锻造液压机工作缸连接球铰的结构研究.pdf

第43卷第2期Vol． 43 No． 2FORGING 2．兰州兰石能源装备工程研究院有限公司,甘肃兰州730050)摘要:针对锻造液压机工作缸连接球铰结构设计缺少理论依据的问题,通过分析球铰球面润滑条件明确了球铰摩擦状态,通过建立偏载工况下单、双连接球铰自锁时工作缸力学分析模型,分析了工作缸受力状况,并确定柱塞对导向套的侧推力。基于赫兹接触理论分析了柱塞与导向套接触状况,并以导向套强度为条件,限制球铰对工作缸传递的摩擦转矩,研究了球铰允许摩擦圆半径的计算方法。综合偏心锻造工况,确定了球铰摩擦圆半径,根据球铰摩擦圆半径与球铰结构的关系,提出球绞结构参数的确定方法。依据以上方法,选择4台现有设备工作缸的球铰结构进行设计计算,计算结果表明单球铰结构工作缸抗偏载能力弱于双球铰结构工作缸,且现有设备的单球铰结构存在设计隐患。关键词:锻造液压机;工作缸;球铰结构;单球铰;双球铰DOI: 10． 13330/j． issn． 1000-3940． 2018． 02． 020中图分类号: TG315 文献标识码: A 文章编号: 1000-3940 (2018) 02-0116-06Study on structure for connecting spherical hinge of forging hydraulic cylinderZhang Xi1, Yang Jin1, Gao Junfeng2(1． School of Mechanical Engineering, Lanzhou Jiaotong University, Lanzhou 730070, China;2． Lanzhou LS Energy Equipment Engineering Research Co． , Ltd． , Lanzhou 730050, China)Abstract: For lacking of theoretical basis of the structural design of forging hydraulic cylinder′s connection spherical hinge, the status ofspherical hinge friction was confirmed by analyzing lubrication conditions of spherical hinge surface. Then, the stress state of working cyl-inder was studied by setting up the mechanics model of working cylinder under the eccentric forging of the self-locked single and doublespherical hinges, and the side force of plunger on guide sleeve was obtained. Based on Hertz contact theory, the contact condition be-tween plunger and guide sleeve was analyzed, and the calculation method of allowed friction circle radius for spherical hinge was studiedthrough limiting the friction torque transmitted by the working cylinder to satisfy the guide sleeve strength condition. However, compositedeccentric forging conditions, the spherical hinge friction circle radius was confirmed, and the methods of determining spherical hinge struc-tural parameters were put forward according to the relationship between friction circle radius and structure of spherical