基于ANSYS Workbench的液壓油路管強(qiáng)度研究

2016-08-22 by:CAE仿真在線來(lái)源:互聯(lián)網(wǎng)

引言

液壓驅(qū)動(dòng)裝置體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、操縱控制簡(jiǎn)便,易于實(shí)現(xiàn)過(guò)載保護(hù),在各個(gè)領(lǐng)域中得到廣泛應(yīng)用和發(fā)展。特別是在航空領(lǐng)域,液壓驅(qū)動(dòng)裝置起著舉足輕重的作用。

飛機(jī)起落架的滑行、起飛;艙門的打開(kāi)與關(guān)閉、軍用飛機(jī)上導(dǎo)彈的投放等都是由液壓驅(qū)動(dòng)裝置控制實(shí)現(xiàn)。所以液壓驅(qū)動(dòng)裝置可靠性運(yùn)行顯得非常突出和重要。同時(shí)航空產(chǎn)品對(duì)產(chǎn)品重量的要求也是相當(dāng)苛刻。

液壓控制殼體作為液壓驅(qū)動(dòng)裝置中控制和調(diào)節(jié)液體壓力、流量和方向的控制元件當(dāng)然是整個(gè)裝置中的重中之重。

液壓控制殼體中,各油路縱橫交錯(cuò),既要保證液壓驅(qū)動(dòng)裝置的可靠運(yùn)行,不能發(fā)生油路管漏油、破裂等故障又要將產(chǎn)品重量降到最小,這就涉及到油路管強(qiáng)度校核和最小壁厚的問(wèn)題。

本文重點(diǎn)研究液壓油路管交錯(cuò)角度對(duì)強(qiáng)度的影響及不同直徑油路管對(duì)應(yīng)的最小壁厚,為液壓驅(qū)動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)及減重提供參考。

1不同交叉角度對(duì)油路管強(qiáng)度的影響

對(duì)直徑為6mm、10mm、20mm油路管分別在相交30度、45度、90度時(shí)的強(qiáng)度進(jìn)行有限元分析。對(duì)各個(gè)幾何模型采用相同大小網(wǎng)格處理,將油路管交叉處網(wǎng)格細(xì)化,以提高計(jì)算精度。施加油壓 42 MPa,計(jì)算得到各直徑下不同交叉角度時(shí)的油路管在相同油壓下的最大應(yīng)力。

1.1直徑10mm油路管相交30度的強(qiáng)度分析

直徑10mm油路管相交30度在 42 MPa 油壓下的應(yīng)力分布如圖1所示。最大應(yīng)力出現(xiàn)在兩油路管相交處,最大應(yīng)力為544.75 MPa。

圖1 直徑10mm油路管相交30度應(yīng)力分布圖

1.2直徑10mm油路管相交45度的強(qiáng)度分析

直徑10mm油路管相交45度在 42 MPa 油壓下的應(yīng)力分布如圖2所示,最大應(yīng)力出現(xiàn)在兩油路管相交處,最大應(yīng)力為352.04 MPa。

圖2 直徑10mm油路管相交45度時(shí)應(yīng)力分布圖

1.3直徑10mm油路管相交45度的強(qiáng)度分析

直徑10mm油路管相交90度在 42 MPa 油壓下的應(yīng)力分布如圖3所示,最大應(yīng)力出現(xiàn)在兩油路管相交處,最大應(yīng)力為177 MPa。

圖3 直徑10mm油路管垂直相交時(shí)應(yīng)力分布圖

直徑6mm油路管、直徑20mm油路管相交30度、45度、90度時(shí)的應(yīng)力分布與直徑10mm油路管應(yīng)力分布相同,最大應(yīng)力均出現(xiàn)在油路管相交處。兩個(gè)油路管45度相交時(shí),油路管口壁厚較薄,應(yīng)力也較大,如圖2所示。

表1 不同直徑、不同角度油路管42MPa油壓下的最大應(yīng)力

通過(guò)上表可以看出,相同直徑油路管在不同角度下的應(yīng)力不同,兩油路管相交角度越大,應(yīng)力越小。無(wú)論油路管直徑多大,兩管垂直相交,應(yīng)力最小。

2不同直徑油路管最小壁厚研究

本節(jié)主要研究在內(nèi)壓作用下油路管的屈服失效、爆裂失效以及疲勞強(qiáng)度。油路管內(nèi)壓屈服失效的基本原理是內(nèi)壁發(fā)生屈服即失效,但內(nèi)壓屈服并不喪失密封完整性和結(jié)構(gòu)完整性,內(nèi)壁屈服在實(shí)際試驗(yàn)中和現(xiàn)場(chǎng)應(yīng)用中都體現(xiàn)不出來(lái),屈服失效準(zhǔn)則較嚴(yán)酷。

