液壓打樁錘環形閥組結構強度分析*

崔郎郎,許夢凱,黃 增,王春雨,周海勇,曹立鋼,張曉松

(1.中信重工機械股份有限公司,河南 洛陽 471003;2.燕山大學 機械工程學院,河北 秦皇島 066004;3.上海海岳液壓機電工程有限公司,上海 200031)

0 引 言

在打樁錘的打樁過程中,打樁錘產生的振動會傳遞至液壓閥組,對閥組,尤其是加裝在閥組上的各類液壓元件產生較大的不利影響;同時,各種負載力也會對閥組的可靠性產生一定的影響[1-2]。

因此,打樁機的液壓閥組的結構設計和材料選用成為當下的研究熱點。通過對現有產品的液壓閥組進行分析,發現不同工況和材質對液壓閥組可靠性的影響,可以為其后續結構優化設計提供參考。

就液壓閥組的結構設計而言,目前有多家企業或研究機構的科研人員都提出了許多方法。

鄭建豐等人[3]在液壓閥組設計中,提出了一種基于質量功能展開(quality function deployment,QFD)的液壓閥組設計方法,這為并行過程的開展提供了載體。盧志學等人[4]采用Fluent軟件對閥組內部流道進行了流場仿真分析,對閥組內部流道進行了結構優化。徐志剛[5]提出了一種邁步自移機尾閥后補償式四聯同步換向閥組,并采用靜態理論分析、機構優化設計、動態模擬仿真相結合的方式,對該閥組進行了優化,提高了閥組的集成度,使閥組具有了管路少、結構緊湊、外形尺寸小、便于維修更換等優點。熊壯等人[6-7]基于液壓單元回路集成的思想,構造了集成塊內部管網連通的規則庫,并采用一種簡易的校驗算法對閥塊內部孔道的干涉進行了檢查,完成了集成塊的計算機輔助設計。張軍輝等人[8]采用增材制造的加工方式對閥組進行了設計加工,并運用仿真軟件進行了驗證。

調查發現,在目前針對閥組的研究中,研究人員并沒有仔細考慮閥塊材質對閥塊性能的影響。因此,有必要展開液壓閥塊的材質對閥塊性能影響的研究。

除液壓閥組的結構設計之外,液壓閥組的受力分析同樣是各大企業和機構科研人員的關注熱點之一。

王曉華等人[9]對集成液壓閥塊的設計要點和注意事項進行了分析和總結。胡峰等人[10]采用ANSYS對目標元件進行了自動網格劃分,并結合其安裝方式,對液壓閥塊進行了載荷分析。方波等人[11]采用ANSYS軟件,對外嚙合齒輪泵泵體進行了有限元分析,并對其結構進行了優化。劉丹[12]采用有限元軟件,對閥塊的應力及應變進行了分析,根據閥塊的結構形式和受力情況,建立了其整體的分析模型,并應用Generatemesh方式劃分了其網格。張晉[13]采用Fluent軟件,對液壓閥內部流體進行了流場分析和壓力場分析。周海勇等人[14]采用有限元分析的方法,對船用液壓閥塊進行了應力分析和強度校核,以確保閥塊的可靠性。于占忠[15]采用Solidworks Simulation軟件,對調壓閥組閥門不同工作狀態下的整體強度進行了有限元分析。潘國雄等人[16]以液壓管路的閥組單元為研究對象,采用有限元軟件ANSYS,建立了閥組的結構模型,計算了閥組單元結構在不同頻率載荷激勵下的振動響應頻譜,分析了安裝間距、閥架閥臂長度、斜撐位置、隔振器安裝等制造工藝參數對其聲學性能的影響,并將仿真與試驗測試結果的響應頻譜進行了對比分析。

除了針對液壓閥組的研究以外,國外學者同樣采用有限元分析法,分別對液壓挖掘機[17-20]和汽車座椅[21]的強度性能進行了分析和驗證。

調查發現,大量學者在利用相關軟件對液壓閥組零件進行受力分析時,并沒有考慮零件的全部工況以及共振頻率,因此,上述研究仍存在一些不足之處。

筆者通過對當前液壓閥組結構可靠性分析方法進行調研,基于一種新型的環形閥組結構,利用有限元分析方法對設計的環形閥組進行強度分析,對比不同材料的差別,并對閥組進行模態分析,為閥組進一步改進設計以及樣機實驗提供理論依據。

