某厂液压油缸结构与疲劳分析

王福光

（山东信息职业技术学院 山东 潍坊 261000）

1 前言

液压缸是液压机工作的执行元件，其作用是将液体压力转变为机械功，完成对工件的压力作用，是液压机的主要部件之一。液压缸的结构简单，设计相对容易，但如果不对其进行强度分析，就会造成制造困难，或在使用过程中引起液体泄漏及运行不平稳，甚至过早损坏。液压缸的损坏多发生在法兰与缸壁、缸壁与缸底过渡部位。因为这两处断面变化剧烈，加压时产生应力集中，而液压缸的负荷为加压/卸压的脉动负荷，工作循环次数多，因而加剧了疲劳破坏。少数缸体发生在中间缸壁段，这是由于内壁应力较大，当裂纹出现时会很快向外发展，形成纵向45°角斜向裂纹。在我们设计时，应重点考虑应力较大的缸壁及两处过渡部位，使设计的结构尺寸合理又不浪费[2]。

2 结构受力分析

2.1 理论分析。该工作缸为一端开口一端封闭的厚壁高压容器(三维模型如图1所示)，当高压液体作用在柱塞上时，反作用力作用于缸底，通过缸壁传到法兰部分，靠法兰与上梁支承面上的支承反力来平衡。在与法兰支承面及缸底内表面有一定距离的中间段缸体，理论分析和应力测定表明，可按厚壁圆筒进行应力分析。除有轴向应力σ7外，还有由内压P引起的径向压应力σr(内壁最大，向外逐渐减小，到外壁时为零)和切向拉应力σt(内壁最大，向外逐渐减小)，因此是三向应力状态。

圆筒段任意一点的三响应力值分别为：

图1 液压缸缸实体模型

式中，σ7-轴向应力，σr-径向应力，σt-切向应力，P-缸内液体压力，r1-缸的内半径，r2-缸的外半径，r-所求应力点位置的半径[1]。

第四强度理论(形状改变比能理论)认为形状改变比能是引起材料流动破坏的主要原因，结果更符合实际。Q235作为一种普通碳素钢，试验资料表明，畸变能密度屈服准则与试验资料相当吻合，比第三强度理论更为符合试验结果。

采用VonMises强度准则，合力为最大合成当量应力出现在缸内壁，即当时，计算得出最大合成当量应力为=121.6Mpa屈服极限295Mpa。安全系数ns=2.43。

2.2 有限元静力学分析。油缸的材料ZG20SiMn铸钢，弹性模量为202GPa，泊松比是0.3，屈服极限σs295Mpa，油缸最大内部压强25MPa，采用标准国际单位制。本次分析依据油缸的实际情况对油缸进行了适当的简化，由于其对称性，在分析中只是对1/4油缸壁进行了分析。在施加约束时，分别约束其轴向、周向及径向自由度。本次分析由有限元前处理器partan完成网格划分、属性定义、边界条件的施加，nastran完成计算过程。有限元网格共计206 839个节点，采用tet四面体实体单元，单元数共计141 563个，其计算结果如图2和图3：

图2 缸体变形图

图3 缸体应力图

由图2和图3可见，最大位移dispmax为0.379mm，变形较小。等效应力Von Misemax为338 MPa，位于法兰与油缸接触处，该处由于工艺倒角因素引起了应力集中，导致有限元应力结果大小超过了材料屈服极限σs295Mpa，对此予以忽略(在制造工艺方面可以减轻此处应力集中现象)。本计算关注部分厚壁圆筒应力为90.2～113Mpa。

2.3 对比分析。本文有限元计算与理论计算结果相近，由此得出静力学分析结果正确。由静力学分析结果得知，油缸工作过程中材料处于弹性变性区；疲劳破坏时材料仍将处于弹性区。疲劳现象发生的原因在于金属在应力或应变的反复作用下发生了性能变化。从宏观上，人们仍然根据疲劳破坏发生时的应力循环次数，将疲劳破坏分为高周疲劳和低周疲劳。其中，高周疲劳受应力幅控制中，循环应力的水平较低，弹性变形居主导地位。根据不同的疲劳破坏形式，有着不同的疲劳分析方法。工程中常用的疲劳分析方法有3种：名义应力法、局部应力应变法和损伤容限法。其中名义应力法适用于高周疲劳。因而，笔者采用名义应力法对液压缸进行疲劳分析[4]。

3 疲劳分析

3.1 缸体材料参数和载荷设置。ZG20SiMn铸钢，弹性模量 202Gpa，抗拉强度 σb=500～600Mpa，在MSC Fatigue中创建以该数据为参数的SN材料曲线，如图4所示；液压缸工作状况如表1所示；液压缸工作载荷时间历程曲线如图5所示。

图4 材料SN曲线

图5 载荷时间历程

表1 液压缸工作状况

3.2 结果分析。从图6可以看出，工作缸最小寿命值为2.23105，这意味着节点193416在载荷循环达到22.3万次后发生疲劳破坏，位置位于法兰盘与液压缸接触位置(位于缸体倒角处)，符合缸体工作实际情况。对多数工程目标来说无限寿命意味着1106次循环，因此，该工作缸是有使用寿命限制的(具体情况具体分析)。

图6 寿命云图

图7 危险节点及其寿命

4 总结

根据分析结果，我们可以做出优化分析。例如，由图3液压缸应力图可以看出，应力大小由内壁到外壁急剧缩小，并不均匀，而是呈梯度变化，据此我们可以优化缸壁厚度，节省材料成本(当然也要考虑到热应力引起的变化)。本疲劳分析主要依据分析软件，存在众多不足之处。例如，材料SN曲线是根据弹性模量E与抗拉强度σb估算得到，不是来自真实试验数据；载荷时间历程并没有完全依照液压缸实际应力发生变化等。

[1]张东辉，樊丹.25MN单臂油压机主缸结构计算与分析 [J].一重技术，2009(1)：8～10.

[2]周大坤，李玉伟，李召生，等.贮料罐有限元疲劳分析 [J].锅炉制造，2009(4)：37～40.

[3]王彦伟，罗继伟，叶军，等.基于有限元的疲劳分析方法及实践 [J].机械设计与制造，2008(1)：22～24.

[4]姚卫星.结构疲劳寿命分析 [M].北京：国防工业出版社，2003.

[5]周传月，郑红霞，罗慧强.MSC Fatigue疲劳分析应用与实例 [M].北京：科学出版社，2005.