爆裂能真實(shí)的體現(xiàn)油路管喪失密封完整性,采用抗拉強(qiáng)度校核。本文中對(duì)油路管內(nèi)壁采用抗拉強(qiáng)度校核,最小壁厚外壁處采用屈服失效準(zhǔn)則校核。為了與實(shí)際更接近,本文采用一端堵口的油路管進(jìn)行有限元模擬。

爆破試驗(yàn)油壓一般為 70 MPa ,材料取7A04-H112,對(duì)直徑 6 mm、10 mm、15 mm、20 mm 油路管的最小壁厚進(jìn)行研究。

2.1材料參數(shù)

表2 材料性能參數(shù)

2.2各直徑油路管對(duì)應(yīng)最小壁厚研究

2.2.1直徑6mm油路管最小壁厚1.2mm

直徑6mm、壁厚1.2mm油路管在70MPa爆破油壓下最大應(yīng)力為314.2MPa,壁厚1.2mm處的最大應(yīng)力為253.32MPa,應(yīng)力分布如圖4所示。

圖4 直徑6mm、壁厚1.2mm油路管應(yīng)力分布圖

表3 直徑6mm、壁厚1.2mm油路管靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

2.2.2直徑10mm油路管最小壁厚2mm

直徑 10mm 、最小壁厚 2mm 油路管在 70MPa 油壓下最大應(yīng)力為 319.67MPa,最小壁厚2mm處最大應(yīng)力為 259.14MPa ,應(yīng)力分布如圖5所示。

圖5 直徑10mm、壁厚2mm油路管應(yīng)力分布圖

表4 直徑10mm、壁厚2mm油路管靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

2.2.3直徑15mm油路管最小壁厚3mm

直徑15 mm、最小壁厚3mm油路管在70 MPa油壓下最大應(yīng)力為392.45 MPa,最小壁厚3mm處最大應(yīng)力為260.39 MPa,應(yīng)力分布如圖6所示。

圖6 直徑15mm、壁厚3mm油路管應(yīng)力分布圖

表5 直徑15mm、壁厚3mm油路管靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

2.2.4直徑20mm油路管最小壁厚4mm

直徑 20mm、最小壁厚 4mm 油路管在 70 MPa油壓下最大應(yīng)力為444.19MPa,最小壁厚4mm處最大應(yīng)力為262MPa,應(yīng)力分布如圖7所示。

圖7 直徑20mm、壁厚4mm油路管應(yīng)力分布圖

表6 直徑20mm、壁厚4mm油路管靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

2.3各油路管最小壁厚靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

各直徑油路管對(duì)應(yīng)最小壁厚下的靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果如表7所示。

表7 各直徑油路管靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

由上表可以看出,各直徑油路管在 70 MPa 爆破油壓下,內(nèi)壁安全系數(shù)均大于1,即內(nèi)壁均未發(fā)生爆裂破壞;各直徑油路管最小壁厚處的靜強(qiáng)度安全系數(shù)均大于1.5,說(shuō)明最小壁厚處均未發(fā)生屈服失效且留有一定安全余量。因此可以得出結(jié)論:直徑小于20mm油路管對(duì)應(yīng)的最小壁厚為油路管直徑的20%。

2.4各油路管最小壁厚疲勞強(qiáng)度計(jì)算

表8 各油路管疲勞強(qiáng)度計(jì)算

由上表可知,各直徑油路管在 70 MPa 爆破油壓下的安全壽命分別為2.0E+6 次、1.825E+6 次、6.5E+5 次和3.25E+5 次。由此表明各直徑油路管在壓力脈沖循環(huán)次數(shù)小于3.25E+5次時(shí)其對(duì)應(yīng)的最小壁厚均滿足疲勞強(qiáng)度。

3小結(jié)

本文基于ANSYS Workbench分別對(duì)油路管不同交叉角度對(duì)其強(qiáng)度的影響和不同直徑對(duì)應(yīng)最小壁厚的規(guī)律進(jìn)行研究,可以得出以下結(jié)論:

(1)無(wú)論油路管直徑多大,交叉角度為90度時(shí),油路管內(nèi)壁交叉處應(yīng)力最小,油路管內(nèi)壁不易發(fā)生磨損、漏油等;

(2)油路管直徑小于20mm時(shí),其對(duì)應(yīng)的最小壁厚為直徑的20%,既能滿足爆破油壓下的靜強(qiáng)度要求,又能滿足循環(huán)次數(shù)低于325000次的疲勞壽命要求,為液壓控制殼體的設(shè)計(jì)和減重提供理論參考。

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