高压油缸的应力分析及其优化设计.pdfVIP

文章编号 ：1672—0121(2009)03—0048-02 高压油缸 的应力分析及其优化设计 孙厚创 。甄志强 ．赵 四海 (徐州锻压机床集 团公司，江苏 徐州 221116) 摘要 ：采用常规方法和有 限元分析 ，确定油缸上应力梯度 的分布情况 。对于厚壁液压缸 ，由于应力梯度 的 影 响 ，应力 由内到外迅速减弱 ；内层 屈服 时 ，外层应力很低 ，因此 ，单纯依靠增加壁厚来提高其耐压 能力收效 甚微 。但是如果采用预应力结构进行设计 ，可 以获得较为合理 的应力分布 ，缩小 内外层应力差值 。为 了合理利 用材料 ，使 结构紧凑 ，需从结构上采用优化设计。 关键词 ：机械制造 ；高压油缸 ；液压机 ；优化设计 中图分类号 ：TG315．4 文献标识码 ：B 1 液压 缸 的设计 条 件 出现 了应力梯度变化 。这可 以形象地描述为厚壁 圆 在液压装置 中 ，为 了使结构紧凑 ，常遇到高压厚 筒是 由许多同心的薄壁 圆筒组成 ，各层 的变形并不 壁液压缸 ，其应力分布 比薄壁油缸 复杂 ，计算上应 当 是 自由的，既受到 内层 圆筒 的约束 ，又受到外层 圆筒 采用综合分析 。现 以实例进行说 明。 的限制 ；每个 圆筒所受到 的 内外侧压力也是不 同的， 1．1 设计条件 从而造成应力沿壁厚分布也不均匀 。为此 ，本文通过 工作压力 40MPa，内径 400mm，材料 45钢 ，屈 实例 ，从平衡 、几何 、物理三个方面进行分析 ，确定各 服应力 350MPa，调质热处理 HB217～255，100％超 声 处 的应力数值 。 波探伤 。根据 以上条件 ，安全系数 n=1．4。考虑 到压力 2．2 轴 向应力 的计算 波动 ，确定设计压力为 P=-I．2x40=48MPa。 液压缸一般是底部 固定 ，可 以忽略轴 向应力 的 1．2 根据疲劳分析 ，确定许用应力 影 响 。 工作行程 时液压缸 内壁处于拉伸状态 ，回程 时 2．3 环 向应力和径 向应力 的计算 液压缸 内壁处于较低应力状态 。 目前液压机 的行程 由于 圆柱坐标 的轴对称性 ，环 向应力 和径 向 次数是 10～30min～。液压机按照使用寿命 10年 ，每 应力 只是径 向坐标 r的函数 ，按照 图 1所示 的形 天工作 12h计算 ，即完成约 107次循环 。可确定循环 式在油缸截面上选取微元体 ，可 以得 出各微元面上 特征 r= 一，有 效应力集 中系数 K=I，尺寸 因素 的应 力 。 = O．9，表 面质 量 因数 ／3=0．85，疲 劳 曲线 斜 率 = 0．2，45钢 的持久极 限为 O-c=190MPa。则疲劳许可应 力为 ： 3oG 5 MPa 2 设计计 算 过程 图l 微元体物理的应力分布 ①力学平衡方程 微元体上各个面上 的应力构成如下方程 ： (tTr~dorr)(r+dr)d Orr--2trodrsin ：0 二 略去高阶微量 ，得 ： tra--tr~=rdoroldr ②几何平衡方程