250mn挤压机结构设计与优化

重庆大学本科学生毕业设计（论文）中文摘要绪论1.1引言金属挤压加工是利用金属塑性压力形成的一种加工方法。它的本质是利用施加外力的方法，使处于剂压容器中的柸料承受三向应力而产生塑性变形，并从特定的缝或者孔隙中挤出，从而获得一定尺寸以及截面形状挤压制品的压力成形过程[1]。挤压加工在轿车、交通领域、大型客车、磁悬浮列车、铁路、地铁等领域都有着越来越广泛的运用。1.2课题概述1.2.1课题来源和主要内容本课题的研究来源于重庆大学承担的中国重型机械研究院科研项目“250MN挤压机结构设计与优化”。课题任务主要有以下内容：（1）运用传统方法对挤压机后梁、后梁进行强度及刚度校核；（2）用UG进行关键零部件的三维建模，并运用有限元工具ANSYS按照初步设计进行强度分析，得到挤压机的主要零部件的应力情况，并对结构进行必要的优化。1.2.2选题的意义本课题重点研究内容为250MN挤压机关键零部件的静强度强度分析及其优化设计。挤压机中主要有挤压机主要构件有前梁、后梁、主缸、压套等。这些零部件的工作性能直接影响到挤压机的整体性能，因此要对其中的一些关键零部件进行校核和优化。对个人而言，由于毕业设计是综合运用有关理论和实践知识对零件进行强度校核及优化设计的一次重要实践。通过本课程设计，有利于我更好的掌握机械专业的有关知识，如机械设计、材料力学、有限元分析等等，同时也有利于提高自身的实践能力，为以后的工作打下良好的基础。1.2.3国内外发展状况近几年我国金属挤压机取得了巨大的发展。2002年，由西安重型机械研究所设计，上海重型机械集团公司制造的油泵直接传动、PLC及计算机控制的100MN挤压机研制成功。2005年，由西安重型机械机械集团制造的油泵直接传动的125MN挤压机在上海重型机械集团公司制造完成。国际上设计制造挤压机的知名公司有德国的SMS,DEMAG,日本的UGE，美国的SUTTON，法国的CLECIM等，而我国的太原重工，沈阳重工，上海重工，西安重型机械研究所等对挤压机的发展也起到了重要的推动作用。目前，挤压机的挤压力可达到200~250MN，并开始设想350~500MN挤压机的设计。在未来的发展趋势上，反向挤压、静液挤压技术等发展前景广阔[2]。计算机在在挤压生产的管理、生产工艺过程、提高生产率、产品质量控制等方面将发挥越来越重要的作用[3]。重庆大学本科学生毕业设计（论文）2前梁和后梁的强度及刚度校核2前梁和后梁的强度及刚度校核不考虑穿孔系统时，挤压机共有三个梁，即前梁、后梁及动梁。前梁、后梁及应力柱组成封闭的框架系统，承受着全部挤压力的作用。后梁上安装有液压缸，缸内的柱塞通过液压油的作用将力传到动梁，而挤压轴亦是安装在动梁上的，这样就将液压缸提供的液压力由挤压轴经锭坯，最终将力传给前梁。因此，挤压机的前梁和后梁将承受很大的作用力，需要对其进行强度校核。下面将用传统方法对挤压机的前梁和后梁进行强度校核。在进行强度计算时，需要作如下简化：（1）前后梁都看作简支梁，将均布作用力用集中力代替。（2）前梁结构对称于中间平面，载荷对称于轴对称或中间平面，空间框架结构简化为平面框架；这种简化计算方法适合用于粗略估算前后梁的强度，可以大致校核前后梁是否符合强度要求。2.1前梁的强度及刚度校核将前梁简化为简支梁计算时，支点间的距离应为宽边张力柱的中心距，并假设挤压力作用在模座与前梁中心圆环形接触面的重心上，近似取为D/处，D为圆环的直径。由零件图可知，D=1890mm。（1）确定前梁的作用力。前梁的作用力可以分为如表3.1所示的几种情况：前梁作用力分类表表2.1类型前梁受力备注泵蓄势站传动泵直接传动为主缸力为穿孔力为侧缸力为挤压筒压紧力单动式FF+复动式挤压筒移动缸压紧力单动式复动式由于本课题中的250MN挤压机为复动式后置穿孔系统，泵直接传动。