軋機AGC伺服液壓缸結構優化探討
2018-4-2 來源：武漢科技大學 作者：朱兵，傅連東，黃科夫，湛從昌，高雨
摘要：針對我國某一鋼廠的軋機AGC伺服液壓缸出現的故障進行了分析，對出現伺服液壓缸缸體底部裂損進行了詳細的研究，并且用ANSYS對其進行了有限元分析，突破了常用的增大伺服液壓缸底部圓弧半徑等思維，提出了一種新的改進方案，即將缸體底部的圓弧變為倒角，適"-3調整倒角的尺寸，使得工作狀態變得更加安全和可靠，分析了各個參數對最大應力的影響狀況，并選擇了最佳參數，使AGC液壓缸處于較好的工作狀況結構，優化后的結構應力明顯減小，滿足工作要求。
關鍵詞：AGC伺服液壓缸；有限元分析；最佳參數；結構優化
引言
隨著機械自動化的快速發展，我國機械方向所需軋制板材精度的要求越來越高，提高軋機系統的性能是前提保障。軋機AGC伺服液壓缸是軋機AGC伺服液壓系統中的關鍵部件，它的性能直接影響了軋機AGC伺服系統的加工的鋼材的質量。根據統計表明軋機AGC伺服液壓缸缸底在油口部位最容易發生裂損。傳統的加厚液壓缸缸體缸筒、液壓缸缸體底部和液壓缸缸體底部倒圓角僅減小部分集中應力并沒有從根本上解決液壓缸缸體油口處的斷裂的問題。例如，某鋼廠使用的軋機AGC伺服液壓缸缸體底部油口處發生斷裂后，適當加厚液壓缸缸體缸筒厚度和調整圓角后，在使用中仍會發生液壓缸缸體底部油口處斷裂。
針對上述現象本研究對軋機AGC液壓缸缸體底部的油口部位進行倒直角并進行了ANSYS有限元分析優化，靜態分析結果發現適當的調整倒角的高度和角度可以盡可能的減小油口處的集中應力，為改進軋機AGC伺服液壓缸結構奠定了基礎。
1、 AGC液壓缸的工作原理
在大型鋼廠中，軋制高精度的鋼材需要由高精度的軋機AGC伺服液壓系統對加工板材的動態特性和靜態特性進行處理和監控。在軋機AGC伺服液壓系統中主要工作元件是軋機AGC伺服液壓缸，該缸由活塞、活塞桿、端蓋、缸體、位移傳感、密封圈和防塵圈等組成。圖1為軋機AGC伺服液壓缸結構示意圖。當軋機AGC伺服液壓系統對軋制厚度的控制時，為防止活塞的快速運動而撞擊缸體，液壓缸端蓋設有緩沖結構。
圖1 軋機AGC伺候液壓缸出現的故障分析
2、 軋機AGC伺服液壓缸出現的故障分析
某鋼廠軋機AGC伺服液壓缸如圖1所示。該液壓缸結構為活塞式，液壓缸活塞直徑為西=1450 mm，液壓缸缸底外直徑D=1850 mm，液壓缸缸底厚度s=215 mm，液壓缸缸底與液壓缸缸筒之間圓弧半徑R=15 mm，設計工作壓力23 MPa，測試壓力30 MPa，設計壽命4年，液壓缸缸底由900 mm寬的平面支撐。該液壓缸在使用過程中，沿缸底與缸筒交界處上，以及在進出油口附近區域m現了大段裂紋．如圖2所示
圖2軋機AGC伺服液壓缸缸底的無桿腔油口的裂損
針對這一現象對出原始方案進行了有ANSYS限元分析如圖3，并分析了故障原因：當軋機工作時，軋機AGC伺服液壓缸在控制厚度的過程中起主要執行作用。當軋機AGC伺服液壓缸正常工作時，工作中產生的最大應力超過了缸體使用材料的疲勞強度；當工作中出現咬鋼時，系統軋制力瞬間增加，使得軋機AGC伺服液壓缸里面的油液壓力瞬間升高，對液壓缸缸底進行強烈的沖擊；當工作中出現拋鋼時，系統軋制力瞬間減小，軋機AGC伺服液壓缸里面的油液壓力瞬間下降，油口的壓力瞬間減小，也會對液壓缸缸底帶來很大的沖擊。在這樣無數往復次的工作循環下，油壓不斷的對液壓缸缸底進行沖擊，油液的壓力頻繁沖擊液壓缸缸底油口處和缸底的連接處，在長時間的沖擊將油口處的缸底部位直接損壞。
圖3 最原始方案的等效應力圖
在23 MPa工作壓力下，由有限元分析結果圖3可知油口最大應力為317．16 MPa，已超過該材料疲勞極限285．78 MPa。軋機AGC伺服液壓缸是通過精加工而成，缸底與缸筒交界處及油口附近的應力集中及工作過程中頻繁的沖擊導致了此處出現大段裂紋。為了解決這種故障，設計者提出了一種改進方案：軋機AGC伺服液壓缸缸體壁厚加50 mm、缸底厚度加50 mm。
此次改進是設計者根據經驗得出的，但是沒能解決問題。設計者又將底部圓弧半徑改為20 mm，雖然減小了部分集中應力，但是沒有將軋機AGC伺服液壓缸改進到最佳狀態。為了減小油口處的集中應力，本研究作者認為不一定需要把底部過度部分改為圓弧，可以改為倒角形式，調整一定的倒角高度和角度，可以使底部油口處的集中應力更進一步的減小，并且可以適當的減少液壓缸的壁厚和缸底的厚度，從而節約成本和延長液壓缸的使用壽命。
3、AGC伺服液壓缸缸體的優化。