hinge. According tothe above methods, the spherical hinge structure of four existing working cylinders were designed and calculated. The theoretical calcula-tion results indicate that the anti-eccentric load capacity of the single-ball hinge cylinder is weaker than that of the double-ball hinge cylin-der, and the design of single-ball hinge structure is with hidden troubles.Key words: forging hydraulic press; working cylinder; structure of spherical hinge; single spherical hinge; double spherical hinge收稿日期: 2017 -11 -29;修订日期: 2017 -12 -24基金项目:国家自然科学基金资助项目(51265022);甘肃省科技计划资助项目(145RJZA187)作者简介:张 玺(1993 - ),男,硕士研究生E-mail: 981577517@ qq． com通讯作者:杨 晋(1961 - ),男,学士,教授E-mail: yangjin@ mail． lzjtu． cn自由锻造液压机组是重工业的基础装备,锻造液压机是液压机组压制锻件的执行机械[1]。工作缸作为液压机施力装置,是液压机的核心部件,均采用单作用柱塞缸,其柱塞与活动梁通过球铰支承连接[2]。小型液压机工作缸采用单球铰结构,大中型液压机工作缸采用双球铰结构[3 -4]。工作缸柱塞与液压机的连接形式经历了刚性连接、单球铰连接和双球铰连接3个过程。在实际应用中,球铰连接形式对液压机工作缸也起到了明显的保护作用。文献[5]基于MSC． MARC仿真平台,对单球铰和双球铰2种不同的连接方式的工作缸分别模拟压机偏载过程,得出偏载时不同连接方式下主工作缸系统的应力分布和变形程度,并与理万方数据论计算相验证,证明仿真模型的可靠性,为主工作缸的设计提供参考。文献[6]总结了双球铰的结构设计,主要包括2种: (1)采用螺栓和碟簧将球座和中间杆紧密连接; (2)球座和中间杆无需固定。该文献还指出双球铰结构在设计中上、下球座不能有相对于动梁的水平运动。文献[7]针对上推式快锻液压机,分析了支撑球铰对工作缸柱塞的侧推力,明确液压机结构参数对柱塞侧推力的影响因素;综合工作缸、支撑球铰和活动横梁的结构影响,确定了活动梁处于转动自锁状态时,锻造偏心距所应满足的条件;分析了活动梁在偏心锻造时的状态和工作缸支撑球铰在液压机工作中的作用。文献[8]通过实验方法,研究了导套与柱塞在不同接触位置时,中间杆长度和球铰半径对柱塞与导套间的侧推力和接触力的影响规律,并结合实际工况,提出了中间杆长度和球铰半径的设计准则。但是,连接球铰作为工作缸与液压机的重要零件,其参数确定还仅仅局限在经验设计,一般以柱塞直径的1． 5 ~2倍来确定球面半径[9],但其合理性并未进行研究和分析。本文针对液压机工作缸球铰结构,研究了球铰副的润滑工况;并以球铰满足自锁条件,分析了工作缸导向套强度,明确了球铰摩擦转矩对工作缸导向套的影响,为确定球铰结构参数提供了依据。1 球铰副润滑条件分析图1为球铰结构简图,球铰首先具备支撑作用,为保证球铰机械强度,目前工作缸球座材料采用铝青铜(牌号: ZCuAl10Fe4Ni4)或球墨铸铁(牌号:QT450 -10),柱塞和中间杆的材料都为45钢。根据机械设计手册[10],球铰副摩擦因数如表1所示。根据工作缸技术要求,球铰副采用黄油润滑。球铰副中的润滑材料使用一段时间出现碳化,尤其是上推式液压机,工作缸处于热工件上方,球铰周围温度较高,润滑材料更易碳化。因此,润滑材料需定期从油杯处进行补充,沿润滑油道流动到球铰接触面。此外,润滑油槽为封闭结构,球铰装配前需要研配,接触率不低于60%,导致润滑材料的碳化物不能排出,堵塞球铰润滑油道,且补充的润滑材料无法进入球铰接触面,球铰副不能得到充分润滑,出现干摩擦甚至胶合现象。因此,球铰副摩擦因数应按无润滑摩擦计算。图1 球铰结构简图(a)球铰结构 (b)球座结构Fig． 