1 環形閥組結構

筆者設計了一種新型的插裝式環形閥組,環形閥組的裝配圖如圖1所示。

圖1 環形閥組裝配圖

打樁錘液壓回路原理圖如圖2所示。

圖2 打樁錘液壓回路原理圖

環形閥組插裝閥如圖3所示。

圖3 環形閥組插裝閥S閥—補償閥;R閥—回油閥;T口—回油口;P閥—進油閥;P口—進油口

圖3中:在該環形閥組中插裝有S閥,S閥為補償閥,在系統中起到瞬態反彈補油與緩沖的作用;在該環形閥組中插裝有R閥,R閥為回油閥,在系統中起到特征腔排油的作用;在該環形閥組中插裝有P閥,P閥為進油閥,在系統中起到特征腔進油的作用。

打樁錘工作原理如下:

(1)在打樁錘提升階段,P閥的先導閥電磁鐵得電,R閥的先導閥電磁鐵失電,油液經過P閥流經環形閥組進入環形腔,使錘體提升;(2)在打樁錘下落階段,R閥的先導閥電磁鐵得電,P閥的先導閥電磁鐵失電,環形腔中的油液經R閥流出,使錘體下落;(3)在錘體打樁瞬間,會產生回彈,此時油液經過S閥進行補油。

2 環形閥組受力分析

2.1 仿真模型建立

筆者首先搭建了物理模型,環形閥組三維模型如圖4所示。

圖4 環形閥組三維模型

圖4中,根據環形閥組的具體結構,筆者采用SolidWorks軟件建立了其三維模型,并導出“.x_t”格式文件,利用ANSYS Workbench對其進行了仿真分析。

筆者對環形閥組進行了網格劃分,環形閥組網格劃分效果圖如圖5所示。

圖5 環形閥組網格劃分效果圖

考慮到仿真模擬的效率與仿真結果的可靠性,筆者將網格大小設置為2 cm,并將網格中Transition屬性設置為Slow,以提高網格過渡部分的均勻性,以及仿真結果的可靠性。最終得到的節點數為3 845 153個,網格單元個數2 689 186個。

環形閥組邊界條件圖如圖6所示。

圖6 環形閥組邊界條件圖

圖6中:根據打樁機結構,筆者對環形閥組上下法蘭面及螺栓孔部分施加固定約束,作為邊界條件;考慮到環形閥組上安裝閥類零件的螺栓孔被螺栓限制變形,近似剛性約束,所以對安裝閥類零件的螺栓孔同樣施加了固定約束作為邊界條件。

環形閥組受力方向圖如圖7所示。

圖7 環形閥組受力方向圖

之后,筆者對不受工作狀況變化影響的負載力、重力等進行統一設置:

首先是環形閥組自身的重力,取重力加速度大小為9.8 m/s2,方向豎直向下,施加環形閥組自身重力;再根據環形閥組上安裝的各類閥類零件的質量,對環形閥組施加相應作用力,同樣取重力加速度大小為9.8 m/s2,方向豎直向下,箭頭代表方向。

環形閥組受壓力及反作用力視圖如圖8所示。

圖8 環形閥組受壓力及反作用力視圖

在打樁錘實際結構中,環形閥組處于中間位置,環形閥組上方還裝有其他元件。

在考慮具體元件重量基礎上,筆者取重力加速度大小為9.8 m/s2,方向豎直向下,對環形閥組上表面施加大小近似為5×106N的作用力;考慮到反作用力的影響,又在環形閥組下表面同樣施加大小為5×106N的作用力。

環形閥組的材料參數如表1所示。

表1 材料參數

具體仿真參數如表2所示

表2 仿真參數

2.2 上升工況分析

環形閥組所受油壓示意圖如圖9所示。

圖9 環形閥組所受油壓示意圖

根據液壓回路原理圖,筆者分析得出了在打樁錘提升階段,油液在環形閥組內的進回油管路,并對壓力油路施加大小為35 MPa的壓強,對回油管路施加以大小為2 MPa的壓強。

