摘 要：在液壓閥塊設計過程中，如何確定液壓閥塊內部孔道間的壁厚是一個很關鍵的問題，壁厚過大則液壓閥塊整體尺寸偏大，材料浪費且不經濟，壁厚過小則存在擊穿的風險，存在一定的安全隱患。為得出不同材質的液壓閥塊在極限壓力 42 MPa 的條件下的極限壁厚，針對液壓閥塊內部進行有限元分析，通過 PROE 三維繪圖軟件進行三維建模，導入有限元分析軟件 ANSYS Workbench 中，通過對液壓閥塊和內部管路賦予一定的材料屬性和施加一定的邊界條件、載荷約束等，得出不同材質的液壓閥塊在極限壓力 42 MPa 的條件下的極限壁厚。本次研究為液壓閥塊在極限壓力 42 MPa 的條件下選擇何種材質提供了一定的理論依據，并為液壓閥塊設計過程中液壓閥塊內部油路間的壁厚間隙選擇提供了一定的技術保障。

關鍵詞：ANSYS Workbench；液壓閥塊；極限壁厚

引言

在液壓系統設計過程中，液壓閥塊作為連接液壓閥（包括板式閥和插裝閥）與液壓系統的重要載體，其重要性不言而喻。現代液壓系統隨著主機設備的進步而日趨復雜，實際工程中許多液壓回路的閥塊都需要自行設計，而液壓閥塊設計的合理與否，對液壓系統的制造、安裝乃至工作性能都有著很大的影響[1]。

液壓閥塊常見的材質有：球墨鑄鐵、Q235-A 鋼、35# 鋼鍛件、45# 鋼鍛件、鋁合金、銅、不銹鋼等。在實際使用過程中怎樣選擇液壓閥塊的材質是一個重要的問題，選擇液壓閥塊材質需要考慮的因素有很多，我們以最常規的必要條件“承壓大小”進行分析：一般情況下，在不大于 21 MPa 的中低壓條件下可以選擇鋁合金作為液壓閥塊材質，在不大于 42 MPa 的條件下可以選擇 45# 鋼或球墨鑄鐵為液壓閥塊材質。

我們知道鋁的密度為 2.75 g/cm3，45# 鋼的密度為7.85 g/cm3，同體積的 45# 鋼的重量約為鋁重量的 2.9倍。對于移動設備來講，在整機功率不變的情況下降低整機重量是減少油耗的一個重要途徑，那么對于用到 21~42 MPa 壓力的移動設備來說，可否選用鋁件作為液壓閥塊的材質，如選用鋁材質，在設計液壓閥塊時液壓閥塊內部油路間的壁厚間隙選擇多少比較合適都是很值得研究的。壁厚過大則導致液壓閥塊整體設計比較大，笨重且不經濟，壁厚過小則存在擊穿的風險，存在一定的安全隱患[2]。因此，研究液壓閥塊在極限壓力 42 MPa 的條件下液壓閥塊內部最小壁厚間隙分別為 3 mm、5 mm 和 7 mm 時所受的應力應變情況，并結合兩種最常見的液壓閥塊材質：45# 鋼鍛件和6061 鋁件的基本材料屬性進行分析，將是本文研究的主要內容。

1 液壓閥塊內部油路承壓仿真分析

1.1 建立液壓閥塊內部油路三維幾何模型

在設計液壓系統液壓閥塊過程中，大多數液壓閥塊屬于非標設計，要根據不同的使用要求進行針對性設計。采

用 PROE 三維繪圖軟件繪制液壓閥塊三維繪圖模型，在建模過程中為了更好地觀察液壓閥塊內部油路間的受力情況，我們對模型進行了簡化，液壓閥塊的外形尺寸為長×寬×高 =250 mm×200 mm×150 mm，內部設有 4 個 φ30 mm 的封閉腔，其中主封閉腔與另外 3 個封閉腔的最小壁厚間隙分別為 3mm、5 mm 和 7 mm，如圖 1、圖 2 和圖 3 所示。

1.2 材料設置與網格劃分

本次研究所使用的對比材料為 45# 鋼鍛件和6061 鋁件。根據材料的四種強度理論特性可以得到，第一和第二強度理論適用于脆性材料，第三和第四強度理論適用于塑性材料[3]，且液壓閥塊在使用過程中始終受到多方向的壓應力作用，所以在有限元分析當中，使用第四強度理論進行計算，其 Von Mises 等效應力公式為[4]：

