基于Ansys的叉車主安全閥結(jié)構(gòu)優(yōu)化

余建福 馬 寧

安徽合力股份有限公司 安徽 230601

0 引言

安全閥是叉車液壓系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，具有限壓、保壓和穩(wěn)壓的作用，其工作壽命的長短直接影響著叉車工作壽命的長短。目前，叉車上的主安全閥使用1～2 a，其設(shè)定壓力下降較快，導(dǎo)致叉車滿載起升速度較慢或無起升動作。鑒于經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)出的產(chǎn)品結(jié)構(gòu)相對保守，難于適合叉車的工況特點(diǎn)，本研究應(yīng)用Ansys軟件對其關(guān)鍵零部件數(shù)值進(jìn)行仿真分析，對結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，結(jié)合耐久性試驗(yàn)研究分析，以提高主安全閥的使用壽命。

1 安全閥的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

叉車主安全閥是一種常用的先導(dǎo)式溢流閥，主要由主閥套、濾網(wǎng)、主閥芯、 主閥彈簧、錐閥座、錐閥芯、錐閥彈簧、溢流閥體、調(diào)壓螺釘、鎖緊螺母等組成（見圖1），用來保護(hù)叉車液壓系統(tǒng)，起到限壓、保壓和穩(wěn)壓的作用。其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)主要是錐閥座與錐閥芯之間線型配合、線型密封，由于錐閥座與錐閥芯之間長期頻繁開啟關(guān)閉，相互撞擊受損，從而導(dǎo)致溢流壓力下降較快，造成叉車滿載起升速度慢或無起升。

圖1 安全閥結(jié)構(gòu)示意圖

2 錐閥座與錐閥芯有限元分析

2.1 三維建模

對錐閥座和錐閥芯結(jié)構(gòu)進(jìn)行必要的簡化，忽略對模型分析基本無影響的細(xì)節(jié)結(jié)構(gòu)，建立三維模型，其基本結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 原基本結(jié)構(gòu)

2.2 幾何處理

在錐閥座端面支撐位置切割一個圓環(huán)面用于約束，在錐閥閥芯的彈簧接觸位置切割一個圓環(huán)面用于加載彈簧力。對錐閥座和錐閥芯進(jìn)行切割處理，在二者的接觸位置各切割出一個圓環(huán)幾何，用以劃分處更加規(guī)則的六面體網(wǎng)格，以使關(guān)注位置的網(wǎng)格質(zhì)量更好。切割部分的三維模型如圖3所示。

圖3 處理好的幾何模型

2.3 有限元模型建立

在有限元模型建立時，應(yīng)重點(diǎn)保證相互接觸的2個切割圓環(huán)的網(wǎng)格質(zhì)量，設(shè)置網(wǎng)格尺寸為0.35 mm，通過適當(dāng)?shù)木W(wǎng)格控制使生成網(wǎng)格形狀為Solid 186單元類型的六面體，另外2個切割部分網(wǎng)格尺寸設(shè)為0.6 mm，網(wǎng)格形狀不作控制，軟件默認(rèn)生成四面體網(wǎng)格，最終得到的網(wǎng)格數(shù)為46 232個，網(wǎng)格模型如圖4所示。

圖4 網(wǎng)格模型

在圖4所示模型中，錐閥座及錐閥芯各自切割出的2個體之間建立綁定接觸關(guān)系，錐閥座和錐閥芯相互接觸的2個切割圓環(huán)之間建立摩擦接觸關(guān)系，摩擦系數(shù)設(shè)為0.1，接觸對中考慮面面接觸以及線面接觸。

在此，設(shè)定壓力17.5 MPa，通過計(jì)算得到作用于錐閥芯上的彈簧力約為220 N，施加于錐閥芯上受彈簧力的圓環(huán)表面，在錐閥座上受支撐的圓環(huán)面施加約束，約束加載模型如圖5所示。

圖5 約束加載模型

2.4 錐閥座和錐閥芯應(yīng)力分析

在建立有限元模型后進(jìn)行分析求解，得到原結(jié)構(gòu)在220 N作用力下的分析結(jié)果，如圖6所示。由此可知，錐閥座內(nèi)孔倒角處應(yīng)力高達(dá)512 MPa，存在明顯應(yīng)力集中，錐閥芯錐面應(yīng)力為113 MPa，二者在壓力和彈簧力的作用下不斷開關(guān)動作，易出現(xiàn)碰撞痕跡，影響密封性和安全閥調(diào)定壓力。