所以：(2.1)由前梁简化后的受力情况可求以出支反力、最大剪力、弯矩，并画出弯矩图及剪力图，从而判断危险截面的位置。前梁的受力简图如图2-1所示：图2.1前梁的弯矩图和剪力图最大弯矩：(2.2)式中D——主缸法兰盘的环形接触面的直径；——应力柱宽边中心距；由零件图可知：。最大剪力：(2.3)（2）由前梁的结构图，画出危险截面及其等效截面图。在计算弯矩和剪力最大处的惯性矩时，先分成几个按等效截面画出的矩形（本文分为5个）。计算出截面对底边Y-Y的惯性矩: (2.4)式中——每块矩形面积对于本身形心轴的惯性矩（m）(2.5)——每块矩形面积的宽度（mm）；——每块矩形面积的高度（mm）；——每个矩形面积对于底面Y——Y轴的静面矩（m），=；——每个矩形的面积（mm）；——每个矩形面积形心到底面Y——Y的距离（mm）。对等效横截面有关数据的计算结果如表2.2所示。前梁危险截面示意图如图2.2所示：2.2前梁截面示意图前梁等效截面示意图所图2-3所示：图2-3前梁等效截面示意图梁等效横截面的相关数据计算结果表2.2分块序号宽高(m4)124301500.364535251.28494.52910.00072112010580.118529213.461310.11040.11053122013021.588417412.76554.90600.2243414504800.69608500.59160.50290.0134516006100.97603050.29770.09080.0303合计36003.74348.401020.13920.3792（3）在已知数据的基础上，算出整个等效截面的形心轴到底面Y——Y的距离：(2.6)(2.7)从而计算出，整个截面对形心轴的惯性矩为：(2.8)（4）分别求出截面的最大应力值，并进行强度校核：最大压应力为：(2.9)最大拉应力为：(2.10)求得：=451MPa，=273MPa。前梁所用是铸钢件，材料为ZG35CrMo，查机械设计手册可知其屈服极限。对于塑性材料，安全系数n=1.5~2.5[4]，但由于前梁为挤压机关键部件，故取安全系数，得其许用应力大小=170MPa。前梁的破坏一般都是由拉应力引起，故其强度条件为：(2.11)经计算得=273MPa，因此前梁不满足强度条件。（5）前梁的刚度计算当梁的刚度不够时，会使应力柱产生附加弯矩。由前梁的受力简图可知，弯矩产生的最大挠度为前梁的中点。由于梁的跨度与本身的厚度相比并不大，因此需要考虑剪力的影响[5]，梁中点的绕度为：(2.12)式中：——前梁中点的挠度，mm；——前梁所受的力，325MN；——前梁材料的弹性模量，200000MPa；——前梁截面的惯性矩，1.3240mm；——前梁材料的剪切弹性模量，=76.9GPa，式中泊松比；A——前梁的截面面积，3743400mm；——与截面形状即尺寸有关的系数，矩形截面k=1.7；——应力柱宽边中心距，5450mm；——主缸法兰盘的环形接触面的直径，由零件图可知D=1890mm。将以上数据带入公式计算，可得：=0.0002mm+0.0211mm=0.02112mm可见变形量小，满足要求。2.2后梁的强度计算后梁的相关计算可以参考前梁，经过分析，后梁的受力情况可以只考虑主柱塞的反作用力，即：=140MN和前梁的校核相似，有：(2.13)(2.14)后梁的截面图及其等效截面图如图3.4、3.5所示：图2.4前梁截面示意图按照前梁强度校核方法，由式（2.4）有：(2.15)式中：为每个矩形相对于本身形心的惯性矩(m)，(2.16)——每个矩形面积的高度（mm）；——每个矩形面积的高度（mm）；——每个矩形面积对于底面轴的静矩（m），=；——每个矩形面积的大小（m）；——每个矩形面积形心到底面的距离（mm）。