(duì)中裝置，利用液壓驅(qū)動(dòng)提高船舶管路焊接的效率,對(duì)船舶管路焊接對(duì)中裝置中的關(guān)鍵部件—液壓缸的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了詳細(xì)的設(shè)計(jì)計(jì)算，并利用有限元分析軟件ANSYS對(duì)設(shè)計(jì)進(jìn)行了校核，液壓缸的最大應(yīng)力為156.5 MPa，小于45鋼的屈服強(qiáng)度355 MPa，最大變形量為0.03 mm，可忽略不計(jì)。通過現(xiàn)場效用實(shí)驗(yàn)，本文設(shè)計(jì)的液壓缸實(shí)用可靠，可以為管路對(duì)中裝置提供良好的對(duì)中驅(qū)動(dòng)，達(dá)到提高精度、節(jié)省時(shí)間、減輕勞動(dòng)強(qiáng)度的目的，填補(bǔ)了國內(nèi)管路對(duì)中焊接設(shè)備領(lǐng)域中的空白。

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Design and Analysis of the Hydraulic Cylinder of a Centering Device for Ship Pipeline Welding

CHEN Qian-qing1,HAN Chen-jian2,LENG Jian-xing3,et al
(1.Zhejiang International Maritime College,Zhoushan 316021;2.Zhoushan office of CCS,Zhoushan 316000; 3.The marine institute of Zhejiang University,Hangzhou 310058,China)

Presents a hydraulic cylinder of a centering device for ship pipeline welding,which uses hydraulic drive to increase the work efficiency of pipeline welding.This paper designs and calculates the structure of the hydraulic cylinder,which is the main part of device.Also adopts finite element analysis and tests the effectiveness at shipyard.The results showed that this design of the hydraulic cylinder of a centering device for ship pipeline welding is practical and reliable.It can provide a good drive for the pipeline centering device,to further improve accuracy,save time and reduce labor intensity.

pipeline centering;welding;hydraulic cylinder;finite element analysis;effect experiment

TP203

A

1008－830X(2015)01－0068－06

2014-07-15

浙江省公益技術(shù)研究工業(yè)項(xiàng)目(2012C21081)

陳倩清（1964-），女，副教授，碩士，研究方向：船舶與焊接技術(shù).E-mail:cqq188@163.com