將軋機AGC伺服液壓缸采用的材料是42 CrMo。從文獻得42CrMo的屈服極限為939 MPa，抗拉強度1080 MPa，密度為7850 kg／m3，體積模量為175 GPa，剪切模量為80．769 GPa，尺寸因子為0．567，經計算得出該材料的疲勞極限為285．78 MPa。在20℃時其彈性模量為210 GPa，泊松比為0．3。在ANsYs／wORKBENCH中，對第一次的改進在23MPa的工作壓力下進行了分析得到等效應力如圖4，由結果可知軋機AGC伺服液壓缸油口處的最大應力為258．13 MPa。
圖4 第一次優化的等效應力圖
在ANSYs／WORKBENCH中對該設計的最終改進方案：將軋機AGC伺服液壓缸的缸筒增加50 mm、缸底的厚度增加50 mm和將缸底的圓弧部位改為20mm，對軋機AGC伺服液壓缸的改進結構在液壓壓力為23 MPa下，工作分析得到等效應力分布如圖5，由結果可知軋機AGC伺服液壓缸油口處的最大應力為183．2 MPa。
圖5 設計者改進最終方案的等效應力
在ANSYS／WORKBENCH中對于軋機AGC伺服液壓缸缸體底部倒圓角的模型進行優化，設置軋機AGC伺服液壓缸的3個參數：
(1)液壓缸缸筒加厚范圍25 mm到150 mm；
(2)底部厚度增加20 mm到60 ITlln；
(3)圓弧半徑10 mm到30 mm。
以下分別為液壓缸缸體缸筒加厚大小、液壓缸缸體底部增加的厚度、液壓缸缸體底部圓弧半徑對油口處最大集中應力的影響，分別如圖6一圖8所示。
圖6 紅筒加厚d對油口最大集中應力的影響
圖7 底部增加厚度L對油口集中應力的影響
圖8 圓弧半徑r對油口最大集中應力口的影響
經過分析和篩選得出了以下優解如表1。
在ANsYS／wORKBENCH中對該軋機AGC伺服液壓缸的結構尺寸進行了優化，設置AGC液壓缸的4個參數：
(1)液壓缸缸體缸筒加厚范圍25 mm到150 mm；
(2)液壓缸缸體底部厚度增加20 mm到60 mm；
(3)液壓缸缸體底部倒角的高度15 inln到25 mm；
(4)液壓缸缸體底部倒角的度數30。到60。
以下分別為液壓缸缸體缸筒加厚大小、液壓缸缸體底部增加的厚度、液壓缸缸體底部倒角的高度、液壓缸缸體底部倒角的度數對油口處最大集中應力的影響，分別如圖9～圖12所示。
圖9 缸筒加厚d對油口最大集中應力的影響
圖10 底部增加厚度l對有口最大集中力的影響
圖11 傾角高度h對油口最大集中應力的影響
圖12 角度數d對油口最大集中應力的影響
根據以上數據所得最優解，故將軋機AGC伺服液壓缸缸體尺寸圓整后取值：液壓缸外徑1950 mm，底部加厚50 mm，倒角高度25 mm，倒角高度35 o，將此優解ANSYS／w0RKBENCH軟件中在工作壓力為23 MPa下進行分析，得到等效應力為，如圖13，由結果可知軋機AGC伺服液壓缸油口處的最大應力為132．03 MPa．
圖13 分析和篩選的最佳尺寸有限元分析
將上述設計師改進的結果進行對比，如表3所示。
本次最佳優化結果，如表4所示。
通過此次優化的結果和設計師的改進對比可以看出：此次優化并木有增加材料而增加成本，僅僅只是突破了傳統的倒圓弧的方式，將圓弧的方式改為倒角的方式，并適當的調整倒角的倒角高度和倒角角度，大大的降低了油口處的集中應力，從而可以大大的了提升液壓缸的使用壽命。
此次優化的結果和液壓缸缸體底部為圓弧的優化結果對比：液壓缸缸體底部倒角為圓弧的優化，液壓缸缸體缸筒加厚133．15 mm，液壓缸缸體底部加厚55．426 mm，液壓缸缸體圓弧倒角為21．8030時，液壓缸缸體的最大應力值達到了148．9803 MPa，而此次優化方案，只需將液壓缸缸體缸筒加厚50 mm，液壓缸缸體底部加厚50mm，液壓缸缸體倒角高度25 mm，液壓缸缸體倒角角度35。，即可將最大應力降低!91]132．03 MPa，不僅節約了材料，而且還降低了液壓缸缸體的最大應力。
4、結論
以某鋼廠使用的軋機AGC伺服液壓缸為研究對象，綜合分析了液壓缸缸壁厚度、液壓缸缸體底部厚度、液壓缸缸體底部倒角高度和液壓缸缸體底部倒角角度對液壓缸缸體集中應力的影響。并通過選擇合理的參數確定了液壓缸最終優化方案。為了檢驗優化后液壓缸工作狀況，對改進后的液壓缸進行23 MPa液壓油工作的仿真計算，并與前面的優化方案進行了對比，結果證明改進后的軋機AGC伺服液壓缸的工作性能得到了明顯的改善，改進后的液壓缸缸體油口出的集中應力的問題大大消除，達到了優化的目的。
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