图2.5前梁等效截面示意图与后梁等效横截面的相关数据计算结果表2.3分块序号宽高(m4)16603700.244229550.72162.13240.027927408900.658623651.55753.68670.0435364012400.793613001.03161.34110.101647405000.37004300.15910.06840.0770511401800.2052900.01840.16620.0005合计31802.27163.48827.39480.2505（3）在上述的基础上，求出整个截面的形心轴到底面的距离为：1.5356(2.17)从而计算出，整个截面对形心轴的惯性矩为：(2.18)（4）求出计算截面的最大应力值，并进行强度校核。最大压应力为(2.19)最大压应力为：(2.20)求得：=141MPa，=151MPa。前梁采用的材料与后梁相同，其许用应力大小为：由可知，前梁满足强度条件。主缸法兰盘与后梁的接触面是环形面积，应进行挤压强度的校核，计算公式为：(2.20)式中——挤压应力（MPa）；——主柱塞的最大反作用力，应等于最大挤压力140MPa；——许用的挤压应力（MPa），一般铸钢取80~100MPa；——接触处的环形面积（mm）。环面积用下式求出：=2.7096m=51.6676MPa小于许用挤压力80~100MPa，满足挤压强度要求。重庆大学本科学生毕业设计（论文）3挤压机关键零部件的强度校核及优化3挤压机关键零部件的强度校核及优化3.1有限元法求解问题的计算步骤ANSYS软件一款大型通用有限元分析软件，它能够对结构、流体、磁场、声场、电场等内容进行分析。它是现代产品设计中的高级CAD工具之一[7]。ANSYS能提供多种分析类型，如结构静力学分析，它用来求解结构动力学分析外载荷引起的位移、力和应力。静力分析适合求解阻尼和惯性对结构的影响并不显著的问题。为了精确分析结构应力，本研究采用ANSYS进行如下分析分析，其中最主要的计算步骤有：1、结构离散化，即单元划分2、选择位移模式为了能用节点位移表示单元体的位移、应变和应力，在分析连续体时，必须对单元中的位移分布做出一定的假定即假设位移是坐标的某种简单函数，这种函数称为位移模式或位移函数（形函数），位移函数用表示。(3.1)3、分析单元的力学特性（1）利用几何方程：由位移表达式导出用点位移表示单元应变的关系式(3.2)式中为单元内任一点的应变列阵（2）利用物理方程，由应变的表达式导出用节点位移表示单元应力的关系式(3.3)是单元内任一点的应力列阵是材料的弹性矩阵（3）利用虚功原理建立单元上的节点力和节点位移之间的关系式[6]，即单元的刚度方程（平衡方程）(3.4)4、计算等效节点力弹性体经过离散化后，假定力是通过节点从一个单元传递到另一个单元[6]，但是作为实际的连续体，力是从单元的公共边界传递到另一个单元的，因而，这种作用在单元边界上的表面力、体积力、集中力等都需要等效移置到节点上去，所用方法虚功等效。5、组集总刚度阵，建立整体结构的平衡方程有两方面内容：（1）组集总体刚度矩阵（2）组集总的载荷列阵得到：(3.5)6、求解结点的位移和计算单元应力以上过程如图3.2所示。图3.1有限元法求解问题的计算步骤[7]3.2主缸的强度校核3.2.1主缸结构主缸是挤压机的重要零部件之一，它在工作时产生挤压力。对于250MN挤压机，共有7个缸（一个140MN的主缸，两个80MN的侧缸，四个7.5MN的侧缸）。本文只对主缸进行有限元分析。主缸根据受力情况，大致可以分为三个部分：法兰部分（如图3.1中a段）；中间厚壁部分（如图4.1中b段）；缸底部分（如图4.1中c段）。