1 Schematic diagram of spherical hinge(a) Spherical hinge structure (b) Spherical hinge base structure表1 不同材料球铰副摩擦因数Table 1 Friction factor of spherical hinge for differentmaterials球座材料中间杆和柱塞材料摩擦因数μ无润滑润滑良好球墨铸铁钢0． 2 ~0． 3 0． 05 ~0． 15铜合金钢0． 15 ~0． 18 0． 1 ~0． 152 工作缸允许摩擦圆半径确定2． 1 工作缸受力分析2． 1． 1 单球铰结构工作缸分析简化导向套受力模型,将导向套与密封看作整体进行分析,图2所示为单球铰结构的主缸结构及受力简图。球铰自锁状态下,偏载引起的摩擦转矩Mf由柱塞直接作用于工作缸导向套。以球铰顶点为中心,根据力矩平衡,球座在摩擦转矩的作用下产生的水平侧推力FCD为:FCD = MfH (1)由力学平衡得柱塞对导向套的侧推力为:F1 = L1MfLDH(2)F2 = (L1 + LD)MfLDH(3)式中: LD为导向套长度(mm); L1为球座低面到导711第2期张 玺等:锻造液压机工作缸连接球铰的结构研究 万方数据向套下端的距离(mm); H为球铰高度(mm)。图2 单球铰柱塞缸结构及受力简图1．缸体 2．柱塞 3．导向套 4．密封5．压盖 6．球铰 7．活动梁Fig． 2 Structure and force diagram of plunger cylinder forsingle spherical hinge锻造过程中,当上砧达到最大行程时,柱塞在工作缸中降到最低位置,柱塞与导套接触长度变短,其对导向套的侧推力变大为:F′1 = (L2 - L′D)MfL′DH(4)F′2 = L2MfL′DH(5)式中: L2为球座底面到柱塞顶端距离(mm); L′D为柱塞与导向装置最小接触长度(mm)。2． 1． 2 双球铰结构工作缸分析图3为双球铰结构的工作缸结构及受力简图,球铰自锁状态下,根据结构建立偏载受力分析模型,下球座在摩擦转矩的作用下产生水平侧推力FCS为:FCS = 2MfLG(6)当柱塞下降到最低点时,柱塞对导向套侧推力最大为:F′1 = 2(L3 - L′D)MfLGL′D(7)F′2 = 2L3MfLGL′D(8)式中: L3为下球座圆心到柱塞上端距离(mm); LG为上、下球座圆心距离(mm)。2． 2 工作缸允许承受摩擦转矩工作缸柱塞受摩擦转矩与导向套形成接触作用,柱塞材料为合金钢,导向套材料为铜合金,导向套较图3 双球铰柱塞缸结构及受力简图1．缸体 2．柱塞 3．导向套 4．上球铰 5．密封6．中间杆 7．压盖 8．下球铰 9．活动梁Fig． 3 Structure and force diagram of plunger cylinderfor double spherical hinge柱塞更脆弱。柱塞与导向套的接触许用应力[σ]为:[σ] = ReLns(9)式中: ReL为导向套材料许用屈服强度(Pa); ns为安全系数,塑性材料取1． 2 ~2． 5,脆性材料取2 ~3． 5。柱塞与导套的接触应力σ应满足:σ ≤ [σ] (10)柱塞对导向套的挤压接触分析如图4所示。接触表面局部发生弹性变形,简化力学模型, O点处导向套受侧推力为零,设侧推力F大小随接触长度l的变化为F = kl,其中k为侧推力沿接触长度的变化系数。图4 柱塞与导向套挤压受力Fig． 4 Extrusion force of plunger and guide sleeve811锻 压 技 术 第43卷万方数据令OA长度为LA,由几何关系知:LA = F1F1 + F2LD (11)对侧推力矩在OA段积分,得:F1· LA = ∫LA0Fldl = ∫LA0k l2dl (12)求解得:k = 3F1L2A(13)则侧推力F在OA段的表达式为:F = 3F1L2Al (14)显然, F在A点最大,即l = LA。选取A点附近厚度为ΔL的柱塞与导向套微元,其受力分析如图5所示,所选微元为简单的圆柱体接触。图5 柱塞与导向套微元受力Fig． 