船用蝶閥液動執(zhí)行器的研究與分析

□ 顧寄南 □ 沈雨春 □ 毛衛(wèi)平

江蘇大學(xué)機械工程學(xué)院 江蘇鎮(zhèn)江 212013

船用閥門壓載水系統(tǒng)對于調(diào)整船舶船體縱、橫向的平穩(wěn)及安全的穩(wěn)心高度有很重要的作用，而蝶閥遙控系統(tǒng)則是壓載水系統(tǒng)中一個很重要的組成部分。蝶閥遙控系統(tǒng)主要分為液壓驅(qū)動系統(tǒng)和上下位機控制系統(tǒng)兩大部分，其中液壓驅(qū)動系統(tǒng)主要包括液壓泵站、電磁閥箱組、液壓回路元件、液動執(zhí)行器、蝶閥等，液動執(zhí)行器直接驅(qū)動蝶閥，是蝶閥遙控系統(tǒng)中的關(guān)鍵部件，直接影響整個系統(tǒng)的穩(wěn)定性、可靠性和安全性。

雖然國內(nèi)有多家企業(yè)生產(chǎn)液動執(zhí)行器，但因技術(shù)水平和國外仍然存在較大差距，常常為了保證產(chǎn)品的使用安全性而犧牲產(chǎn)品的整體結(jié)構(gòu)合理性，所以較國外產(chǎn)品顯得笨重，執(zhí)行效率低，使用壽命短。因此需要國內(nèi)的相關(guān)企業(yè)與科研院所共同努力，提高執(zhí)行器的設(shè)計和制造水平，圖1為國產(chǎn)液動執(zhí)行器。

▲圖1 國產(chǎn)執(zhí)行器

▲圖2 齒輪軸與齒條軸的嚙合運動示意圖

1 執(zhí)行器設(shè)計

1.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計

液動執(zhí)行器結(jié)構(gòu)有葉片式擺動液壓缸、齒輪齒條式擺動液壓缸及活塞螺旋式擺動液壓缸三類，三者各有優(yōu)缺點。葉片式擺動液壓缸的承載能力較小，液壓油泄漏較多；齒輪齒條式液壓缸承載力較大，結(jié)構(gòu)簡單，體積較大；活塞螺旋式擺動缸擺動位置精確，但加工工藝較為復(fù)雜。根據(jù)設(shè)計要求，所設(shè)計的執(zhí)行器應(yīng)當(dāng)動作快速可靠、能量損耗少，并且要求結(jié)構(gòu)簡單、尺寸較小、質(zhì)量較輕。因此，本執(zhí)行器采用傳動形式簡單的齒輪齒條式液壓缸，圖2為嚙合運動示意圖。

船用蝶閥液動執(zhí)行器的原理是通過液壓力驅(qū)動活塞帶動齒條軸,齒條軸與齒輪軸嚙合傳動，齒輪軸轉(zhuǎn)動帶動蝶閥轉(zhuǎn)動。由于齒輪軸的擺動角度與齒條的長度成正比，如果齒條夠長，齒輪軸就可以擺動任意角度，但為使執(zhí)行器結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪軸擺角設(shè)計成0～90°。圖3所示為液動執(zhí)行器活塞運行到極限位置時的狀態(tài)，一個缸筒內(nèi)的液壓油被活塞推出缸外，而另外一個缸筒內(nèi)的液壓油則達到最大量，此時齒輪軸擺動到極限位置，帶動蝶閥旋轉(zhuǎn)至極限位置。

活塞在液壓油的作用下作直線往復(fù)滑動，活塞與缸筒的配合應(yīng)當(dāng)適中，既不能過緊，也不能有過大間隙。若兩者配合過緊，不僅增大滑動摩擦力，也增大了最低啟動壓力，降低了機械效率，并且容易損壞活塞和缸筒間的滑動配合。若兩者表面間隙過大，則會引起液壓缸的內(nèi)部泄漏，減低了液壓缸的容積效率，使其達不到需要的設(shè)計性能?；钊慕Y(jié)構(gòu)如圖4所示，在活塞端部裝有導(dǎo)向帶，以防止活塞在受力不均的情況下走偏，導(dǎo)致內(nèi)泄漏和降低密封件使用壽命。導(dǎo)向帶有摩擦因數(shù)較小、耐磨性好、硬度高和使用壽命長等優(yōu)點，與導(dǎo)向帶配合使用的Yx型密封圈與O型密封圈相比，更適合于動密封，而O型密封圈適合于靜密封。前者的使用壽命更長，耐壓性也更好，且Yx型密封圈一般適用于中壓密封，被較多地應(yīng)用于往復(fù)運動液壓油缸中活塞的密封。

1.2 液壓缸內(nèi)徑及壁厚的計算

▲圖4 活塞結(jié)構(gòu)