圖6 原結(jié)構(gòu)應(yīng)力結(jié)果

2.5 優(yōu)化結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析

1）優(yōu)化結(jié)構(gòu)1

針對上述分析結(jié)果，為改善應(yīng)力集中現(xiàn)象以減小大應(yīng)力，分別對原結(jié)構(gòu)中的錐閥座和錐閥芯的角度尺寸進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，將錐閥座內(nèi)孔倒角尺寸120°優(yōu)化為40°，錐閥芯角度尺寸40°優(yōu)化為33°，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)如7所示。

圖7 優(yōu)化結(jié)構(gòu)1

對上述優(yōu)化結(jié)構(gòu)使用原結(jié)構(gòu)相同的方法步驟進(jìn)行三維建模、幾何處理、建立有限元模型，并加以分析求解，得到優(yōu)化結(jié)構(gòu)1在220 N作用力下的分析結(jié)果，如圖8所示。由此可知，錐閥座內(nèi)孔倒角處應(yīng)力約為191 MPa，應(yīng)力有較大下降，但錐閥閥芯錐面應(yīng)力為128 MPa，應(yīng)力有所上升。雖然相比原結(jié)構(gòu)已有很大改進(jìn)，但為追求完美，需要進(jìn)一步優(yōu)化改進(jìn)。

圖8 優(yōu)化結(jié)構(gòu)1應(yīng)力結(jié)果

2）優(yōu)化結(jié)構(gòu)2

優(yōu)化結(jié)構(gòu)1的分析結(jié)果不是很理想，錐閥芯錐面應(yīng)力未降反升，故而打破傳統(tǒng)尺寸設(shè)計(jì)限制，將錐閥座內(nèi)孔倒角尺寸40°優(yōu)化為59°，錐閥芯角度尺寸33°優(yōu)化為58°，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)如9所示。

對圖9所示結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元建模分析，得到優(yōu)化結(jié)構(gòu)2在220 N作用力下的分析結(jié)果，如圖10所示。由此可知，錐閥座內(nèi)孔倒角處應(yīng)力約為128 MPa，進(jìn)一步得到下降，錐閥芯錐面應(yīng)力為85 MPa，應(yīng)力有較大下降，分析結(jié)果接近完美。

圖9 優(yōu)化結(jié)構(gòu)2

圖10 優(yōu)化結(jié)構(gòu)二應(yīng)力結(jié)果

2.6 優(yōu)化結(jié)果分析

根據(jù)上述分析結(jié)果，對原結(jié)構(gòu)、優(yōu)化結(jié)構(gòu)1、優(yōu)化結(jié)構(gòu)2的錐閥座和錐閥芯的應(yīng)力結(jié)果對比如表1所示。

表1 錐閥座與錐閥芯應(yīng)力結(jié)果對比 MPa

由表1可知，原結(jié)構(gòu)在錐閥座的接觸位置處大應(yīng)力過大，容易出現(xiàn)磨損和碰撞痕跡的情況，改進(jìn)結(jié)構(gòu)2在該位置處大應(yīng)力明顯減小。原結(jié)構(gòu)在錐閥芯的接觸位置處大應(yīng)力不大，改進(jìn)結(jié)構(gòu)2在該位置的大應(yīng)力大幅減小。綜合來看，改進(jìn)結(jié)構(gòu)2的大應(yīng)力最小，效果最好。

3 試驗(yàn)研究分析

參照上述Ansys軟件分析結(jié)果，選取優(yōu)化結(jié)構(gòu)2與原結(jié)構(gòu)進(jìn)行耐久性和啟閉特性的對比試驗(yàn)，進(jìn)一步驗(yàn)證分析結(jié)果。參照液壓溢流閥試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)，研究設(shè)計(jì)了一種結(jié)構(gòu)簡單、能快速檢測主安全閥啟閉特性和耐久性的試驗(yàn)臺。

