額定壓力為70 MPa的電磁換向閥閥體應力分析

， ， 　(湖南科技大學 機電工程學院， 湖南 湘潭　411201)

引言

額定壓力為70 MPa的電磁換向閥是液壓系統(tǒng)中的換向元件，目前已有多位學者對不同種類閥的力學行為進行了研究。高國成等[1]對某二位三通電液換向閥運用ANSYS軟件在閥套受到161 MPa最大沖擊應力作用下進行了有限元應力分析，找出了應力最大部位并改進了閥套的結(jié)構(gòu)；孔繁余等[2]采用有限元分析軟件ANSYS，對泵體進行了靜力學分析和強度校核，找出了等效應力最大位置，優(yōu)化了結(jié)構(gòu)；吳高峰等[3]運用ANSYS有限元分析，對壓裂泵中單向閥在100 MPa高壓下進行了靜力學分析，得到了閥的最大應力值遠小于材料的屈服極限的結(jié)論；王中輝等[4]運用ANSYS有限元分析軟件對在往復泵中閥盤表面受壓力為34.3 MPa和閥座座面受壓力為173.6 MPa情況下進行了應力分析，使得該閥滿足強度要求；劉書胤等[5]運用ANSYS軟件對通徑為65 mm二位四通液動滑閥閥體進行了應力分析，得到了閥體壁厚對閥體最大應力的影響規(guī)律；楊紅艷[6]采用有限元分析軟件ANSYS對三位四通M型滑閥式電磁換向閥閥體和閥芯在100 MPa液壓力作用下的情況進行了靜力分析，獲得了閥芯直徑分別對閥體和閥芯最大應力的影響規(guī)律。

上述研究主要對閥體在最大沖擊應力作用下或在一定壓強下的強度校核，以及考慮閥體中單個尺寸因素對閥體最大應力的影響有較好的闡述。本研究主要針對在1.5倍額定壓力狀態(tài)下，分析滑閥閥體主要尺寸對閥體最大應力的影響，為確定合理的結(jié)構(gòu)尺寸提供依據(jù)。本研究利用PRO/E建立閥體三維實體模型，通過導入ANSYS建立有限元模型，進行閥體應力分析，研究不同沉割槽直徑和不同閥芯直徑對閥體最大應力的影響，從而確定合理的結(jié)構(gòu)尺寸。為該換向閥的研制奠定技術(shù)基礎。

1　閥結(jié)構(gòu)及設計參數(shù)

研制的三位四通換向閥閥體結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1　閥體結(jié)構(gòu)簡圖

圖1中，P為進油口，A、B為工作油口，T為回油口，D為閥孔直徑，D1為沉割槽直徑，d0為工作油孔直徑。該閥的額定壓力為70 MPa，閥工作油孔直徑為5 mm，中位機能為O形。

該閥體的材料屬性如表1所示。

表1　液壓閥體材料屬性

2　閥體應力分析

2.1　閥體實體模型的創(chuàng)建

閥體采用軟件PRO/E建立三維實體模型，再導入到ANSYS中進行網(wǎng)格劃分等操作，略去對應力分析影響不大的圓角、倒角、控制小孔等細微特征。其中P為進油腔，A、B為工作油腔，T為回油腔。模型如圖2所示。

圖2　閥體三維實體模型

2.2　閥體有限元模型建立

將PRO/E實體模型導入ANSYS有限元軟件中進行網(wǎng)格劃分，選擇單元類型為八節(jié)點六面體結(jié)構(gòu)單元solid185，設置好閥體材料彈性模量為2.11×105MPa和泊松比為0.277的材料屬性，通過網(wǎng)格劃分工具設置網(wǎng)格劃分屬性，選擇3級智能劃分水平，在有應力集中地方進行局部網(wǎng)格細化。建立的閥體有限元模型如圖3所示。

圖3　閥體有限元模型

2.3　閥體約束及載荷設置

閥體約束：對于換向閥閥體，閥體安裝在閥塊上，對閥安裝面進行全位移約束，閥體左、右端面與電磁鐵接觸，對一端進行軸向自由度為零設置。

閥體載荷：換向閥的額定壓力為70 MPa，根據(jù)機械行業(yè)標準JB/T 10365-2002電磁換向閥耐壓性要求，電磁換向閥各承壓油口應能承受該油口最高工作壓力的1.5倍壓力，即105 MPa壓力?；赜捅硥狠^小可以忽略。當P與A相通，閥口全開時，在P、A口內(nèi)表面以及P、A口對應閥腔內(nèi)表面都施加105 MPa的壓力載荷，在P和B腔之間的密封腔內(nèi)表面和A和T腔之間的密封腔內(nèi)表面都分別施加壓力梯度載荷。施加的約束和載荷的模型如圖4所示。