5 Infinitesimal extrusion force of plunger and guide sleeve微元柱塞对导向套的侧推力FD为微元平均侧推力与微元厚度的乘积:FD = 3F1LAΔL (15)根据赫兹接触理论,柱塞与导向套接触面为长方形接触面,在该表面的压力分布不均匀,则接触应力的计算公式为[11]:σ = FDπΔL 1/ R1 - 1/ R2(1 - ν21) / E1 + (1 - ν22) / E2[ ] (16)式中: R1为柱塞最小半径(mm); R2为导向套最大半径(mm); ν1为导向套材料的泊松比; ν2为柱塞材料的泊松比; E1为导向套材料的弹性模量(Pa); E2为柱塞材料的弹性模量(Pa)。柱塞最小半径R1与导向套最大半径R2为:R1 = R - ei2 (17)R2 = R + ES2 (18)式中: R为柱塞公称半径(mm); ei为柱塞直径的下偏差(mm); ES为导向套直径的上偏差(mm)。联立式(9)、式(10)、式(16)、式(17)和式(18)整理得:FD ≤ 2πΔLR2R2eLns2(ei + ES)1 - ν21E1 +1 - ν22E2æèöø (19)对柱塞与导向套材料参数简化得:K = 2πσ2sn2s1 - v12E1 +1 - v22E2æèöø (20)简化式(19)得:FD ≤ KΔLR2ei + ES (21)联立式(11)、式(15)、式(21)得:F1 + F2 ≤ KLDR23(ei + ES) (22)接触长度变短为L′D时,柱塞对导向套侧推力增大,则有:F′1 + F′2≤ KL′DR23(ei + ES) (23)联立式(4)、式(5)、式(23)得单球铰结构允许摩擦转矩为:Mf ≤ KL′2D R2H3(ei + ES)(2L2 - L′D) (24)联立式(7)、式(8)、式(23)得双球铰结构允许摩擦转矩为:Mf ≤ KL′2D R2LG6(ei + ES)(2L3 - L′D) (25)2． 3 球铰允许摩擦圆半径的确定根据球铰副转动自锁条件可知:受径向载荷作用的转动副,当外力的合力作用于摩擦圆之内时,转动副处于自锁状态。无论作用力大小,处于自锁状态的转动副都不会旋转。因此,由图2、图3可知,工作缸承载的最大摩擦转矩为:Mf = FG· r (26)式中: FG为工作缸的额定载荷(N); r为摩擦圆半径(mm)。由于工作缸额定压力已定,可通过限制球铰摩擦圆半径,使工作缸承受摩擦转矩不超过允许摩擦转矩,保证工作缸导套接触强度,联立式(24)、式(26)整理得单球铰允许摩擦圆半径为:911第2期张 玺等:锻造液压机工作缸连接球铰的结构研究 万方数据r ≤ KL′2D R2H3FG(ei + ES)(2L2 - L′D) (27)联立式(25)、式(26)整理得双球铰允许摩擦圆半径为:r ≤ KL′2DR2 LG6FG(ei + ES)(2L3 - L′D) (28)3 球铰结构参数确定根据球铰结构(图1a)可知,球铰结构主要参数为:球面张角α、球面半径Rq、球铰直径D。其中,球铰直径D由连接结构确定:对于单球铰结构,其球铰直径D取0．8 ~0．9倍的柱塞直径;双球铰结构,其球铰直径D取中间杆直径的1 ~1．4倍。为满足工作缸使用安全以及充分发挥液压机偏心锻造的性能,偏心锻造时球铰自锁,上砧有良好的水平稳定性,可提高锻造精度,则:单球铰摩擦圆半径为:r = KL′D2R2H3FG(ei + ES)(2L2 - L′D) (29)双球铰摩擦圆半径为:r = KL′2D R2 LG6FG(ei + ES)(2L3 - L′D) (30)文献[7]通过理论分析球铰结构,推导的球铰摩擦圆半径的计算公式为:r = 3μRqsin2α(4 - sin2α)8(1 - cos3α) (31)其中:α = arcsin D2 Rq(32)令A = L′D2R2 / FG (ei + ES),联立式(29)、式(31)、式(32),整理得单球铰球面半径Rq计算方程为:KAH(128 R3q - 16 (4 R2q - D2) 32 ) -9μ D2(2L2 - LD′)(16 R2q - D2) = 0 (33)联立式(30)、式(31)、式(32)整理得双球铰球面半径Rq计算方程:KLGA(128 R3q - 16 (4 R2q - D2) 32 ) -18μ D2(2L3 - L′D)(16 R2q - D2) = 0 (34)由工作缸结构确定D, H, LG, L′D, R, FG,ei + ES, L2, L3和球铰材料确定μ;由工作缸材料确定参数K;由MATLAB用二分法编程求解Rq来确定铰球面半径。4 计算实例4． 