设计优化探讨挤压机主缸的理论

雷 蕾

（太原重工股份有限公司技术中心，山西 太原 030024）

Lei Lei

（Taiyuan Heavy Machinery Technology Center，Taiyuan Shanxi 030024）

引言

主缸是挤压机的主要动力部件，它的制造成本在挤压机制造总成本中占重要比例，主缸设计制造的可靠性直接影响到整个挤压机的使用。主缸主要以铸锻件为主，在运行的全过程中产生相对运动，这就不可避免会产生机件的磨损，精度降低，受力零件疲劳失效等老化现象，所以主缸理论设计计算方法的合理性显得非常重要。而传统主缸的设计多基于参照成熟的设计案例以及经验公式，缺乏设计计算的系统性及合理化，本文将设计计算方法进行优化，得到具有可靠性的理论设计方法。

1 主缸损坏情况及原因分析

主缸部件的作用在于把液压力能转化为机械能。高压液体进入缸内后，作用于柱塞上，经过活动横梁将力传到工件上，从而使工件产生塑性变形［1］。其中，主缸是挤压机的核心部件，高压液体作用在主柱塞端面上的力，通过挤压轴施加在挤压筒内的坯锭上，就形成所谓的挤压力［2］。

主缸损坏的部位多数在法兰与缸壁连接的圆弧部位，其次在缸壁向缸底过渡的圆弧部分，少数在圆筒筒壁产生裂纹，也有因气蚀严重而破坏的。从主缸使用情况来看，一般在损坏时都已承受了很高的工作加载次数，裂纹是逐步形成和扩展的，属于疲劳损坏［3］。根据主缸使用环境及受力分析，主缸损坏的主要部位及特点有：

1）圆筒筒壁。一般裂纹首先出现于内壁，逐渐向外发展，裂纹多为纵向分布，或与缸壁成45°角。

2）缸的法兰部分。首先在缸外部法兰过渡圆弧处出现裂纹，逐渐沿环向及内壁扩展，最后裂透，或者裂纹扩展到螺钉孔，使法兰局部脱落，个别严重情况，甚至沿过渡圆角处法兰整圈开裂脱落。

3）缸底。首先在内部过渡圆角处开始出现环向裂纹，逐渐向外壁扩展乃至裂透。

4）主缸也有气蚀产生蜂窝状麻点而损坏，尤其是在进液孔内壁，容易产生气蚀。

2 主缸设计步骤

根据设计所需主缸应产生的名义总压力P（N）及液压系统选定的液体工作压力p（bar）可按公式（1）确定柱塞直径：

所得D值根据柱塞标准直径表［1］选取相近的标准直径Dt。这样，该缸实际能产生的最大总压力为：

主缸的内径D1为：

式中：Δt为缸内壁与柱塞间在直径上的间隙值，根据缸的大小和长短来选取，一般锻造主缸取10～15mm，铸钢主缸取20～30mm。

根据主缸选取合适的材料，并确定许用应力［σ］，按照公式（4）可算出缸的外径D2，缸的外半径r2。法兰外径则根据许用挤压应力按公式（4）来确定。

式中：PH为主缸能发出的最大力，N；Fh为法兰和横梁的实际接触环形面积，cm2，［σg］许用挤压应力。

图1 缸的尺寸关系图

根据计算优化后的尺寸关系为：

式中：R1为缸的圆弧半径；R为法兰圆弧半径。

3 主缸设计举例

1）设计25MN卧式黑色金属挤压机的主缸，选取液体压力为280bar。根据公式（1）和主缸设计应产生的名义压力P（N）以及选取的液体工作压力p（bar），计算所得结果经过圆整后按柱塞标准直径表选取柱塞直径：Dt＝90cm＝900mm。铸钢主缸选取Δt＝1.5cm＝15mm，所以主缸内径D1＝Dt＋Δt＝91.5cm＝915mm；主缸的外径D2（其中法兰支座许用应力［σ］＝100MPa）：

圆整计算结果取D2＝1 190mm，所以可知缸壁厚为：

从而通过公式（5）可以获得缸体的其他相关尺寸：t＝275mm；h＝250mm；R1＝115mm；R＝30mm。

法兰外径D4根据式（4）计算，取许用挤压应力［σg］＝80MPa，

计算得D4≥1 367.9mm，经过圆整取法兰外径D4＝1 370mm

强度校核。通过对缸体缸壁应力、台肩应力以及缸底强度进行校核计算，其结果均小于相应的许用应力，所以主缸的关键尺寸设计满足理论需求（见图2）。

图2 主缸的设计尺寸图（mm）

4 结语

本文对主缸易失效部位缸体的圆筒筒壁、法兰部分和缸底进行失效形式的分析，并归纳优化每个易失效部位合理的理论计算方法。通过设计举例，计算获得25MN，液体压力为280bar黑色金属挤压机主缸的关键尺寸，并校核验证其设计尺寸的可靠性。全文论述了挤压机主缸的关键尺寸的设计过程，从而减少因设计不当而造成的主缸的损坏失效。

［1］ 俞新陆.液压机［M］.北京：机械工业出版社，1982.

［2］ 魏军.金属挤压机［M］.北京：化学工业出版社，2006.

［3］ 刘鸿文.材料力学［M］.北京：高等教育出版社，2004.