其结构示意图如图3-1所示：图4.1主缸结构示意图工会要高压液体产生的液压力作用在柱塞上时，反作用力作用在缸的底部。柱塞将高压液体产生的作用力经挤压轴传递到锭坯，并最终作用到挤压机前梁上。同时，主缸经法兰盘将反作用力作用到后梁上去，法兰盘与后梁之间通过螺栓连接。3.1.2主缸的强度计算由于挤压机工作时加载过程缓慢，因此只需要将下面的分析做静强度计算，后面将要校核的其他零件也是如此。1、建立实体模型模型中将忽略安装螺纹孔，进油口和出油口的螺纹，细微的倒角。但要保留会产生应力集中的圆角。取实际模型的四分之一，建立如4.1所示的模型。图4.2主缸的四分之一模型2、模型划分单元为保证分析精度，选取SOLID92单元。SOLID92为节点四面体实体结构，它是4节点实体单元—SOLID45的高次形式。每个节点有三个自由度：X、Y、Z方向的转角。它具有二次的位移函数，适用于不规则网格划分的模型[8]。SOLID92单元具有塑性、蠕变、辐射膨胀、应力强化、大变形、大应变的特性[9]，其单元模型的解释如图4.3所示。划分单元后的主缸模型如图4.4所示。图4.3SOLID92单元的几何特性图4.4划分单元后的主缸3、施加载荷及约束首先定义边界约束条件，对主缸的受力分析可知，工作时法兰盘固定在后梁上，因此法兰盘圆环面的自由度为零，即定义该面上。由于该结构为对称结构，故在对称平面上施加对称约束。零件图中可知工作压强P=30MPa。其作用面积为主缸的内腔面，施加约束和载荷后的模型如图4.5所示。主缸材料为20MnMo,其主要的力学性能参数如表4.1所示。图4.5施加约束和载荷后的模型20MnMo主要的力学性能参数表4.1材料20MnMo强度或极限(MPa)弹性模量E()泊松比σb/208352000.3σs/20490注：应力强度许用极限、弹性模量、泊松比来自参考文献[10]4、计算结果与分析按第四强度理论得出的等效应力云图（如图4.6所示），做静力计算的液压缸的法兰盘部分，由于缸体是靠法兰盘固定在后梁上，因此在法兰盘与圆通的过渡部分将有很大的弯曲应力，并且会出现应力集中现象。而主缸中间壁厚部分除了受到径向液压力P引起的径向应力外，其值为缸的内壁最大，沿径向逐渐减小，外壁为零；受到轴向力的作用；还受到切向应力的作用，其值为内壁最大，向外最渐减小因此主缸属于三向应力状态。图4.6主缸等效应力值云图由于主缸强度最差的区域为缸体圆筒部分，故主要讨论该区域的应力值。由有限元分析结果可知，对于缸体圆筒部分，由第四强度理论可知，其最大等效应力出现在主缸内壁面上，为。原因是该处挤压缸壁最薄，且液压力直接作用在该表面上，径向应力和切向应力都为最大，且属于三向应力状态，因此有较大应力值，这基本符合实际情况（如图4-6所示）。对于中间壁厚部分的圆角处，于有应力集中，固应力值较大，但小于。一般对于塑性材料，许用应力，取安全系数n=2.5，则=196MPa，因此主缸圆筒部分符合强度条件。对于缸底圆孔部分出现的最大应力值，则是因为应力集中，但这对液压缸的工作性能不会造成太大影响，并且可以通过将相贯线倒圆角的方法来解决。3.3压套的强度校核1、压套建模并划分单元压套的结构见零件图。由于压套结构具有对称性，故建模时只建出一半（即Z向尺寸为5950mm）。划分单元时，为提高求解精度，使结果更符合实际情况，采用10节点四面体单元，划分单元后的压套模型如图4.7所示。图4.7划分单元后的压套2、加载荷即约束由于压套的压力均布于两端面上（如图4.8所示），压力F=12.5MN,用UG可得端面面积S=804894.4mm,故压强，在Z=0的端面上施加载荷P。由于压套是材料为45钢的锻件，其主要的力学性能参数如表4.2所示。