船用拉杆油缸设计

2015-01-01王伟晓彭瑜华

船舶与海洋工程 2015年1期

王伟晓，彭瑜华，张敏

（昆山江锦机械有限公司，江苏昆山 215331）

0 引言

液压拉杆油缸作为液压系统的执行元件，对其结构的稳定性和密封的可靠性要求极严格。借助ANSYS有限元软件设计液压拉杆油缸的结构，并对密封部件进行分析，确保油缸的性能。

在大型船用柴油机中，燃油泵是柴油机的核心部件，完成高压燃油的规律性输出，其稳定性是确保柴油机工作一致性的关键。为测试燃油泵的动作、耐压、润滑性能和耐久性，设计燃油泵测试装置液压系统，驱动油缸的设计是液压系统设计的关键[1]。某型柴油机燃油泵结构见图 1，燃油泵柱塞直径 28mm，柱塞行程20mm，喷油压力100MPa。

根据燃油泵的载荷条件，设计油缸的驱动力为61.6kN，耐压测试时的驱动力为额定工作压力时的1.5倍。根据最大载荷值设计油缸的缸径为63mm，杆径为30mm，有效行程为20mm，额定工作压力为30MPa，液压油缸结构见图2。

图1 燃油泵结构

图2 液压油缸结构

1 油缸结构设计

1.1 缸筒壁厚设计

1.1.1 缸筒壁厚计算

缸筒壁厚参照文献[2]中液压缸的壁厚设计计算，缸筒材料选用38CrMoAlA，缸筒内径设计为φ63mm。当3.2≤D/δ＜16时，液压缸筒属于中等壁厚，则有：

式（1）中：δ——缸筒壁厚度；py——试验压力，取工作压力的1.5倍。D——缸筒内径；ψ——强度系数，对于无缝钢管，ψ=1；c——计入壁厚公差及腐蚀的附加厚度，通常圆整到标准厚度值；[σ]——缸筒材料许用应力：[σ]=σb/n，σb——缸体材料抗拉强度；n——安全系数，n=3.5～5，一般取n=5。

对于38CrMoAlA钢[2]，σb=980 MPa，则[σ]=196 MPa。

考虑壁厚公差及腐蚀的附加厚度，壁厚圆整为8.5mm，则缸筒的外径为80mm。

1.1.2 缸筒有限元分析

通过有限元分析校核缸筒在最大载荷下的径向变形，确保缸筒的变形量在密封件允许的间隙范围内。

1) 分析缸筒采用Solid185单元，六面体网格划分，共有66456个单元，76960个节点。对缸筒内表面施加45MPa的压力，缸筒两端面施加轴向的全位移约束。

2) 经有限元分析得，缸筒的径向最大变形量为0.052mm（见图3）。满足选用的特康格来圈推荐的H8/f7的配合公差[3]。因此，缸筒的刚度满足密封件对径向间隙的要求，从而保证油缸的内泄满足设计要求。

3) 有限元分析缸筒的节点 von Mises，最大应力为 208.723MPa，均布在缸筒的内表面，因此缸筒在45MPa压力作用下，能够满足强度要求（见图4）。

图3 缸筒UY方向变形

图4 缸筒von Mises应力分布

图5 活塞杆的von Mises应力分布

1.2 活塞杆有限元分析

活塞杆驱动燃油泵的导筒，输出载荷值，驱动燃油泵泵压，通过有限元分析活塞杆的强度，确保结构设计的合理性，同时计算刚度值，确保变形量在密封件的允许间隙内，保证密封的可靠性。

分析活塞杆在最大载荷 92.4kN作用下的强度和刚度。采用Solid185单元，共划分587266个单元，98745个节点。活塞杆的端面施加全位移约束，活塞的无杆腔端面施加45MPa压力。有限元分析活塞杆的von Mises应力的单元解平均值（见图5），最大应力为451.1MPa，在有杆腔截面尺寸发生变化的台阶位置，由于 40Cr材料的屈服强度σs=785MPa>451.1MPa[4]，因此活塞杆在最大载荷92.4kN作用下，能够满足强度要求。

为改善活塞杆截面尺寸变化台阶处的应力集中现象，该位置结构由R1的过渡圆角优化（见图6）的卸荷槽结构，从而大大降低应力值。有限元分析活塞杆的最大径向变形量见图7，最大变形值为0.009mm，活塞杆刚度满足密封和受载的要求。

图6 活塞杆卸荷槽结构

图7 活塞杆UY方向变形

1.3 活塞杆密封结构设计

活塞杆属于动态密封，必须满足在所有工作条件下没有动态泄漏，因此，良好的密封结构型式设计是确保杆封可靠的关键。

设计的活塞杆密封结构型式见图8。采用U型圈和斯特封串联的两道密封结构形式，可以在静态及动态均保持良好的密封性能，且密封间不会形成有害的困压。这种密封结构具有摩擦小、效率高、起动无爬行、无粘滞、耐磨、可靠性高的特点。防尘圈能可靠地刮除外界的脏物，活塞杆上仍可保留一定的油膜，能有效地防止外部的颗粒、脏物和水分进入液压系统。耐磨环主要起活塞杆的导向作用，并能承受一定的径向载荷，防止活塞杆与导向套接触，从而有效地避免导向套磨损或刮伤活塞杆。

1.4 端盖密封结构设计

端盖主要起固定缸筒和连接油口的作用，因此端盖与缸筒密封结构的设计是确保密封可靠性的关键（见图9）。

常规的端盖密封结构中“2”和“3”处都使用O形圈密封，○形圈静态密封时推荐使用的压力小于10MPa，但在实际使用中用于额定 16MPa压力时无任何渗漏发生。由于本油缸设计的额定工作压力为30MPa，因此2处端面密封件采用方形密封件。方形密封件作静态密封时，即使在高压下方形几乎保持恒定，推荐使用的工作压力可以达到50MPa[5]，因此更改后的结构能够满足30MPa额定工作压力的要求。

图8 活塞杆密封结构

图9 端盖密封结构

2 油缸试验

2.1 静态性能试验

主要测试油缸的耐压性能、动作性能和内泄漏量。试验台测试见图 10。调整试验台主溢流阀压力为（45±0.5）MPa，对油缸处于活塞杆完全伸出和活塞杆完全缩回两种位置各保压 5min（见表 1），然后检查油缸的各结合处、活塞杆油封处有无渗、漏油现象。

图10 液压油缸测试

测试油缸的内泄漏量，对油缸无杆腔施加（45±0.5）MPa的压力油，使油缸活塞杆完全伸出，然后拆除有杆腔联接油管，测试30min后，用量筒测量的泄漏油量为1.2ml，小于标准[5]中φ63mm 缸筒内径对应 0.08ml/min的内泄漏量要求的标准。调节试验台主溢流压力为（30±0.5）MPa，使油缸全行程往复运动20次，油缸运行平稳，无爬行、卡滞现象。通过试验台测试油缸的耐压、内泄量和动作性能，油缸的各项试验数据满足设计要求。