ANSYS Workbench的液壓油缸多目標優(yōu)化設計

彭先勇,陸中良,李受人,王雪萍

(1武漢第二船舶設計研究所,湖北 武漢 430064;2武漢理工大學物流工程學院,湖北 武漢 430063)

隨著經(jīng)濟的發(fā)展和科學技術的突飛猛進,市場對產(chǎn)品提出越來越嚴格的要求.依靠經(jīng)驗設計的產(chǎn)品其結(jié)構及尺寸參數(shù)相對保守,耗材過多,成本過高,性能難以達到最佳.由經(jīng)驗設計向采用CAD/CAE等現(xiàn)代設計方法是產(chǎn)品設計的發(fā)展趨勢.在保證產(chǎn)品強度、剛度、變形等條件下通過優(yōu)化設計使產(chǎn)品小型化、輕量化是現(xiàn)代制造產(chǎn)業(yè)追求的目標.液壓油缸作為車輛,船舶的重要動力裝置設備之一,其小型化、輕量化不僅節(jié)省了材料,減少了生產(chǎn)成本,而且也降低了運輸成本,提高了產(chǎn)品的竟爭力.因此液壓油缸的優(yōu)化有著重要的現(xiàn)實意義.本文以某種型號的液壓缸為研究對象,運用Ansys Workbench有限分析工具及其優(yōu)化模塊,對缸壁厚度、活塞行程與應力、應變、質(zhì)量等關系進行探討,提出了其小型化、輕量化的最優(yōu)解.

1 液壓油缸系統(tǒng)建模、網(wǎng)格劃分

液壓油缸系統(tǒng)的零件比較多,由于細部的零件擋環(huán),閥座等部件對于整體的影響不大,所以建模時將其忽略.簡化后模型主要由缸筒部分和活塞部分組成.由于整個系統(tǒng)的對稱結(jié)構,建模時只須建出其對稱的一半模型即可.系統(tǒng)在活塞桿完全伸出時工況最為惡劣,所以以活塞桿此時的液壓油缸為研究對象.在Pro/E中建模(當前缸筒壁厚 25.5 mm,缸筒的內(nèi)徑115 mm,行程1096 mm),簡化后的模型如圖1所示.通過ANSYS Workbench與Pro/E的接口將其導入.采用物理結(jié)構自動網(wǎng)格劃分功能,控制單元尺寸為0.01 m,劃分的網(wǎng)格如圖1所示,共含有節(jié)點130867個,單元73224個.

整個系統(tǒng)有三處接觸:活塞與缸筒內(nèi)壁的接觸,將其定義為無摩擦接觸;活塞與缸筒底壁部分的接觸,將其定義為不分離接觸;活塞桿與缸筒部分的接觸,將其定義為無摩擦接觸.

對于液壓油缸系統(tǒng)的負載主要有三個,一端鉸的固定負載,無桿腔的壓力載荷,一端鉸接的外負載.無桿腔工作壓力為31.5 GPa,折算到外負載的為1200 kN.由于選取了工作臺結(jié)構的1/2進行分析,故還要施加對稱約束.加載,得到系統(tǒng)的應力、徑向應變云圖(圖2).由圖可以看出,缸筒部分應力相對集中,主要處于100～200 MPa,而且內(nèi)壁部分的應力高于外壁部分應力,但是相對于45鋼的屈服極限360 MPa,還有很大的優(yōu)化空間.徑向應變也主要集中在缸筒部分.因此缸筒部分是研究的重點.

2 理論計算及影響液壓油缸重量因素分析

影響液壓缸重量的因素主要有缸筒的壁厚、缸的長度(活塞行程)和缸筒所用的材料.同時液壓油缸為高壓容器,其缸筒厚度、活塞的行程和材料決定了其能夠承受壓力.因此在壓力一定的情況下,缸筒的輕量化、小型化即對壁厚和行程的優(yōu)化或者是選用其他的材料.按鋼制壓力容器標準得如下應力、應變計算[1].缸筒應力

其中:Di為缸筒的內(nèi)直徑;pc為內(nèi)壓力;δe為缸筒的厚度.缸筒的軸向應變

式中:L為缸筒原長度;Δ l為軸向變形量;E為拉壓彈性模量.缸筒徑向應變

由式(1)～(3)可以看出缸筒的應力、應變與缸筒的厚度、內(nèi)直徑直接相關.分別代入Di=230 mm,pc=31.5 MPa,δe=25.5 mm,E=2.1 GPa,計算出理論的 σt=158 MPa,ε=0.207 mm,ε'=0.1 mm.與有限元計算結(jié)果的較為相近,說明了有限元計算可信.因此,以下通過有限元計算方式來進行相關的問題研究.