在另一端面（Z=5950mm）上添加对称约束；对Y=0的平面上的所图4.8压套压力的受力面积 45钢主要的力学性能参数表4.2材料45钢强度或极限(MPa)弹性模量E()泊松比σb/202000.3σs/20注：应力强度许用极限、弹性模量、泊松比来自参考文献[10]有节点施加的约束；对X=0的平面上所有节点施加的约束，施加载荷和约束后的压套模型如图4.9所示。4.9施加载荷和约束后的压套3、结果分析由于压套只受到沿Z轴方向的一对压力，使轴产生轴向压缩，因此压套为单项应力状态，故重点分析Z向应力。由图4.10所示，沿Z向各断面的应力值均为（负号说明受压），这和实际情况相符合。下面将用等效应力进行强度校核，它服从第四强度理论（第四强度理论适用于拉伸屈服极限压缩屈服极限相同的塑性材料）。由图4.10与图4.11比较可知，压套的等效应力，大小近似等于Z向应力，,这从材料力学中可以获得解释。取安全系数为2.5，由表4.2得得，满足，因此压套符合强度条件。对于最大应力值为,这是由于在压力作用面的圆角处轻微应力集中的结果。由于压套为只受到沿Z向的压力的二力构件，属于单向应力状态，故等效应力和Z向应力在各截面上大小应相等，这从图4.10和图4.11中得以体现。4.10压套Z向应力云图4.11压套等效应力云图3.4前梁的强度校核和优化设计3.4.1前梁的强度校核前梁的外形轮廓尺寸很大，其结构图见零件图。为了减轻梁的重量和节约材料，将梁做成箱型，在安装挤压筒和应力柱的地方做成圆筒形，中间加设筋板，在受力较大的工作面周围筋板较密，以提高刚度，降低应力值。前梁是挤压机的主要受力构件之一，因此，前梁的设计必须经过强度计算及优化设计，以提高结构的可靠性。1、前梁的建模和划分单元由于前梁是对称结构，故建模时只需建出四分之一模型即可。在建模时，应图4.12划分单元后的前梁结构当忽略那些对计算结果影响不大的倒角、圆角以及其它细小特征。单元划分采用SOLID92单元（即10节点4面体单元）。划分单元后的前梁结构如图4.12所示。2、施加载荷及边界条件对前梁的受力情况进行分析可知，前梁受到挤压筒施加的压力，压套的压力，应力柱的拉力以及锁紧缸施加的压力。这些力是均布在相应受力面上的，由UG可得出各自的受力面积，故可求出作用在受力面上的压强，各受力面及其压强值如图4.13所示。对于ZG35CrMo这种铸钢，其材料的主要力学性能如表4.3所示。采用施加压强的方法对各受力面施加载荷。对前梁进行受力分析和结构分析可知，四分之一梁所需ZG35Cr1Mo主要的力学性能参数表4.3材料ZG35Cr1Mo强度或极限(MPa)弹性模量E()泊松比σb/202000.3σs/20510注：应力强度许用极限、弹性模量、泊松比来自参考文献[10] 图1.13各受力面积和压强大小要的边界条件有：梁的两对称面施加对称约束；在肋板上选一适当点施加、、的约束，使梁的位置得以确定，加载荷及约束后的前梁模型如图4.14所示。图4.14前梁加载荷及约束后的模型3、求解及结果分析取安全系数，由表4.3可得许用应力。由图1.15可知，X向应力最大值为293MPa，Z向最大应力值为204MPa,而最大第一主应力则为377MPa，这些应力值远远大于其许用应力。造成的原因主要有：初始方案存在不合理的地方，造成了很大的应力值，尤其是在应力集中区域；在建模过程中未建出对应力值影响很大的圆角。由于各项应力值太大，因此需要进行优化设计并且在在优化过程中重点关注梁的强度是否符合要求，而降低对体积质量的考虑。图4.15（a）前梁X向应力云图图4.15(b)前梁的Z向应力云图图4.15(c)前梁的第一主应力云图3.4.2前梁的结构优化影响前梁应力大小的因素有：梁的厚度；筋板的位置及尺寸；过渡圆角半径R。