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基于流固耦合的多級(jí)缸缸體性能分析

2016-8-22 來源：山東科技大學(xué)機(jī)械電子工程學(xué)院作者：隋秀華劉翠蘇旭何靜

以ZZ15000/24/47 型液壓支架立柱缸體為研究對(duì)象，利用三維數(shù)字化建模軟件對(duì)缸體進(jìn)行建模，應(yīng)用有限元分析軟件，基于單向流固耦合原理對(duì)缸體結(jié)構(gòu)進(jìn)行流固耦合分析，對(duì)純油液壓力作用下缸體結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)分析，然后將缸體結(jié)構(gòu)在上述2 種分析中得到的位移云圖和應(yīng)力云圖進(jìn)行分析比較。

電感1 000 mH。圖4、圖5 是最終輸出的相電壓和線電壓波形，相電壓輸出為3 個(gè)電平，線電壓輸出為5 個(gè)電平。相電流波形如圖6 所示。

圖4 逆變器輸出的相電壓波形

圖5 逆變器輸出的線電壓波形

圖6 相電流波形

若帶的負(fù)載為電機(jī)時(shí)，輸出的線電壓波形如圖7 所示。

圖7 帶電機(jī)時(shí)的相電壓波形

4 結(jié)語在傳統(tǒng)的煤礦變頻器SVPWM 算法的基礎(chǔ)上采用了一種基于60°坐標(biāo)系SVPWM 的新算法，該方法極大地簡(jiǎn)化了扇區(qū)判斷和矢量作用時(shí)間的計(jì)算過程，具有很強(qiáng)的實(shí)用性，并通過MATLAB 建模仿真實(shí)現(xiàn)了該算法，在仿真中采用了電機(jī)負(fù)載和靜態(tài)阻感負(fù)載2 種負(fù)載，結(jié)果表明了該方法的正確性。

液壓支架是機(jī)械化采煤的重要設(shè)備，通常用于支撐煤壁和保護(hù)采煤過程順利進(jìn)行，而立柱是液壓支架重要的部件，其穩(wěn)定性直接影響著支架的可靠性。立柱的強(qiáng)度校核是液壓支架設(shè)計(jì)的關(guān)鍵環(huán)節(jié)，本文采用有限元分析軟件，基于單向流固耦合對(duì)液壓支架伸縮式雙作用立柱全部伸出時(shí)的缸體進(jìn)行流固耦合分析，獲得流場(chǎng)真實(shí)的壓力載荷，將此載荷施加到缸體內(nèi)表面上進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析；同時(shí)對(duì)缸體在油液壓力作用下進(jìn)行了結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析。最后對(duì)比2種分析下缸體的應(yīng)力分布和變形分布。

1 缸體流固耦合數(shù)值模擬

（1）流固耦合問題的數(shù)值求解方法流固耦合是流體力學(xué)與固體力學(xué)交叉生成的一門學(xué)科。近年來得到了廣泛的應(yīng)用。從控制方程解法角度，流固耦合分為直接求解的強(qiáng)耦合和分區(qū)迭代的弱耦合。從本質(zhì)上講，強(qiáng)耦合即為流固耦合問題的求解應(yīng)該根據(jù)統(tǒng)一的耦合方程，在一個(gè)時(shí)間步內(nèi)對(duì)流體域和固體域中所有的未知量同時(shí)求解。忽略固體變形對(duì)流場(chǎng)的影響，選用弱耦合方法中的單向流固耦合方法對(duì)缸體結(jié)構(gòu)進(jìn)行力學(xué)性能分析。

（2）幾何模型的建立

選取ZZ15000/24/47 型液壓支架立柱為研究對(duì)象。采用三維建模軟件Pro/E 對(duì)立柱進(jìn)行建模，如圖1 所示。本文主要分析缸體，因此需要對(duì)缸體結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡(jiǎn)化，去除受力不大的附件、倒角等結(jié)構(gòu)。為能正確反映缸體的實(shí)際工作情況，需要保留中缸體和缸底。簡(jiǎn)化后立柱缸體的三維模型如圖2 所示。

（3）缸體流固耦合分析

①缸體流場(chǎng)模型流場(chǎng)計(jì)算選用的是有限元分析軟件中的流體模塊fluent，分析時(shí)將缸體的進(jìn)口

設(shè)為泵站壓力（p=32 MPa），中缸體底端底閥處作為缸體流場(chǎng)的出口，將該出口設(shè)為壓力出口，出口壓力為中缸體內(nèi)部壓力，固壁邊界采用無滑移邊界條件，近壁區(qū)域采用標(biāo)準(zhǔn)壁面函數(shù)處理。將分析中流動(dòng)介質(zhì)設(shè)為水，采用SIMPLEC 算法及基于壓力基穩(wěn)態(tài)求解器，選用標(biāo)準(zhǔn)的k-ε 雙方程湍流模型，標(biāo)準(zhǔn)k-ε 模型

