馮曉鵬,李昕濤,貢德鵬
(1.太原科技大學 機械工程學院,山西 太原 030024;2.太原科技大學 電子信息工程學院,山西 太原 030024)
斜拉橋在安裝制造過程中需要固定鋼索,常使用空心液壓缸來完成。空心液壓缸別名為預應力張拉千斤頂,作為施工的主要工具,其優(yōu)點是具有獨特的中心孔,使液壓缸具有連續(xù)遞進的重復張拉性能,能對不同長度的預應力束進行張拉。由于國內尚無空心液壓缸的設計標準,而自主設計的空心液壓缸在使用過程中易出現(xiàn)泄漏、裂紋損壞等故障,故多引進國外的空心液壓缸,但是價格昂貴,且國內外施工方式不同,在使用進口的空心液壓缸時也常會出現(xiàn)故障[1]。
針對此現(xiàn)象,筆者對斜拉橋專用空心液壓缸的受力方式進行了分析,優(yōu)化了常見空心液壓缸的結構形式,并提出一種新的設計方法。
空心液壓缸由外缸筒、活塞、活塞筒、內缸筒和端蓋等部分組成,是一種典型的受壓桿件,其臨界載荷Pk(N)可由歐拉公式計算:
其中:EI為抗彎強度,Pa;L為壓桿長度,m。
對該空心液壓缸進行受力分析,其受力狀態(tài)為單向應力狀態(tài),合成應力σc由壓應力和彎曲應力組成。σc計算式為:
其中:P為液壓缸所受最大壓力,N;A為活塞筒的橫截面積,m2;Mmax為活塞筒所受的最大彎矩,N·m;W為活塞筒的抗彎截面系數,m3。
對空心液壓缸的部件進行強度校核,校核的條件為:
其中:σs為空心液壓缸材料的屈服極限;n為安全系數。
本文以某斜拉橋為例,鋼索直徑為Φ40mm,設計要求如下:工作行程為250mm;空心液壓缸承受載荷為50×104N;內缸筒外徑為Φ100mm;系統(tǒng)額定壓力為25MPa??招囊簤焊捉Y構簡圖如圖1所示。
圖1 空心液壓缸結構簡圖
已知最大負載為50×104N,系統(tǒng)額定壓力為25 MPa,根據空心液壓缸的結構形式,可按照公式(4)[3]對缸筒內徑D進行初步計算:
其中:F為空心液壓缸的實際推力,取F=4.9×105N;φ為液壓缸的負載率,取φ=0.6;η為液壓缸的總機械效率,取η=0.8;p1為液壓缸的供油壓力,取p1=25MPa;d′為內缸筒外徑,取d′=100mm。
經計算得D=249.032mm,圓整為250mm,故外缸筒內徑確定為250mm。
外缸筒材料選為45鋼,45鋼的抗拉強度σb=600 MPa。計算缸筒壁厚δ值,先按薄壁缸筒情況計算,再校核。
當δ/D≤0.08時有:
經計算得δ=19.531,由于δ/D=0.078,接近按薄壁缸計算的最大值0.08,故該空心缸液壓缸的壁厚可按薄壁缸筒的公式計算。由于外缸筒與端蓋連接方式為螺釘連接,需要在外缸筒上開螺紋孔,參照GB8713-88,壁厚取為26mm。
該活塞筒在使用時主要承受鋼絞線的拉力或壓力,故可采用直桿的拉壓強度公式計算外徑d,活塞筒的材料選為45鋼,屈服強度σs=340MPa,其強度條件應滿足:
經過上述設計,得出空心液壓缸主要部件的設計數值如表1所示。
表1 空心液壓缸關鍵部件的數值計算結果
空心液壓缸的外缸筒、內缸筒、活塞筒、端蓋等材料均選用45鋼,45鋼的泊松比為0.28,彈性模量為2.1×1011Pa。
UG是Siemens公司的一個產品工程解決方案,根據以上設計參數,使用UG對各部件進行三維建模并裝配。
2.2.1 活塞筒的建模