因此优化时可以采取三方面措施：适当增加梁的厚度，以提高梁的强度及刚度；合理设计筋板尺寸及放置的位置；在与圆角有关的应力集中区域，应尽量增大过渡圆角半径R，以减少应力集中。本文主要通过增加梁的厚度和倒圆角来进行优化，并通过多次优化来降低应力值。按课题要求，需要最终优化的各项应力最大值如表4.4所示。1、第一次优化方案可用如下方法：(1)将前梁接触压套的端面板厚（150mm）向实体外法线方向增加150mm，并向模型内增加厚度100mm，即板厚变为400mm；(2)将受锁紧力的端面板厚由150mm向实体外法线方向增加到200mm，并向模型内增加50mm，即板厚变为250mm，这时梁的总厚度由3100mm变为3200mm；(3)在应力集中的地方画出倒角以减少应力集中。第一次优化后的前梁模型划分单元后如图4.17所示。需要优化的各项应力最大值表4.4Y向应力最大（MPa）Z向应力最大值（MPa）第一主应力最大值(MPa)11010120图4.17第一次优化划分单元后的模型第一次优化后的X向应力值、Z向应力值、第一主应力的云图如图4.18所示。图4.18（a）第一次优化后的X向应力云图图4.18（b）第一次优化后的Z向应力云图图4.18(c)第一次优化后的第一主应力应力云图对初始模型和第一次优化后的梁进行各项应力值的比较：初始模型和第一次优化后各项应力值的比较表4.5Y向应力最大值（MPa）Z向应力最大值（MPa）第一主应力最大值(MPa)初始模型293204293第一次优化后183128248由表4.5中各项应力值的比较可知，当前梁的厚度增加以后，X向、Z向及第一主应力的最大值都有明显的下降。但结构的各项应力值与表4.4相比仍然偏高，不符合要求，还需要进一步优化。2、第二次优化可在第一次优化的基础上采用如下方案：(1)将前梁接触压套的端面板厚由400mm向实体外外法线方向增加200mm，（即厚度变为600mm）；(2)将另一端面厚度由250mm向实体外外法线方向增加150mm(即厚度变为400mm)，这时梁的总厚度有3200mm增加为36(3)在因结构轮廓形状突变而导致的应力集中的地方，则画出倒角或圆角以减少应力集中；(4)由于梁上小圆孔为岀沙口，最后需要补焊，故将岀沙口省去不画。优化后的模型如图4.19所示。图4.19第二次优化后的前梁模型由于优化后结构有细微变化，造成压紧力和挤压工作面上的力发生改变，其面积和力如图4.20所示。图4.20第二次优化后的受力面积和压力大小第二次优化后的各项应力云图如图4.21所示。图4.21（a）第二次优化后的X向应力云图图4.22（b）第二次优化后的Z向应力云图图4.22（c）第二次优化后的第一主应力云图图4.22(d)第二次优化后的局部第一主应力云图由于挤压机梁的破坏主要是拉应力造成的，因此下面对拉应力进行重点讨论。将第二次优化后的各项应力值和第一次优化后的进行比较可知，当第二次优化后，X向最大应力值达到114MPa,比要求的110MPa多出4MPa；Y向应力值达到了111MPa，比要求的110MPa多出1MPa。对于第一主应力，如图4.22（d）所示，出现了应力奇异点，原因一是由于加载时采用的是压力均布到受力面节点上的方法，这会导致边缘上个别节点承受很大的压力，从而出现了应力奇异点；二是该处的远角半径偏小，造成应力集中。除应力奇异点外，梁的各处第一主应力都小于120MPa。由以上分析可见，梁的个向应力值与要求的值基本符合，又因为前梁的安全系数取得较高（取n=3），因此可认为前梁的优化基本达到了要求，但后续设计中还必须消除应力奇异点。如表4.6所示，通过第二次优化和第一次优化的各项应力值比较可以看出，在进一步优化后前梁的各项应力值均有所下降（应力奇异点除外）。