基于ansys的液压缸支撑井架至起动过程受力分析

基于ansys的液压缸支撑井架至起动过程受力分析

已校核的方案下的确定因素在设计中，不同井框架的上升大多由大型扩张液压库支撑。液压缸的强度、刚度以及稳定性对液压缸井架系统的安全起着决定性作用。大型伸缩液压缸具有结构复杂,造价昂贵的特点,由于目前此类液压缸的设计并没有固定的标准,在工程上很容易发生爆裂、扭曲、折断以及其他失效方式,造成严重的损失。目前采用单一、常规的强度校核方法无法满足工程实际需要,必需结合液压缸实际工作情况采用不同方法对其强度、刚度以及稳定性进行校核。本文以某厂液压缸井架系统做分析探讨。液压缸井架系统如图1所示,井架是由一个具有2节伸缩液压缸支撑。此液压缸设计标准为GB/T15622-1995,结构复杂,而且在支撑整个井架至竖起的过程中,液压缸整体长度、受力以及内部油压一直处于变化过程中。液压缸由于长度的变化产生的整体稳定性问题,以及由于液压缸内部复杂结构在工作中产生的应力、应变不均匀问题都可能使液压缸失效。因此,有必要先分析此液压缸在整个工作过程中整体长度变化,所受载荷变化以及内部压力变化情况,分析其整体稳定性并且找出液压缸最容易失效的状态,然后利用有限元分析其强度和刚度是否满足要求。1井架共系中液压缸初始长度和初始压力值的确定建立液压缸井架系统模型如图2。图中重心轨迹是井架上升中重心运动轨迹,K2是井架重心到井架铰座的距离,K1是液压缸与井架连接点到井架铰座的距离。重心轨迹是以K2为半径的1/4圆,作用点的轨迹是以K1为半径的1/4圆。取某一位置进行分析,根据几何关系由正弦定理得由力矩平衡原理得联立(1),(2)得其中L-液压缸及其伸出总长度即1O到作用点的长度mm;b—液压缸铰座到井架铰座距离即O1到O点的长度mm;θ—井架重心上升的角度θ∈[0,π/2]rad;α—初始井架位置和1OO的夹角rad;β—液压缸和1OO的夹角rad;G—井架重力KN。利用Matlab绘制出液压缸轴向受力F随液压缸整体长度变化曲线如图3所示。由图3得出装配状态下液压缸的初始长度为5801mm,最大长度为13827mm,初始状态液压缸受力最大,最大值F=1633.1334KN,对应于图中A点。当井架油缸第一节完全伸出,即伸出4200mm时,井架油缸总体长度为10001mm,此时受力为1339.1425KN,对应于图中B点。图4为液压缸内部油压与整体长度的关系曲线。由图4得知,初始压力值为20.3063Mpa,对应于图中C点。当第一节油缸完全伸出达到最大值4200mm时,液压缸整体长度为10001mm,第2节油缸开始伸出,油缸内部压力上升为27.2808Mpa,对应于图中D点。2液压缸工作载荷此2节伸缩液压缸可视为承受轴向压缩的细长杆。当轴向力达到或者超过一定限度即临界载荷时会发生失稳,使构件失效。根据文献的理论分析可知,液压杆的的活塞杆是两端受轴向压力的作用的压杆,而缸筒并不是压杆,缸筒的刚度对活塞杆的临界载荷无影响。两端铰链液压缸临界载荷NCR表达式为其中1E为弹性模量,1I=πd4/64为活塞杆横截面的惯性半径,l1为活塞杆伸出长度。液压缸材料为ZG310-570弹性模量E=206GPa,安全系数n=1.8~3.0选取n=1.8。则工作载荷为根据液压缸参数与前面分析结果有第一级缸径Φ320;杠径Φ300;行程4200mm;最大轴向受力Fmax1=1633.1334KN由公式(5)计算出液压缸第一节液压缸工作载荷为根据液压缸参数与前面分析结果有第二级缸径Φ250;杆径Φ180;行程4000mm;最大轴向受力Fmax2=1339.1425KN由公式(5)计算出液压缸第二节液压缸工作载荷为N2=1517.089KN>Fmax2,所以第二节液压缸工作过程是稳定的。