當液壓閥塊的材料為 45# 鋼時，其材料屬性如表1 所示。

由表 1 可知，45# 鋼的屈服強度為 355 MPa，延展率為 16%。

當液壓閥塊的材料為 6061 鋁件時，其材料屬性如表 2 所示。

由表 2 可知，6061 鋁件的屈服強度為 55.2 MPa，延展率為 25%。

在 ANSYS Workbench 中使用 Mesh 模塊對研究對象進行網格劃分時，需要考慮的問題有很多，但總的來說是：對于結構簡單的模型可以直接采用對應網格劃分方法；對于結構較復雜的模型，則應根據問題的需要選擇合適的網格劃分方法[5]。網格化的三維模型如圖 4 所示。

1.3 邊界條件與約束載荷的設置

為了簡化計算并確保分析結果的準確性，應把液壓閥塊從整個液壓系統中分離出來進行有限元分析計算。在添加約束和載荷時，應根據實際受約束和受力狀態合理選擇約束類型和載荷類型[6]。在液壓系統實際使用過程中，液壓閥塊一般從底部或側面用螺栓固定在結構件上，然后通過硬管或膠管與其他液壓元器件相連，液壓閥塊內部流經高壓液壓油，以實現設計的功能。

所以此次仿真，我們對液壓閥塊底面添加一個固定支撐，然后對 4 個內部封閉腔施加 42 MPa 的極限壓力。求解后最終觀察液壓閥塊主封閉腔與另外 3 個封閉腔的最小壁厚間隙分別為 3 mm、5 mm 和 7 mm時所受的應力與應變的情況。

1.4 仿真結果及分析

ANSYS Workbench 后處理器提供了友好的用戶界面，可以計算出每個節點的應力值，并能通過云圖的形式表達出來[7]。

通過對液壓閥塊 4 個內部封閉腔施加 42 MPa 的極限壓力后仿真，得出了液壓閥塊所受的 Von Mises等效應力云圖與等效彈性應變云圖，分別如圖 5、圖 6所示。

從計算結果中可以看出，液壓閥塊所受的 VonMises 最大等效應力與最大等效彈性應變出現在最小壁厚間隙為 3 mm 處，最大等效彈性應變達到了0.549 37 mm，相對于 3 mm 的壁厚來講影響比較大，最大等效應力更是達到了 102 MPa。

綜上，對于 6061 鋁件的液壓閥塊來講，從應變的角度來看，5 mm 和 7 mm 間隙的變形量比較小，能夠滿足使用條件，但從最大等效應力上來看，即使是 7mm 間隙的最大應力都已達到 56.6 MPa，當安全系數取 1.8 時，需要 101.88 MPa 的強度才能滿足使用條件，這一強度遠大于 6061 鋁件屈服強度 55.2 MPa，所以鋁件無論在多大的壁厚條件下都不能用到如此高的工作壓力。對于 45# 鋼的液壓閥塊來講，從應變的角度來看，5 mm 和 7 mm 間隙的變形量比較?。ㄍ瑫r考慮到液壓閥塊機械加工過程中的工藝性），能夠滿足使用條件，最小壁厚間隙為 3 mm 處最大等效應力為 102 MPa，考慮到 1.8 的安全系數，所需強度為183.6 MPa，小于 45# 鋼的屈服強度 355 MPa，所以45# 鋼在壁厚大于等于 5 mm 的條件下可以用到 42MPa 的使用壓力。

2 結論

通過仿真和分析得出：6061 鋁件液壓閥塊內部孔道間的壁厚無論多大都無法用到 42 MPa 的使用壓力，45# 鋼液壓閥塊在設計時內部孔道間的壁厚要大于等于 5 mm 時才可以用到 42 MPa 的使用壓力。本次研究為液壓閥塊在極限壓力 42 MPa 的條件下選擇何種材質提供了一定的理論依據，并為液壓閥塊設計過程中液壓閥塊內部油路間的壁厚間隙選擇提供了一定的技術保障。

參考文獻

[1]劉丹.液壓閥塊設計與應力分析[J].液壓氣動與密封，2013(1)：24-25.

[2]孫丹丹.液壓系統中液壓集成閥塊的設計方法[J].機電信息工程，2020(13)：122-123.

[3]楊佩東.基于 ANSYS workbench 螺栓連接強度分析[J].機電技術應用，2020（19）：190-191.

[4]劉宏文.材料力學[M].北京:高等教育出版社，2013：241-246.

[5]王瑞，陳海霞，王廣峰.ANSYS 有限元網格劃分淺析[J].天津工業大學學報，2002，21(4)：8-11.

[6]覃祖和，莫興洋，伍詠暉.基于 ANSYS workbench 的液壓挖掘機工作裝置有限元分析與結構優化[J].煤礦機械，2022，43(3)：120-123.

[7]胡峰，蔣廉華，曾春軍.基于 UG/ANSYS workbench的液壓閥塊協同設計與分析[J].技術與市場，2016，23(5)：91-92.

文章來源：科學技術創新