1 单、双球铰结构参数设计计算根据现有国产锻造液压机设备,选择4台工作缸,其中单球铰结构工作缸2台,缸径分别为Φ580和Φ710 mm;双球铰结构工作缸2台,缸径分别为Φ800和Φ1080 mm。工作缸结构参数如表2所示,球铰直径D、球铰高度H使用原结构尺寸。柱塞材料为合金钢,材料泊松比ν1 =0． 3,材料弹性模量E1 =210 ×109 Pa;导向套材料为锡青铜,材料泊松比ν1 = 0． 3,材料弹性模量E2 = 103 × 109 Pa,许用屈服应力ReL =1770 ×105 Pa;安全系数取ns =2;工作缸材料参数带入式(20)得K =6． 44 ×105。工作缸额定液压力均为32 MPa,额定载荷FG分别为8． 4 × 106,12． 6 ×106, 16 ×106和27． 2 ×106 N。球铰副摩擦因数按干摩擦选择,取μ =0． 3。表2 工作缸结构参数(mm)Table 2 Structural parameters of working cylinder (mm)结构参数缸径2R580 710 800 1080D 460 550 520 750H 190 250L2 1920 2240LG 2280 3500L3 3230 4480ei + ES 0． 361 0． 42 0． 456 0． 523L′D 580 630 620 700将参数D, H, L′D, R, FG, ei + ES, L2, μ分别带入式(27)、式(33)计算单球铰允许摩擦圆半径和球面半径;将参数D, LG, LD′, FG, ei +ES, L3, μ分别带入式(28)、式(34)计算双球铰铰允许摩擦圆半径和球面半径。计算结果圆整后如表3所示。4． 2 设计计算结果分析由表3可知,工作缸球铰允许摩擦圆半径随缸径尺寸增大而增大,因此,大缸径的液压机拥有更好的抗偏载性能。缸径Φ710与Φ800 mm的工作缸结构参数接近,但Φ800 mm工作缸球铰允许摩擦圆半径是Φ710 mm工作缸的近2倍,所以,双球铰结构相比于单球铰结构对液压机抗偏载更有利。021锻 压 技 术 第43卷万方数据表3 球铰参数(mm)Table 3 Parameters of spherical hinge (mm)缸径2R摩擦圆半径r球面半径Rq计算原结构计算原结构Φ580 115 145 385 490Φ710 130 150 435 500Φ800 215 180 725 600Φ1040 420 360 1400 1200原设备双球铰结构球面半径和摩擦圆较理论计算结果均存有富余。而单球铰球面半径和摩擦圆理论计算结果均小于原设备球铰,单球铰设计可能存在不足,液压机使用中可能存在安全隐患。5 结论(1)分析了工作缸球铰的润滑方式,确定了以干摩擦形式分析锻造液压机工作缸球铰副的合理性。(2)分析了采用单、双球铰连接的工作缸偏载工况下导向套受力状况。以工作缸柱塞与导向套的接触强度为依据,构建接触力学模型,确定球铰允许摩擦圆半径。(3)根据球铰摩擦圆半径和球铰结构的关系确定球铰的球面半径,为工作缸球铰设计提供参考。(4)根据本文研究思路,通过对4台现有设备工作缸球铰进行理论计算分析可知,双球铰结构对液压机抗偏载性能优于单球铰结构;原设备单球铰球面半径大于理论计算结果,使用中可能存在隐患。参考文献:[1] 高峰,郭为忠,宋清玉,等.重型制造装备国内外研究与发展[J].机械工程学报, 2010, 46 (19): 92 -107.Gao F, Guo W Z, Song Q Y, et al. Current development ofheavy-duty manufacturing equipments [J]. Journal of MechanicalEngineering, 2010, 46 (19): 92 -107.[2] 高俊峰.我国快锻液压机的发展与现状[J].锻压技术,2008, 33 (6): 1 -5.Gao J F. Resent status and development of high speed forging hy-draulic press in our country [J]. Forging & Stamping Technology,2008, 33 (6): 1 -5.[3] 郭晓锋,成先飚,张建华.自由锻造液压机的发展与展望[J].重型机械, 2012, (3): 29 -32.Guo X F, Cheng X B, Zhang J H. Development and outlook offree forging hydraulic press [J]. Heavy Machines, 2012, (3):29 -32.