材料為球墨鑄鐵時的應變應力如圖10所示。

圖10 材料為球墨鑄鐵時的應變應力圖

由圖10可見:最大變形點出現在油路與缸筒相交部位,最大變形量為0.15 mm;最大應力點出現在兩條高壓油路的相交部位,數值大小為287.5 MPa。

材料為35CrMoV時的應變及應力如圖11所示。

圖11 材料為35CrMoV時的應變及應力圖

由圖11可見:最大變形點位同樣出現在油路與缸筒相交部位,最大變形量為0.11 mm;最大應力點出現在兩條高壓油路的相交部位,數值大小為285 MPa。

通過上述分析,可以得到以下結論:

(1)通過分析應變云圖可知:最大變形位置出現在油路與缸筒相交部位。材料為球墨鑄鐵時,該位置變形量達0.15 mm,這是因為該位置處的壁厚過薄,從而導致受力時變形量過大。在之后的優化階段考慮可改變A口對應的油路的傾斜角度,從而達到增大壁厚的目的;

(2)通過分析應力云圖可知:最大應力點出現在兩條高壓油路的相交部位,由局部放大圖可以得知:由于管路相交,從而使該處形成薄壁組織,導致在薄壁尖點位置出現應力集中的現象。在之后的優化階段,考慮將管路中相交所形成的薄壁位置修改成圓角過渡的形式,從而消除應力集中的現象;

(3)在提升階段,通過分析球墨鑄鐵和35CrMoV兩種材料的仿真云圖可知:相比于球墨鑄鐵,由于35CrMoV的剛度更高,在應力大小幾乎相同的情況下,其變形量更小。

2.3 下落工況分析

環形閥組所受油壓的示意圖如圖12所示。

圖12 環形閥組所受油壓示意圖

分析液壓回路原理圖可知:在打樁錘下落階段,油液在環形閥組內的進回油管路中,對壓力油路施加大小為35 MPa的壓強,對回油管路施加以大小為2 MPa的壓強。

材料為球墨鑄鐵時的應變及應力如圖13所示。

圖13 材料為球墨鑄鐵時的應變及應力圖

由圖13可知:最大變形點位出現在環形閥組上表面的高壓油路與缸筒之間部分,最大變形量為0.073 mm;最大應力點出現在兩條高壓油路的相交部位,其數值大小為290.8 MPa。

材料為35CrMoV時的應變及應力如圖14所示。

圖14 材料為35CrMoV時的應變及應力圖

由圖14可知:最大變形點位同樣出現在環形閥組上表面的高壓油路與缸筒之間部分,最大變形量為0.054 mm;最大應力點出現在兩條高壓油路的相交部位,其數值大小為290 MPa。

通過上述分析,可以得到以下結論:

(1)在下落階段,由于環形閥組內管路壓力分配較提升階段有所改變,應變及應力云圖有所改變。分析應變云圖可知,當材料為球墨鑄鐵時最大變形量為0.073 mm,變形量很小,這是因為高壓油路沒有單獨作用在薄壁組織的一側;

(2)通過分析應力云圖可知:最大應力點出現在兩條高壓油路的相交部位。經對比可知,該位置與提升階段的位置相同,且該位置產生最大應力的原因與上節所述相同,故筆者在后續階段采取相同優化方法進行優化處理;

(3)在提升階段,通過分析球墨鑄鐵和35CrMoV兩種材料的仿真云圖可知:在下落階段,由于變形量很小,所以相較于材料球墨鑄鐵,材料35CrMoV對環形閥組變形量減小的效果不是很明顯,但對環形閥組的可靠性仍具有小幅提升作用。

2.4 補油工況分析

環形閥組所受油壓示意圖如圖15所示。

圖15 環形閥組所受油壓示意圖

通過分析液壓回路原理圖可知:在打樁錘補油階段,油液在環形閥組內的進回油管路中,對壓力油路施加了大小為35 MPa的壓強,對回油管路施加了大小為2 MPa的壓強。

材料為球墨鑄鐵時的應變及應力如圖16所示。

圖16 材料為球墨鑄鐵時的應變及應力圖

由圖16可知:最大變形點位出現在環形閥組上表面的高壓油路與缸筒之間部分,最大變形量為0.073 mm;最大應力點出現在兩條高壓油路的相交部位,其數值大小為290.8 MPa。