圖4　閥體約束和載荷的模型

2.4　閥體仿真結(jié)果及分析

利用ANSYS對有限元模型進行求解，閥體的應力分析是在105 MPa下電磁換向閥閥口全開，液動力不發(fā)生變化的情況下進行的。在通用后處理中進行結(jié)果分析，閥體在沉割槽直徑為13 mm、閥芯直徑為10 mm時的等效應力分布圖如圖5所示，閥體的圖形以通過A、B口油口軸線的平面為剖面顯示。按第四強度理論的強度條件求得等效應力為(其中σ1、σ2、σ3分別指第一、第二、第三主應力)：

圖5　閥體等效應力分布圖

按照以上的分析和參數(shù)設置方法，分別改變沉割槽直徑和閥芯直徑參數(shù)，對閥體最大應力的影響進行研究。得在沉割槽直徑分別為12 mm、13 mm和14 mm 時，閥體最大應力值隨閥芯直徑變化規(guī)律如圖6所示；得在沉割槽直徑與閥芯直徑差值分別為1 mm、2 mm、3 mm和4 mm時，閥體最大應力值隨沉割槽直徑變化規(guī)律如圖7所示。

圖6　不同閥芯直徑對閥體最大應力的影響

根據(jù)材料屬性，選擇第四強度理論確定閥體的最大許用應力：

[σ]=σs/n

式中，σs—— 材料屈服強度，MPa

n—— 安全系數(shù)，取1.2

有上式計算得閥體最大許用應力為：

[σ]=540/1.2=450 MPa。

從圖6可直觀地發(fā)現(xiàn)，在沉割槽直徑分別為12 mm、13 mm和14 mm時，閥體的最大應力值隨閥芯直徑增大而減小，當沉割槽直徑為12 mm時，閥芯直徑大于8.7 mm均符合強度要求；當沉割槽直徑為13 mm 時，閥芯直徑大于9.2 mm均符合強度要求；當沉割槽直徑為14 mm時，閥芯直徑大于9.9 mm均符合強度要求。但是隨著閥芯直徑增大閥體尺寸會增加，綜合考慮以上因素，在滿足強度要求前提下，取閥芯直徑為10 mm。從圖6還可以得知，在閥芯直徑不變情況下，閥體最大應力值隨沉割槽直徑增大而增大，而閥體沉割槽直徑增大，能減小閥內(nèi)壓力損失。在保證強度條件下，沉割槽直徑宜適當加大。

圖7　不同沉割槽直徑對閥體最大應力的影響

從圖7可直觀地發(fā)現(xiàn)，在沉割槽直徑與閥芯直徑的差值分別為1 mm、2 mm、3 mm和4 mm時，閥體最大應力值隨沉割槽直徑增大而減小，為減小閥體最大應力值可適當增加沉割槽直徑。同時從圖7還可得知，閥體沉割槽直徑與閥芯直徑差值在3 mm以內(nèi)，均符合強度要求；當差值為4 mm時，沉割槽直徑為12 mm 和13 mm時已經(jīng)大于最大許用應力。而差值越大，壓力損失越小。當取閥芯直徑為10 mm，差值為3 mm時，符合強度要求；當差值為4 mm時，已經(jīng)大于最大許用應力值。綜合以上分析可取沉割槽直徑為13 mm。

3　結(jié)論

(1) 在閥芯直徑一定的情況下，隨著沉割槽直徑增大，閥體最大應力值越大；在沉割槽直徑不變情況下，閥體最大應力值隨閥芯直徑增大而減?。辉?05 MPa 高壓環(huán)境中，所受應力值較大，必須考慮閥體強度要求。分析說明較合適的閥芯直徑為10 mm。

(2) 在沉割槽直徑與閥芯直徑差值不變情況下，閥體最大應力值隨沉割槽直徑或閥芯直徑增大而減小，為降低閥體最大應力值，可適當增加沉割槽直徑或閥芯直徑。得合適的沉割槽直徑為13 mm。

(3) 取閥芯直徑為10 mm，沉割槽直徑為13 mm，閥體最大應力點應力為411 MPa小于材料40 Cr的最大許用應力，閥體滿足強度要求。

參考文獻：

[1]高國成，林慕義,等.大流量電液換向閥強度有限元分析[J].北京信息科技大學學報，2009，24(2)：78-81.

[2]孔繁余，陳浩,等.基于流固耦合的減壓塔底泵泵體強度分析[J].機械工程學報，2013，49(2)：46-49.

[3]吳高峰，周思柱,等.基于Ansys/Ls-Dyna的壓裂泵泵閥強度分析[J].石油礦場機械，2011，40(5)：50-52.

[4]王中輝，戴靜君,等.往復泵泵閥強度計算[J].石油礦場機械，2010，39(2)：34-37.

[5]劉書胤，戴靜君,等.大通徑滑閥閥體強度與配合間隙的優(yōu)化設計[J].液壓與氣動，2012,(5)：90-94.

[6]楊紅艷.滑閥式超高壓液壓電磁換向閥靜、動態(tài)分析[J].機床與液壓，2007，35(5)：122-124.