3.1 試驗(yàn)臺結(jié)構(gòu)原理

1）試驗(yàn)臺結(jié)構(gòu)

試驗(yàn)臺主要利用現(xiàn)有資源設(shè)備，通過改進(jìn)改裝而組成簡易耐久性試驗(yàn)臺，主要由多路閥、氣缸單元、電器控制柜、泵站，壓力測試表、散熱器、被試安全閥及管接頭等組成，結(jié)構(gòu)簡單，經(jīng)濟(jì)適用，便于試驗(yàn)驗(yàn)證。

2）試驗(yàn)臺原理

該試驗(yàn)臺的原理主要利用叉車的多路閥將被試驗(yàn)安全閥安裝于多路閥上，由泵站提供試驗(yàn)油源，控制試驗(yàn)系統(tǒng)的壓力，采用氣缸單元和控制柜控制多路閥換向，實(shí)現(xiàn)被試驗(yàn)的安全閥頻繁開啟、自動記錄換向次數(shù)，通過壓力測試儀和量杯分別測試被試驗(yàn)安全閥的溢流壓力、開啟壓力及開啟溢流流量，利用散熱器控制試驗(yàn)系統(tǒng)的液壓油溫范圍為50℃～80℃，保證系統(tǒng)能正常工作。該試驗(yàn)臺的結(jié)構(gòu)原理如圖11所示。

圖11 實(shí)測系統(tǒng)原理

3.2 優(yōu)化前后對比試驗(yàn)

將原結(jié)構(gòu)和優(yōu)化后結(jié)構(gòu)的安全閥分別安裝于多路閥上，按照溢流閥耐久性試驗(yàn)方法，以20 次/min換向頻率、5萬次檢測一次安全閥的溢流壓力、開啟壓力及開啟溢流流量（一般要求≤2 L/min），換向次數(shù)不少于25 萬次，開啟率不低于80%[2]，壓力下降不應(yīng)超過調(diào)定壓力值的10%，其零部件不應(yīng)有異常磨損和其他形式的損壞。優(yōu)化前后被試安全閥調(diào)定的力均為17.5 MPa，分別安裝到叉車多路閥上進(jìn)行試驗(yàn)測試，試驗(yàn)測試數(shù)據(jù)如表2所示。

針對表2中的測試數(shù)據(jù)，對優(yōu)化前后數(shù)據(jù)進(jìn)行研究分析，溢流壓力下降百分比及開啟率的對比分析如圖12、圖13所示。由圖12、圖13可知，優(yōu)化后的安全閥各項(xiàng)性能要明顯優(yōu)于優(yōu)化前的安全閥，優(yōu)化前的安全閥試驗(yàn)10.1萬次后，壓力下降百分比為13%，大大超過調(diào)定壓力值不低于10%的要求。在試驗(yàn)15.6萬次后，開啟率為79%，已不符合開啟率不低于80%的要求，而優(yōu)化后的安全閥在試驗(yàn)30.08萬次后均滿足各項(xiàng)試驗(yàn)性能要求。

表2 試驗(yàn)臺測試數(shù)據(jù)

圖12 溢流壓力下降百分比對比分析

圖13 開啟率對比分析

在試驗(yàn)結(jié)束后，對優(yōu)化后的安全閥進(jìn)行拆件分析，發(fā)現(xiàn)原安全閥的錐閥芯表面有明顯撞痕，通過3D投影測量儀測量撞痕痕跡為0.44 mm，計(jì)算得壓力變化值為3 MPa，實(shí)測壓力值下降3.13 MPa，理論值與實(shí)測值基本吻合。拆件優(yōu)化后安全閥的錐閥芯表面無明顯撞痕，效果非常好。

4 結(jié)論

本研究應(yīng)用Ansys軟件對錐閥座和錐閥芯進(jìn)行應(yīng)力分析，優(yōu)化了其結(jié)構(gòu)，并通過耐久性試驗(yàn)研究驗(yàn)證，極大提高了安全閥的各項(xiàng)性能要求，特別是溢流壓力、開啟壓力及開啟溢流流量性能相對原結(jié)構(gòu)有較大提高，耐久性性能提高了2倍多，解決了叉車使用一段時間后起升速度慢或無起升的質(zhì)量問題。