以上計算結(jié)果和Ansys-Workbench應變云圖可知缸筒部分的應變較小,最大的徑向應變僅0.1 mm,可不考慮應變部分的影響.以缸筒質(zhì)量為優(yōu)化目標,分別考慮其在材料允許的應力范圍內(nèi)的最小化.用Ansys Workbench的目標驅(qū)動優(yōu)化分析模塊進行仿真計算[2].

2.1 缸筒壁厚與缸筒應力、質(zhì)量的關系

控制缸筒的內(nèi)徑和行程不變,定義缸筒的壁厚為變量,由仿真計算得出其與缸筒的應力、質(zhì)量的關系如圖3、圖4所示.

2.2 缸筒內(nèi)徑與缸筒應力、質(zhì)量的關系

控制缸筒的壁厚和行程不變,定義缸筒的內(nèi)徑為變量,由仿真計算得出其與缸筒的應力、質(zhì)量的關系如圖5、圖6所示.

2.3 活塞行程與缸筒應力、質(zhì)量的關系

控制缸筒的壁厚和缸筒內(nèi)徑不變,定義活塞的行程為變量,由仿真計算得出其與缸筒的應力、質(zhì)量的關系如圖7、圖8所示.

圖8 活塞行程與缸筒質(zhì)量的關系

3 優(yōu)化設計

由以上仿真分析的結(jié)果可以得缸筒的應力隨著缸筒的壁厚的增加而減少,隨著缸筒的內(nèi)徑的增加而增加.缸筒的應力與活塞行程無關.因此液壓缸系統(tǒng)的輕量化主要從壁厚和內(nèi)徑著手.以當前缸筒壁厚25.5 mm為例闡述其優(yōu)化過程.

取缸筒的材料為45鋼,其彈性模量取E=210 GPa,泊松比μ=0.3,密度ρ=7800 kg/m3,屈服極限為360 MPa,取安全系數(shù)為1.5,則材料對應的可以承受最大應力為360/1.5=240 MPa.由圖3看出當前壁厚25.5 mm時,對應的缸筒部分應力為173 MPa,因此該缸存在優(yōu)化的空間.由圖4可以看出當取壁厚17.5 mm左右時,缸筒部分的應力大約為239 MPa,此時材料應力性能發(fā)揮到最大.設定該部分的優(yōu)化的目標如下:最大應力≤240 MPa,其優(yōu)先級為最高;質(zhì)量在應力滿足條件下取最小值,其優(yōu)先級次之;變形量優(yōu)先級最低[3].由計算機計算得到的推薦優(yōu)化解如表1所示.由表1可以看出壁厚取值17.4 mm時比較合適.將該值再回代入原模型計算得出相應的值如下表2所示.

表1 優(yōu)化解

表2 回代入原模型校核值

表3 優(yōu)化前后各項數(shù)據(jù)對比

由表3可以看出,優(yōu)化以后缸筒部分的應力較優(yōu)化以前增加,但仍在安全系數(shù)的范圍內(nèi),應變也僅為0.11 mm,但是缸筒的質(zhì)量由135.7 kg降到了101.kg,降低了25%.可見優(yōu)化計算后的缸筒材料得到更好的發(fā)揮,重量得以減輕.

以缸筒內(nèi)徑做優(yōu)化與以缸筒壁厚優(yōu)化類似,不再贅述.換作其他材料時,將相關材料的性能參數(shù)更改即可,不再贅述.

4 結(jié)束語

本文應用ANSYS Workbench的有限元計算及多目標優(yōu)化設計功能,對影響液壓缸系統(tǒng)的內(nèi)部應力因素進行了分析.以缸筒壁厚部分的優(yōu)化為例,闡述了在滿足系統(tǒng)應力,應變要求的前提下,減輕缸筒質(zhì)量.與傳統(tǒng)的方法相比,該設計方法提高了材料的利用率,降低了企業(yè)的生產(chǎn)成本,為此類系統(tǒng)的相似部件結(jié)構優(yōu)化和其他系統(tǒng)的結(jié)構優(yōu)化設計提供了一種高效、可行的方法.

[1]全國壓力容器標準技術委員會.GB 150-1998鋼制壓力容器[S].北京:石油工業(yè)出版社,1998.

[2]李 兵.ANSYS Workbench設計、仿真與優(yōu)化[M].北京;清華大學出版社 2008.

[3]浦廣益.ANSYS Workbench12基礎教程與實測詳解[M].北京:中國水利水電出版社,2010.