利用UG三維軟件建立液壓缸的實體模型后,在進行ANSYS分析時,忽略了比較小的倒角和螺紋孔等,并對關鍵部位的網格進行了細化處理。網格劃分時選用Solid185單元作為計算單元,Solid185用于構造三維固體結構。由于液壓缸的幾何模型和載荷都是關于中間對稱的,為減少網格數量,縮短計算時間,節(jié)省計算機資源,在建立有限元模型時只建立了一半[4-7]。
2.2.2 靜態(tài)載荷及邊界條件的施加
在活塞筒的頂端面施加實際負載的均布載荷,活塞底部施加位移約束,中間對稱面施加對稱約束SymmetryB.C,以模擬對稱結構。
2.2.3 結果分析
計算機模擬計算之后,對活塞筒進行位移和應力應變分析。在負載壓力的作用下,活塞筒的位移變形如圖2所示。
從圖2中可以看出,活塞筒位移變形呈階梯狀,從上端面到活塞筒底部變形逐漸減小,活塞筒最大變形發(fā)生在上端面,最大位移為0.909×10-4m,變形方向沿著軸線向下,該變形主要是由活塞筒受負載的壓力引起的。
在壓力負載的作用下,活塞筒的應力分布如圖3所示。從圖3中可以看出,在負載壓力的作用下,活塞筒的應力比較均勻,平均應力為59.4MPa。最大應力值發(fā)生在活塞筒底部,在活塞筒與活塞的結合處,應力值最大為66.8MPa,而變形主是由于活塞筒受壓產生的。
按照上述步驟,建立外缸筒的有限元模型,并對其進行受力模擬,分析外缸筒的位移變形和應力應變。外缸筒的位移變形如圖4所示。
圖2 活塞筒位移變形
圖3 活塞筒的應力分布
圖4 外缸筒的位移變形
從圖4中可以看出,外缸筒最大變形發(fā)生在缸筒中部內側面,最大變形為0.833×10-4m,從外缸筒中部向兩側變形逐漸減小,該變形主要是由于系統(tǒng)供油壓力25MPa引起的。
在系統(tǒng)壓力的作用下,外缸筒的應力分布如圖5所示。外缸筒應力變化為從中部往兩側逐漸遞減,中部應力最大值為123MPa,缸筒內側應力最大,主要是由系統(tǒng)供油壓力引起的壓應力。在進油口和出油口處,出現(xiàn)了應力集中,應力較大,應力最大值為267 MPa。在缸體加工制造時,進油口及出油口處應加上倒角,避免出現(xiàn)應力集中的現(xiàn)象。2.4 內缸筒的有限元計算及分析
按照上述步驟,建立內缸筒的有限元模型,并施加邊界條件,內缸筒的位移變形如圖6所示。
內缸筒的變形較小,從缸筒外側到內側,變形量逐漸減小。最大變形發(fā)生在外側,變形最大值為0.77×10-5m,該變形也是由系統(tǒng)供油壓力引起的。
在試驗壓力的作用下,內缸筒的應力分布如圖7所示。從圖7中可以看出,在負載壓力的作用下,應力值最大處位于缸筒外表面,最大值為127MPa,主是由于系統(tǒng)對外缸壁的壓力產生的。
綜上所述,在系統(tǒng)壓力為25MPa、負載壓力為50×104N、安全系數取3的情況下,外缸筒位移和應力應變在安全系數以內,活塞筒和內缸筒的變形不影響兩者的相對運動,使用上述方法設計的空心液壓缸是安全可靠的。
本文對斜拉橋施工專用空心液壓缸進行了設計方法的研究,并提出了一種新的空心液壓缸的結構形式,使用ANSYS軟件進行有限元模擬,分析了空心液壓缸關鍵部件的位移變形、應力應變,驗證了產品設計的合理性,保證了空心液壓缸在建筑工程上使用時的安全性,為以后的空心液壓缸設計制造提供了理論支撐。
圖5 外缸筒的應力分布
圖6 內缸筒的位移變形
圖7 內缸筒的應力分布
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