由以上分析知,液压缸材料选用ZG310-570按GB/T15622-1995设计时在轴向最大载荷为1633.1334KN的整个工作过程中整体是稳定的。3液压缸失效分析虽然稳定性分析已经得出液压缸工作过程整体是稳定的,但是液压缸内部复杂结构在工作中产生的应力、应变不均匀问题仍可能使液压缸失效,因此必需进行有限元分析。根据液压缸受力和压力变化情况,液压缸最容易产生极限应力和最大形变从而发生失效应该产生在轴向受力最大或者内部压力最大的情况下。现选取这两种情况利用Ansys软件进行有限元建模分析。鉴于液压缸结构的对称性,可将整个缸体视为三维轴对称问题,建模时可以选取其中一轴向截面的1/2建立模型,将三维问题简化为二维问题。3.1活塞杆两端孔口选取PLANE42单元类型,弹性模量E为206GPa,泊松比为0.3。以Y轴为对称轴建立模型后使用自由网格划分,单元长度设为0.003,共划分为62003个节点,57109个单元。底端采用全约束,对称面加载对称约束,内部受压面和顶端加载相应压力,求解得应力云图(如图5)。由左侧整体应力云图可以看出最大形变和最大应力都位于液压缸顶端部位,对顶端进行放大如图5右侧部分。根据Ansys求解结果得知,最大形变在节点1809处,形变USUM=0.000631578m,坐标为(0.00935642,5.04642)如图所示位于第二节液压缸的活塞杆顶端。最大应力在节点1869处,力SEQV=158.283MPa坐标为(0.0908415,4.89049),如图所示位于第二节液压缸的活塞杆与缸筒接触处,而且从图中可以看出大应力主要集中在此区域。3.2氧压力下的应力云图选取PLANE42单元类型,弹性模量E为206GPa,泊松比为0.3。以Y轴为对称轴建立模型后使用自由网格划分,单元长度设为0.003,共划分为63675个节点,58980个单元。底端采用全约束,对称面加载对称约束。内部受压面和顶端加载相应压力,求解得应力云图(如图6)。根据Ansys求解结果得知最大形变在节点3209处,形变USM=0.00112807m,坐标为(0.0923,9.03641),如图所示位于第二节液压缸的活塞杆顶端。最大应力在节点5197处,SEQV=263.518MPa,坐标为(0.169612,0.126093),如图所示位于第一节液压缸缸底端部。对液压缸缸底放大后如图6右侧部分,由图可以看出液压缸缸底端部和缸筒壁应力都很大,为最容易失效的位置。综合以上分析结果得知,液压缸整个工作过程中,内部油压达到最大值P=27.2808Mpa时,发生最大形变和产生最大应力值。最大形变值为0.00112807m,位于第二节液压缸的活塞杆顶端。最大应力值为263.518MPa,位于缸底端部。4支撑井架至起落架过程液压缸材料选用ZG310-570按GB/T15622-1995设计时,根据稳定性分析以及应力、应变和位移云图的分析结果,可以得到如下结论:(1)液压缸在支撑井架至竖起过程中整体稳定性满足压杆稳定要求。(2)液压缸在支撑井架至竖起过程中最高等值应力为263.518MPa,低于ZG310-570的屈服极限σs=310MPa,应力-应变关系是线性的,材料特性主要表现为弹性行为。这说明在强度方面是满足要求的。对于应力大而且集中的液压缸缸底端部以及缸筒可以通过增加厚度以及改进结构优化设计防止出现疲劳失效。(3)液压缸在支撑井架至竖起过