基于有限元的船舶液压油缸活塞杆端头优化设计

庄攀

（常德达门船舶有限公司，湖南 常德415700）

0 引言

液压油缸是将液压能转化为机械能，主要做直线往复运动的重要执行机构，结构简单，工作可靠，液压油缸广泛应用于船舶、工程机械、港口起重等工程作业中。

伸缩式液压油缸的结构主要由缸筒、缸盖、活塞杆、密封装置、缓冲装置等部分组成，本文研究对象为活塞杆杆头，作业时该部件的整体屈服强度与刚度要求较高。目前，基于有限元分析和三维建模技术应用较为广泛，能有效提高零部件设计效率，降低设计成本。本文基于有限元校核分析对活塞杆端头进行静应力分析与优化设计。

1 有限元分析应用

有限元分析技术在工程技术领域应用越来越广泛，完全替代较高研发成本、较长周期试验、不确定性研发结果的传统研发。尤其是新产品研发过程中关键特性验证，设计工程师可以创建虚拟样机实验设计出准确可靠的研发方案，大幅度提高新产品研发成功率，降低新产品开发成本，加快新产品开发效率，顺利完成新产品的开发过程。

随着工程作业设备大型化、作业工况复杂化，作为关键执行部件的液压油缸，受力情况越来越复杂，常规的受力校核方法已经不能满足工程实际需求。现以某型船舶甲板起重液压油缸起重过程为研究工况，利用有限元分析技术对重要受力位置的屈服强度和抗拉强度进行校核计算，从而验证目前的结构受力是否达到设计要求，各部件的安装是否满足船舶主体结构较小空间，最后根据分析结果与预安装反馈对液压油缸进行结构优化，上述校核分析与优化设计对重型液压油缸的可靠性提升具有较重要的意义。

2 有限元校核分析

2.1 创建有限元模型

某型船舶伸缩式液压油缸为二级油缸，活塞杆伸出顺序从大径到小径，空载回缩顺序为从小径到大径，可实现较长的工作行程，非工作状态回缩时间较短，结构紧凑，适用于安装空间受到限制的场合[1]。

通过特殊端口导入至ANSYS Workbench的几何模型，转化为液压油缸各部件有限元模型之前，需要根据实际情况进行模型前处理。首先，根据结构设计尺寸，选取实体单元和板壳单元混合体创建有限元模型；其次，基于对模型进行简化计算的目的，在不影响计算结果的前提下，选择性删除非关键要素，如密封圈、局部油孔、凸台、倒角、焊缝等几何部件；最后，根据变形固体假设，为抽象出力学模型，把握分析问题主要属性，略去次要属性，需要将液压油缸及各部分材料视为满足连续性、各向同性、小变形、匀质的理想弹塑性材料。

为确保液压油缸及活塞杆端头模型计算与分析的合理性和准确性，选取各部件的材料创建有限元模型时，重点参考《机械设计手册：第3篇 机械工程材料》、GB 50017—2003《钢结构设计规范》等技术规范和标准。缸筒材质采用调质态27SiMn，活塞杆材质采用正火态45钢，活塞杆端头采用ZG40Cr，表1为选取材料的力学性能参数。

表1 液压缸组成部分力学性能表[2]

2.2 静态应力分析

船舶某型液压油缸属于重型液压作业范畴，属于该液压系统的关键执行部件。结合实际情况确认分析姿态是有限元分析计算的重要前提。根据国家标准GB/T 15622《液压缸试验方法》选取极限静态工况，对液压油缸进行静力分析，活塞段施加1.5倍工作压力[1]。

有限元静应力分析流程中，首先必须根据实际工况正确选取边界条件，满足有限元平衡方程；其次，根据模型组成的单元类型，结合实际经验对有限元模型进行网格分层与细化，保证满足分析计算的网格质量。

船舶某型液压油缸主要为圆筒柱塞式装配件，进入ANSYS Workbench软件的材料模块，分别对各组成部分的材料设置相应的弹性模量与泊松比等参数。液压油缸装配结构较为简单，考虑计算资源和效率，选择三维实体Solid 95为网格划分单元类型，根据经验选择网格尺寸为10 mm，通过ANSYS Workbench自动网格划分后，得到的网格单元数为865 530，网格节点数为102 345。根据分析需要，结合分析重点受力位置，对活塞杆端部位置局部网格质量进行手工细化处理[3]，如对活塞杆端头左右耳板、端头底部与耳板连接位置进行网格细化。