材料為35CrMoV時的應變及應力如圖17所示。

圖17 材料為35CrMoV時的應變及應力圖

由圖17可知:最大變形點位同樣出現在環形閥組上表面的高壓油路與缸筒之間部分,最大變形量為0.054 mm;最大應力點出現在兩條高壓油路的相交部位,其數值大小為290 MPa。

通過上述分析,可以得到以下結論:

在下落階段和補油階段,通過仿真對比環形閥組可知:在這兩個階段中,環形閥組內部流道壓力分布很相似,二者的應變和應力云圖幾乎一致,最大變形量與最大應力也幾乎相等。

3 模態分析

3.1 仿真參數

環形閥組網格劃分效果圖如圖18所示。

圖18 環形閥組網格劃分效果圖

由于模態分析仿真所需內存空間較大,考慮到效率問題,筆者將網格大小設置為3 cm,并將網格中Transition屬性設置為Slow,以提高網格過渡部分的均勻性,以及仿真結果的可靠性,最終得到節點數2 619 412個,網格單元個數1 844 419個。

模態分析是對結構的共振頻率進行分析,屬于結構本身固有特性,所以只需要施加固定約束,不需要根據不同工況施加載荷。模態分析的固定約束與靜力學分析時一致(如圖6所示)。

筆者在Analysis Settings的Options中,設置Max Models to Find為6,即可對環形閥組的6階固有頻率進行分析。

3.2 模態分析結果

材料為球墨鑄鐵時的固有頻率如圖19所示。

圖19 材料為球墨鑄鐵時的固有頻率

圖19中,筆者對環形閥組六階模態進行分析,其中,一階模態較為重要,一階模態共振頻率為1 064.5 Hz。

材料為球墨鑄鐵時,一階頻率下環形閥組變形如圖20所示。

圖20 材料為球墨鑄鐵時一階頻率下環形閥組變形

由圖20可見:在一階共振頻率下,由球墨鑄鐵制成的環形閥組會發生近1.8 cm的較大變形,導致閥組損壞。

材料為35CrMoV時的固有頻率如圖21所示。

圖21 材料為35CrMoV時的固有頻率

當材料為35CrMoV時,筆者對環形閥組進行模態分析,得到的一階模態共振頻率為1 196.3 Hz。

材料為35CrMoV時,一階頻率下環形閥組變形如圖22所示。

圖22 材料為35CrMoV時一階頻率下環形閥組變形

由圖22可見:在一階共振頻率下,由35CrMoV制成的環形閥組會發生近1.7 cm的較大變形;由球墨鑄鐵和35CrMoV兩種材料的環形閥組的模態分析結果可以得知:兩種材料下的一階頻率都達1 000 Hz以上。

但是,在實際工作過程中,并不會出現上述如此高的振動頻率,所以由這兩種材料制成的環形閥組仍可滿足安全使用要求[22，23]。

4 結束語

由于環形閥組在工作過程中受力復雜,易于受到破壞,為此,在環形閥組實際工作中的3種不同工況下,筆者對球墨鑄鐵和35CrMoV兩種材料的環形閥組進行了有限元分析和模態分析,對比分析了球墨鑄鐵和35CrMoV兩種材料對環形閥組可靠性的影響規律。

研究結果表明:

(1)在相同工況下,材料35CrMoV可以有效地增強環形閥組的抗變形能力,使其可靠性得到提升;筆者通過分析不同工況下的環形閥組總變形和應力情況,得出了對應的優化解決方案;

(2)兩種材料的一階共振頻率均達到1 000 Hz以上,當環形閥組處于該頻率下時,會產生較大變形,需避免該類情況的發生;但筆者結合實際分析發現,不會出現如此高頻的工況,因此,環形閥組不會發生共振破壞。

在下一階段,筆者將會制作出液壓閥組樣本,并進行樣本實驗,從而驗證該環形閥組的各項性能。