250MN钢丝预紧式主缸受力计算与模拟

　　主缸是液压机设计与应用最重要的部件之一,通过主缸传递能量,将液压能转换为机械能[1]。对于大型液压机,由于整体缸容易出现裂纹[2],主 缸一般采用缸体-缸底分离式结构,并用缸底支撑。为了降低液压系统的供液流量,通常选用的主缸油压较高,造成缸体切向应力恶化。如果主缸选用非预应力结 构,将会增大主缸尺寸,并降低材质的许用应力,大大增加主缸的造价。预应力钢丝缠绕结构可以很好地解决这一问题。Newite和Comslock在20世 纪40年代分别给出筒体的等、变张力缠绕的理论分析[3]。国内学者也对厚壁筒体的热应力、疲劳强度、应力强度因子等进行了研究[4-6],但是对钢丝预 紧式筒体受力和变形的报导文献并不多。实际上主缸截面形状沿轴向并不一致,筒体受端部影响而造成轴向应力和径向变形分布不均,最终会影响到主缸的应力和密 封。因此,本文主要通过弹性基础梁理论和有限单元法来分析250 MN钢丝预紧式主缸的受力和变形情况。

　　1　主缸受力的理论计算

　　250 MN预应力钢丝缠绕式主缸的尺寸和受力如图1所示。

　　主缸的受力状态主要有2种:预紧状态和工作状态。预紧状态,缸体径向应力和轴向应力较高,因此主要关注其受力情况。工作状态的应力大部分会被预紧力平衡,因此主要关注变形对密封的影响。下面分别就2种状态予以计算。

　　1.1　主缸预紧时

　　1.1.1　主缸径向位移

　　当主缸预紧时,可以将主缸沿钢丝层和缸体的分界线剖开,即简化为受端部弯矩M0和剪力Q0作用的有限长筒段1和半无限长筒段2,如图2所示。通 过有限长筒和半无限长筒在分界处的变形协调来求解M0、Q0,从而得到主缸沿轴向的径向位移u。由于内壁是缸的工作区域且受力较恶劣,因此主要讨论内壁上 的变形与应力。

　　钢丝预紧段2的内壁径向均匀压缩变形up、预紧力Pj、位移求解参量K分别为:

　　其中: rb、rj、r0、Kj、R、εt、[σ]分别为缸体内径、钢丝槽半径、缸体外径、钢丝槽半径/内径比、缸体中性层半径、缸体切向应变、缸的许用应力。根据式(1)—(3)可以求出段2的内壁径向位移特解:

　　由此可求出段1、2剖分处的M0、Q0:

　　其中: u*为主缸预紧时的位移特解,β、D、C45、C46为计算系数。

　　在求解出M0、Q0之后,可以通过式(7)、(8)来得到段1和段2的位移通解:

　　其中:有限长筒段1的常数C1、C2、C3、C4和半无限长筒段2常数C1、C2可根据式(5)、(6)来求解。代入各数可得有限长筒的C1= - 0.13、C2=-0.13、C3=-0.77、C4=0.85;无限长筒的C1=0.13、C2=-0.76。将上面各常数代入式(7)、(8),即可 得到筒体沿Z向的径向位移。