[4] 赵长财,李文平,周维海.液压机柱塞球面支承的力学及机构学分析[J].重型机械, 1996, (4): 15 -18.Zhao C C, Li W P, Zhou W H. Hydraulic press plunger spheri-cal connection of mechanics and mechanisms analysis [J]. HeavyMachines, 1996, (4): 15 -18.[5] 邹春来,黄明辉,湛利华,等.巨型压机主工作缸柱塞与活动横梁连接方式的研究[J].现代制造工程, 2009, (2):101 -120.Zou C L, Huang M H, Zhan L H, et al. Study on the connec-tions between the press plunger and moving beam of large-scalestamp forging hydrostatic Press [J]. Modern Manufacturing Engi-neering, 2009, (2): 101 -120.[6] 尹邦纯,周德祥.现代自由锻造液压机关键部件设计特点[J].锻压技术, 2012, 37 (5): 105 -108.Yi B C, Zhou D X. Design features of modern open die forgingpress body [ J]. Forging & Stamping Technology, 2012, 37(5): 105 -108.[7] 刘艳妍,杨晋,马学鹏.上推式快锻液压机活动梁转动自锁条件研究[J].机械工程学报, 2014, 50 (8): 66 -72.Liu Y Y, Yang J, Ma X P. Rotating self-locked condition re-search of the pushing high-speed forging hydraulic press movablebeam [J]. Journal of Mechanical Engineering, 2014, 50 (8):66 -72.[8] 赵石岩,赵鑫,金淼,等.双球铰结构柱塞缸侧推力的实验研究[J].塑性工程学报, 2015, 22 (4): 111 -140.Zhao S Y, Zhao X, Jin M, et al. Experimental study on sidethrust of piston cylinder with structure [J]. Journal of PlasticityEngineering, 2015, 22 (4): 111 -140.[9] 俞新陆.液压机的设计与应用[M].北京:机械工业出版社, 2007.Yu X L. The Design and Application of Hydraulic Press [M].Beijing: China Machine Press, 2007.[10]闻邦椿.机械设计手册(第一卷) [M].北京:机械工业出版社, 2010.Wen B C. Machine Design Handbook (volume one) [M]. Bei-jing: China Machine Press, 2010.[11] Johnson K L. Contact Mechanics [M]. Cambridge: The PressSyndicateof the University of Canbrridge, 1985.■ ■ ■ ■ ■ ■ ■ ■ ■ ■ ■ ■ ■ ■ ■ ■ ■ ■ ■ ■ ■ ■ ■《锻压技术》读者信息反馈卡声明《锻压技术》杂志自2008年起设立“读者信息反馈卡”,旨在加强刊物与读者的交流,促进刊物质量的提高,并竭诚为读者服务。反馈卡填写要求:内容填写完整、没有遗漏,提供的信息准确、详细,字迹书写清晰、整洁。如收到的反馈卡内容填写不完整,字迹不清、无法辨认,通讯地址模糊、不详细等,编辑部将不予邮寄杂志,特此声明。“读者信息反馈卡” 1 ~ 12期刊登,位置在正文后,请读者注意查看,以免遗漏。《锻压技术》编辑部121第2期张 玺等:锻造液压机工作缸连接球铰的结构研究 万方数据