液压油缸静态应力分析包括施加载荷和约束条件并对应力和应变进行求解，利用ANSYS Workbench对油缸与起重装置连接的铰接点A、B端分别施加远端点Frictionless约束，当油缸活塞杆逐渐伸出时，工作压力随着行程增大而逐渐减小，液压油缸活塞杆全回缩时，在缸筒内壁施加1.5倍工作压力，此时活塞杆端头承受压力为550 MPa，工作拉力为320 MPa。综上，选取1.5倍工作压力作为后续分析的工作姿态，是比较符合实际分析需求。根据上述姿态对油缸端头各铰点施加约束与载荷值进行分析计算，得到图1所示的活塞杆端头等效应力与位移云图。

通过图1（a）等效应力云图分析，极限工况下，活塞杆端头底部存在应力集中区，属于较大应力分布区域，应力值区间为225～235 MPa，低于端头材料ZG40Cr屈服强度345 MPa， 安 全 系 数 为1.46，符合设计要求。

通过图1（b）综合位移云图分析发现，在极限工况下活塞杆端头耳板变形量较大，可能存在与结构干涉的风险。装配调试反馈在现有安装空间条件下，该液压油缸活塞杆端头耳板外侧与船体结构存在干涉，如图2所示。

图1 活塞杆端头静应力分析云图

针对装配调试问题反馈，因空间受限及船体结构无法更改的原因，拟优化活塞杆端头厚度。活塞杆端头的结构尺寸优化前后存在差异，须利用有限元分析工具对目标模型优化前后在相同姿态下的整体强度与刚度进行校核分析。

2.3 优化方案分析

根据图3所示液压油缸活塞杆端头的基本尺寸：底部厚度圆弧为R205 mm，圆心距为325 mm，圆角为R20 mm制定端头厚度的优化方案。

据上文所述将活塞杆端头耳板根部厚度作为优化目标，制定两种优化方案：1）方案一。将活塞杆端头底部圆弧厚度减小10 mm，由80 mm优化为70 mm，将端头耳板与结构之间的最小间隙由7.5 mm优化为12.46 mm。2）方案二。将活塞杆端头底部圆弧厚度减小5 mm，由80 mm优化为75 mm，将端头耳板与结构之间的最小间隙由7.5 mm优化为12.33 mm，如表2所示。

图2 活塞杆端头耳板干涉位置

图3 活塞杆端头基本尺寸

表2 活塞杆端头优化前后方案对照

通过对拟定优化方案进行压应力工况下强度与刚度分析验证，对活塞杆端头耳板实施优化改进，按照相同单元尺寸进行网格划分，施加相同的约束与载荷值的分析步骤，通过ANSYS Workbench静应力分析模块，分析得到等效应力云图和综合位移云图，如表3所示。

表3 活塞杆端头优化校核云图

从表3优化方案的应力云图分析可知：

1）船舶某型液压油缸活塞杆端头的最大应力位置位于活塞杆端头底部上表面，实施优化方案前后位置保持一致；

2）船舶某型液压油缸活塞杆端头的综合位移位于耳板两侧，实施优化方案前后变化量较小；

3）方案一活塞杆端头支耳与底部距离增加，底部圆弧厚度减少10 mm，底部强度应力数值增加21.3%，安全系数仅为1.18，未达到液压油缸部件设计的安全值；

4）方案二活塞杆端头底部圆弧厚度减少5 mm，圆弧半径与对应曲率半径均减小，两边倒角半径增加至20 mm，干涉位置最小间距增加4.83 mm，底部强度应力值比优化前增加12.7%，安全系数为1.30。

以上分析结论表明，采用优化方案二能有效解决活塞杆端头与结构干涉的问题，关键受力位置的整体强度与刚度均符合设计要求，拟将其作为最终优化方案。

3 结语

本文通过船舶某型液压油缸活塞杆端头为分析对象，采用ANSYS Workbench对目标模型在极限工况下的静应力校核与优化方案验证，活塞杆端头的最大等效应力均小于材料许用应力，对拟定的优化方案进行校核验证与结果分析，有效解决前期设计未考虑到安装空间受限的问题，应用有限元分析工具较好地解决了设计与生产调试出现的质量问题，本文应用的有限元分析思路为船舶机械重要部件的设计校核提供技术参考。