闭式双点5000kN压力机油缸有限元优化分析

刘 杰，张剑平，朱从武，韩 江，端武治

（扬州锻压机床股份有限公司，江苏 扬州 225128）

1 设计要求及分析目的

1.1 设计要求

①公称压力Pg=5000kN；②单个油缸内压强P=33.1227MPa；③许用应力【σ】=142～236MPa。

1.2 分析目的

①验证油缸在给定载荷下，最大等效应力σ是否满足要求；②优化零件结构，提出合理化建议。

2 模型分析

2.1 模型特征

JB36-500型闭式双点压力机采用闭式整体焊接机身。油缸安装于滑块内，与活塞形成密闭区间，将高压油锁在油缸下底部，油缸上部分通过螺纹锁紧传递力。以单个油缸为分析对象。模型如图1所示。压力机在工作过程中，油缸受到两处作用，分别是：高压油对油缸内腔底面和部分侧面的压力P，锁紧螺母对油缸向上的力F。锁紧螺母对油缸的作用力F近似看成等于二分之一公称压力Pg，即F=2500kN，高压油对油缸壁的压强P=33.1227MPa。

图1 油缸模型

在建模时为简化分析模型，特省略一些连接螺纹孔和公差带引起的微小厚度差，这样在不影响分析结果的前提下提高了分析效率。需要说明的是：模型的建立以及尺寸位置关系均以设计图纸为参考。油缸材料及其物理参数如表1所示。

表1 油缸材料及其性能参数

2.2 模型结构静力分析

JB36-500在工作过程中，通过电动机的带动将飞轮的动能传递给滑块，由滑块带动模具对工件进行冲裁，从而使坯料变形。

图2 施加载荷和约束

以《曲柄压力机》白皮书相关理论研究为基础，以油缸实际受力状态为依据，对油缸模型进行有限元分析。油缸加载情况如图2所示。其中螺纹传递的力F用均布载荷（Bearing Load）代替，大小为2500kN；压强P（Pressure）作用在内腔底面和侧面，大小为33.1227MPa；对油缸底面添加固定约束（Fixed Support）。

3 等效应力分析

基于建立的有限元分析模型，对油缸进行有限元分析。如图3所示为油缸等效应力云图（Equivalent Stress），由图可见油缸最大等效应力发生在螺纹退刀槽内，靠近螺纹拉紧力一端，最大等效应力值σ=325.56MPa，大于许用应力值【σ】，不能满足强度要求。

图3 油缸等效应力云图

通过等效应力分析，发现油缸所受最大应力发生在螺纹退刀槽处，如图4所示，最大等效应力值为325.56MPa，大于规定的许用应力值【σ】。最大应力位置与实际油缸断裂位置吻合，由此可判定油缸的断裂与退刀槽处应力集中有关。

图4 退刀槽处应力集中

4 优化方向

根据JB36-500闭式双点压力机的实际工作状况，建立了油缸在承受高压油作用下的有限元模型，并在有限元软件ANSYS Workbench中对实际工况进行仿真分析。通过分析发现如下结论：

在给定载荷下，油缸最大等效应力发生在螺纹退刀槽处，最大等效应力值为325.56MPa，大于规定的许用应力值【σ】，不能满足强度要求。最大应力位置与实际油缸断裂位置吻合，由此可判定油缸的断裂与退刀槽处应力集中有关，故需对油缸构进行优化，减小退刀槽处的应力集中，延长使用寿命。

5 零件优化

5.1 尺寸优化

在上述分析基础上，将退刀槽结构进行优化，同时增大油缸壁厚，以延长机床使用寿命，提高资源利用率。

更改后模型如图5所示，尺寸修改记录如下：将油缸加厚，外圆尺寸由410mm增至440mm，相应的密封槽直径由401.4mm增至441.4mm；将退刀槽拐角处用圆弧过渡，尺寸见图5。其余尺寸均未作任何修改。

图5 模型结构优化

5.2 优化模型分析

按优化后的尺寸重新建模，加载和约束情况如前，经求解器重新求解，得到优化后的危险截面等效应力云图，如图6所示。

5.3 数据分析

图6 优化后油缸模型等效应力云图

由图6可知，优化后的模型最大等效应力依然发生在退刀槽处，最大等效应力值为191.43MPa，满足强度要求，且较之前的325.56MPa下降了41.2%，强度得到很大提高。

6 结论

由数据分析可知，优化后的油缸模型质量为180.9kg，较之前高出26.8%，但强度得到很大提升，其中最大等效应力下降了41.2%，故优化方案理论上可行。