▲圖3 液動執(zhí)行器極限位置示意圖

船用液壓泵由于考慮到安全性和節(jié)能，液壓回路輸出的額定液壓力PP=10 MPa。國內(nèi)傳統(tǒng)的液壓缸都是鑄造而成，體積較大且笨重。筆者設(shè)計的液壓缸為無縫鋼管，與主體通過法蘭拉桿的形式連接。液壓缸內(nèi)的液壓油推動活塞運動，液壓力大小取決于活塞面積，活塞與液壓缸配合，因此需要先確定液壓缸的內(nèi)徑。液壓缸各參數(shù)的計算過程如下：

式中：P1為液壓缸工作壓力，初算時可取系統(tǒng)工作壓力P=10 MPa；P2為液壓缸回油腔背壓力，初算時無法準確計算，根據(jù)表1《執(zhí)行元件背壓的估計值》得知，系統(tǒng)壓力為10 MPa時背壓P2為0.75～3 MPa，本文選取P2=1.5 MPa；Fft為液壓缸密封處摩擦力，它的精確值不易求得，通常用液壓缸的機械效率ηcm進行估算，本文可通過公式的聯(lián)立來消去；F為工作循環(huán)中最大的外部負荷（筆者設(shè)計的執(zhí)行器驅(qū)動扭矩要求1 000 N·m，可算得F=23 800 N）；ηcm為液壓缸的機械效率，一般ηcm=0.9～0.97，本文取0.95；D為液壓缸內(nèi)徑；d為活塞桿直徑；d/D為活塞桿直徑與液壓缸內(nèi)徑之比，可按表2 選取，系統(tǒng)壓力＞7 MPa時，d/D=0.7。

聯(lián)立式（1）與式（2），求得：

根據(jù)D的計算結(jié)果，再結(jié)合表3《液壓缸內(nèi)徑尺寸系列》（GB/T 2348-1993），取液壓缸內(nèi)徑 D=63 mm。

壁厚比值D/δ≥10的圓筒稱為薄壁圓筒。在工程機械和起重運輸機械使用的液壓缸，一般使用無縫鋼管材料，屬于薄壁圓筒結(jié)構(gòu)，其壁厚為：

式中：Py為試驗壓力,取15 MPa，一般取最大工作壓力的1.25～1.5倍；［σ］為缸筒材料的許用應(yīng)力，其值為：鍛鋼為 110～120 MPa，鑄鋼為 100～110 MPa，無縫鋼管為100～110 MPa，高強度鑄鐵為60 MPa，灰鑄鐵為25 MPa。

將數(shù)值代入式（3），求得 δ=4.725 mm，取整，選 5 mm。

2 仿真分析

本文采用大型通用有限元分析 （FEA）軟件ANSYS對液動執(zhí)行器零件進行靜力學(xué)分析。在UG中建立三維模型，然后導(dǎo)入ANSYS Work Bench中。由于ANSYS軟件直接支持UG模型格式，因此在軟件數(shù)據(jù)傳遞過程中數(shù)據(jù)基本沒有丟失?？芍苯訂覣NSYS。然后對模型進行材料屬性的編輯，施加約束及驅(qū)動后，進行靜力學(xué)分析。本文主要驗證所模擬工況下液壓缸工作中的應(yīng)力大小是否超過材料許用應(yīng)力和形變范圍。

表1 執(zhí)行元件背壓的估計值

表2 液壓缸內(nèi)徑D與活塞桿直徑d的關(guān)系/mm

表3 液壓缸內(nèi)徑尺寸系列（GB/T 2348-1993）/mm

在ANSYS WorkBench中劃分網(wǎng)格后，設(shè)定缸筒內(nèi)表面受10 MPa的綜合壓力，限制缸筒各方向運動和轉(zhuǎn)動，啟動仿真過程。仿真缸筒在工作過程中的等效應(yīng)力和總體變形，如圖5、圖6所示。

從圖5、圖6中可看出，計算出的缸筒尺寸在工作中產(chǎn)生的最大應(yīng)力為95 MPa，小于材料100～110 MPa的許用應(yīng)力范圍，且高壓處僅在缸口很小的面積上，基本滿足要求。同時缸體產(chǎn)生的最大變形僅為1.63×10-2mm，可忽略不計，因此能夠滿足設(shè)計要求。

3 結(jié)論

根據(jù)船用蝶閥特有的使用工況，設(shè)計了一種能夠穩(wěn)定輸出負載扭矩、可靠性高的液動執(zhí)行器，能夠滿足設(shè)計要求，并且具有以下特點。

（1）采用了復(fù)合型密封（Yx型動密封與導(dǎo)向帶），使活塞工作時液壓油密封良好，同時也能提高活塞的壽命。

▲圖5 缸筒等效應(yīng)力圖

▲圖6 缸筒總體變形圖

（2）采用了無縫鋼管型液壓缸，具有較高強度，計算得出的液壓缸內(nèi)徑與壁厚滿足工況要求，有互換性強、維護簡單等優(yōu)點。

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