基于ANSYS Workbench 的液壓缸多工況強(qiáng)度校核

張曉東，張新中

（上海船舶設(shè)備研究所，上海 200031）

0 引言

在某大型船用升降設(shè)備中采用了液壓缸滑輪組型式的液壓機(jī)驅(qū)動(dòng)，鋼絲繩一端固定，經(jīng)過動(dòng)滑輪組、轉(zhuǎn)向滑輪組改變走向后，另外一端連接于負(fù)載，當(dāng)液壓缸的活塞桿伸出推動(dòng)動(dòng)滑輪組時(shí)，通過鋼絲繩組件拉動(dòng)負(fù)載向上運(yùn)行。當(dāng)負(fù)載下降時(shí)，借助負(fù)載自重使主油缸活塞桿收回，液壓機(jī)工作原理見圖1。

圖1 液壓機(jī)工作原理

其中，液壓缸是主要部件，為了滿足防腐要求而活塞桿采用表面噴涂黑陶瓷的工藝，要求活塞桿彎曲強(qiáng)度不得超過300 MPa的極限值，在帶動(dòng)負(fù)載升降過程中，承受的載荷大且變化多，其強(qiáng)度校核分析對(duì)于整個(gè)液壓機(jī)的可靠運(yùn)行具有重要意義。ANSYS Workbench仿真軟件能對(duì)復(fù)雜機(jī)械系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)靜力學(xué)[1]、結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)[2]、剛體動(dòng)力學(xué)、流體動(dòng)力學(xué)、結(jié)構(gòu)熱[3]、電磁場(chǎng)以及耦合場(chǎng)[4]進(jìn)行分析模擬。本文借助三維軟件和Workbench軟件對(duì)重載液壓缸的多工況的應(yīng)力狀態(tài)進(jìn)行仿真，并進(jìn)行了校核分析，并對(duì)后續(xù)詳細(xì)設(shè)計(jì)提供數(shù)據(jù)支撐。

1 模型導(dǎo)入和約束設(shè)定

設(shè)定液壓缸的材料為Q345D結(jié)構(gòu)鋼，密度為7.8×103kg/m3，彈性模量為2×1011Pa，泊松比為0.3。將三維裝配體生成.x_t文件后導(dǎo)入Workbench，液壓機(jī)仿真幾何模型見圖2。

圖2 液壓機(jī)仿真幾何模型

三維模型由活塞桿裝配體、液壓缸裝配體、前后2個(gè)缸蓋、1個(gè)缸頭、動(dòng)滑輪和槽型導(dǎo)軌組成。導(dǎo)入后采用所有零件為bonded接觸，修改導(dǎo)軌與動(dòng)滑輪8個(gè)導(dǎo)向滾輪為No separation接觸，同時(shí)槽型導(dǎo)軌只跟加強(qiáng)板、孔加強(qiáng)臺(tái)和導(dǎo)向滾輪3類零件有接觸，刪除導(dǎo)軌跟其他零件的接觸。根據(jù)液壓機(jī)工作原理，負(fù)載升降過程中，液壓缸內(nèi)圓柱面只有無桿腔施加壓強(qiáng)載荷，故使用slice將液壓缸內(nèi)圓柱面分割為2部分，便于在無桿腔段施加壓強(qiáng)載荷，液壓缸分割后的模型見圖3。

圖3 液壓缸分割后的模型

設(shè)定mesh中選項(xiàng)relevant center為coarse，進(jìn)行幾何模型網(wǎng)格劃分，共劃分節(jié)點(diǎn)601 384個(gè)，劃分單元308 360個(gè)，液壓缸劃分網(wǎng)格后模型見圖4。

圖4 液壓機(jī)劃分網(wǎng)格后模型

2 施加載荷和約束

本液壓機(jī)共有3處施加了載荷或約束，分別為液壓缸無桿腔壓強(qiáng)載荷、活塞桿軸載荷和液壓缸底腳約束、槽型導(dǎo)軌約束。

1）液壓缸活塞桿無桿腔端面、無桿腔內(nèi)圓柱面和后端蓋內(nèi)表面承受1.85×107Pa壓強(qiáng)。

2）液壓缸前后底腳的4個(gè)安裝面設(shè)為固定約束，將槽型導(dǎo)軌的4個(gè)孔加強(qiáng)臺(tái)面設(shè)定為固定約束。

3）液壓缸活塞桿桿端施加載荷分為5種情況，即在活塞桿中心施加90 t（1 t=9 800 N）力，上偏心、下偏心2 00 mm分別施加90 t力，上偏心、下偏心340 mm分別施加90 t力，通過remote force施加偏心載荷。

以上偏心340 mm施加90 t力時(shí)為例，連同液壓缸無桿腔壓強(qiáng)載荷和液壓缸底腳約束、槽型導(dǎo)軌約束，液壓機(jī)載荷和約束見圖5。

圖5 上偏心340 mm 時(shí)，液壓機(jī)施加載荷和約束

求解后即可輸出液壓機(jī)的應(yīng)力云圖，并可單獨(dú)得到液壓缸活塞桿、活塞、缸體和底腳的應(yīng)力和應(yīng)變。

3 仿真結(jié)果和分析

仍以上偏心340 mm施加90 t力時(shí)為例，液壓機(jī)應(yīng)力云圖見圖6。

圖6 上偏心340 mm 時(shí)液壓機(jī)應(yīng)力云圖

桿端按活塞桿中心、上偏心200 mm、下偏心200 mm、上偏心340 mm和下偏心340 mm 5種工況分別施加90 t力，液壓機(jī)、槽型導(dǎo)軌、動(dòng)滑輪、液壓缸、活塞桿、活塞和底腳的最大應(yīng)力見表1。

從表1中可以看出，在上偏心340 mm和下偏心340 mm時(shí)，液壓機(jī)有零件應(yīng)力超過材料Q345D的屈服極限358 MPa，但所列出的主要部件均遠(yuǎn)低于材料屈服極限358 MPa。上偏心340 mm和下偏心340 mm時(shí)，應(yīng)力最大的部件都是導(dǎo)向滾輪的一個(gè)軸承內(nèi)圈，將該軸承內(nèi)圈suppress后，應(yīng)力最大的部件為滾柱（367 MPa）和滾輪（366 MPa）。槽型導(dǎo)軌、動(dòng)滑輪、液壓缸、活塞桿、活塞和底腳等6個(gè)主要零部件應(yīng)力都滿足要求，安全系數(shù)基本在2倍以上。

表1 5 種工況最大應(yīng)力比較（單位：MPa）

5種工況載荷下液壓缸各部件的最大應(yīng)力均低于Q345D材料屈服極限358 MPa，滿足強(qiáng)度要求；5種工況載荷下活塞桿最大應(yīng)力為下偏心340 mm時(shí)的233 MPa，滿足液壓缸活塞桿彎曲強(qiáng)度超過極限300 MPa會(huì)導(dǎo)致表面陶瓷涂層脫落的要求。

4 結(jié)論

通過對(duì)由液壓缸、動(dòng)滑輪和槽型導(dǎo)軌組成的液壓機(jī)采用ANSYS Workbench進(jìn)行有限元仿真分析，可以看出在上偏心340 mm和下偏心340 mm的最惡劣工況下，液壓機(jī)中一些小部件應(yīng)力（導(dǎo)向滾輪軸承內(nèi)圈、滾柱和滾輪）出現(xiàn)超出強(qiáng)度極限的狀況，超出了Q345D材料屈服極限358 MPa，最高達(dá)到了457.94 MPa，可為后續(xù)詳細(xì)設(shè)計(jì)提供指導(dǎo)。