②缸體內(nèi)流道靜壓分布油缸ZX 對(duì)稱面上的油壓分布圖如圖3 所示。由于立柱油缸的動(dòng)力是由泵站提供的，油缸的進(jìn)口與泵站相連，所以油缸進(jìn)口處油壓為33 MPa。中缸體底端底閥處為缸體流場(chǎng)的出口，油壓最大為62.4 MPa，并且缸體內(nèi)部的流場(chǎng)壓力分布均勻；

圖3 油缸ZX 對(duì)稱面上的靜壓分布圖（MPa）

③缸體有限元模型基于ANSYS Workbench平臺(tái)對(duì)立柱缸體進(jìn)行流固耦合分析。利用ANSYS12.0軟件的無縫連接功能，將缸體的三維視圖傳遞到靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析中，油缸的材料采用27SiMn，材料屬性如表1 所示。利用ANSYS Workbench 網(wǎng)格劃分功能，進(jìn)行缸體的網(wǎng)格劃分。

缸體有限元模型的約束條件：缸體的缸底采用固定約束；中缸體內(nèi)部的油液對(duì)中缸體的下表面有壓力作用，所以在保留的中缸體的下表面施加壓力載荷；

④計(jì)算結(jié)果分析圖4 和圖5 分別為流固耦合作用下的位移變形及應(yīng)力云圖。由圖4 可以看出，在流固耦合作用下，位于中缸體底端底閥處的位移變形最大，最大值為1.723 mm，且位于缸體結(jié)構(gòu)體上越靠近缸體底端位移變形越小。由圖5 可知，油液經(jīng)缸體進(jìn)口進(jìn)入到缸體內(nèi)時(shí)油壓均勻作用到內(nèi)表面，致使缸體的內(nèi)表面壓力變化比較均勻，應(yīng)力值為160.19 MPa，缸體頂端應(yīng)力值為639.82 MPa，中缸體底端底閥處應(yīng)力值最大，應(yīng)力值為1 439.2 MPa。

圖4 流固耦合作用下缸體的位移變形云圖

圖5 流固耦合作用下缸體的應(yīng)力云圖

2 油液壓力作用下缸體的結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析

（1）缸體的有限元模型

將上述分析中結(jié)構(gòu)體模型導(dǎo)入到結(jié)構(gòu)靜力分析模塊中，對(duì)缸體的缸底施加固定約束，把油缸看

作是受壓容器，所以分析時(shí)在缸體的內(nèi)部、中缸體的底端均施加壓力載荷。缸體加載壓力

圖6 和圖7 為分析后的位移變形云圖和應(yīng)力云圖。由圖6 可以看出，中缸體底端底閥處位移變

形最大，最大值為0.781 1 mm，且缸體上越靠近底端位移變形值越小。由圖7 可知，缸體進(jìn)出口處的

應(yīng)力值最大，最大值為623.71 MPa。且缸體頂端的應(yīng)力值為278.56 MPa，缸體內(nèi)表面應(yīng)力值為347.59

MPa。

圖6 缸體的位移變形云圖

圖7 缸體的應(yīng)力云圖

3 分析結(jié)果比較

對(duì)比分析上述2 種工況可以得到，缸體在純油液壓力作用下的位移變形與在流固耦合作用下的位移變形變化趨勢(shì)一致，但同一位置處的變形值相差較大。在流固耦合作用下中缸體底端底閥處最大應(yīng)力為1 439.2 MPa，遠(yuǎn)大于油液壓力作用下的最大應(yīng)力值623.71 MPa，這是因?yàn)閺幕钪鶄鬟f來的力使中缸體內(nèi)的壓力增大，并且底閥處的截面積突然減小，油液經(jīng)缸體進(jìn)入到中缸體內(nèi)時(shí)，油液的阻力變大，致使底閥處的應(yīng)力值最大。立柱的材料為27SiMn，其屈服極限為σs=835 MPa，中缸體底端底閥處的應(yīng)力值大于材料的屈服極限，此處為危險(xiǎn)位置。并且流固耦合作用下缸體頂端的應(yīng)力值大于油液壓力作用下此處的應(yīng)力值。通過分析可得應(yīng)用流固耦合對(duì)立柱進(jìn)行分析更加符合實(shí)際情況。

4 結(jié)語

（1）缸體在流固耦合作用下的應(yīng)力分布比較均勻，最大應(yīng)力出現(xiàn)在中缸體底端底閥處，超過了油缸材料的屈服極限，此處為立柱的危險(xiǎn)位置，越靠近缸體底端位移變形越小；

（2）缸體在純油液壓力作用下的位移變形與流固耦合作用下的位移變形變化趨勢(shì)一致，但相同位置處的變形值相差較大。缸體的應(yīng)力分布比較均勻，中缸體底端底閥處應(yīng)力沒有超過材料的屈服極限，是安全的；

（3）立柱作為液壓支架重要的部件，不僅要考慮油液壓力對(duì)缸體的作用，還要考慮油液的流固耦合作用對(duì)立柱缸體帶來的影響。

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