第二次优化和第一次优化的各项应力值比较表4.6X向拉应力最大值（MPa）Z向拉应力最大值（MPa）第一主应力最大值(MPa)第一次优化148128148第二次优化114111261（应力奇异点）3.5后梁的强度校核及优化设计3.5.1后梁的强度校核后梁的结构与前梁有相似之处，其结构也为箱型，在中间设有筋板，为铸钢件。上面共安装有7个工作缸，包括一个140MN的主缸，2个40MN的侧缸Ⅰ，4个7.5MN的侧缸Ⅱ。后梁也是挤压机最重要的承载机构之一，需要对其进强度校核及优化设计，以降低结构的应力值，改善工作性能。1、后梁的建模和单元分析与前梁一样，建模时只建出四分之一模型。单元划分采用SOLID92单元（即10节点4面体单元）。划分单元后的后梁结构如图4.23所示。图4.22划分单元后的后梁结构2、施加载荷及边界条件对四分之一后梁的受力分析可知，后梁受到三个液压缸法兰盘施加的压力，压套的压力以及拉杆作用下受到的压力，这些力均布在各受力面上，使后梁处于平衡状态。各力的大小如表4.7所示，各力的受力面积和压强大小如图2.23所示。由分析可知四分之一后梁所需要的边界条件有：梁的两对称面施加对称约束；在模型上上选一适当点施加、、的约束，使梁的位置得以确定。施加载荷及约束后的梁结构如图4.23所示。后梁上所受各力的大小表4.7主缸侧缸Ⅰ侧缸Ⅱ压套拉杆35MN20MN7.5MN12.5MN75MN图2.23各力的受力面积和压强大小3、求解结果及分析由4.24所示应力云图可知，后梁的Y向应力最大值为-323MPa(受压)，位置为主缸和侧缸Ⅱ间的薄壁处，该区域强度较差，而Y方向的最大拉应力则为186Mpa，位置在岀沙口处；Z向应力的最大值为-323MPa，而最大拉应力为129MPa；第一主应力最大值为187MPa，出现在岀沙口的位置，这是可以通过补焊来减小的。X相及Z向最大应力值出现位置均为图4.24(d)区域，这是由于该区域和主缸和侧缸Ⅰ的距离最短，属于薄弱区域。此外，对于Z向应力，由于侧缸Ⅰ的壁厚过小，侧缸Ⅰ的薄壁也处也出现了很大的应力值。因此，该结构存在不合理的地方，需要进行优化，以降低应力值。而在优化过程中重点考虑降低应力值，减小对质量和体积的考虑。图4.24（a）后梁的Y向应力云图图4.24（b）后梁的Z向应力云图图4.24（c）后梁的第一主应力云图图4.24（d）后梁Z向应力最大值区域3.5.2后梁的结构优化后梁的优化方案可采用如下方法：（1）将后梁前端面板厚由250mm增加到600mm，后端面的板厚由200mm增加到500mm，并使总长由3200mm变为3680mm；（2）由于梁上未受力的圆孔为岀沙孔，最后需要补焊，故应力分析时不应该存在，而应将其省去；（3）将反放置主缸的凸台省去，使主缸和侧缸安装在同一平面,这样可以增加薄弱区域的强度；（4）将侧缸边缘壁厚由R1100mm增加到R1200mm,以增加薄壁厚度。优化后的模型划分单元后如图所示：图4.25优化后的后梁模型求解后各项应力云图如图4.26所示。图4.26（a）后梁优化后的Y向应力图4.26（b）后梁优化后的Z向应力云图图4.26（c）后梁优化后的第一主应力云图图4.26（d）后梁优化后的最大第一主应力区域图和前梁相似，下面主要讨论拉应力。由优化结果可知，优化后的后梁在工作坐标下，X向最大拉应力值为127MPa；Z向应力最大值为108MPa，且为压应力；对于第一主应力，其最大值为130Mpa由表4.3，取安全系数，则许用应力，将最大主应力与比较可得初始模型和优化后各项应力值的比较表4.8Y向拉应力最大值（MPa）Z向拉应力最大值（MPa）第一主应力最大值(MPa)初始模型186129187优化后的模型127108130，因此后梁满足强度条件。如表4.8所示，将优化结果与初始模型的个向应力值竞相比较可知，当梁的厚度增加，薄弱区域得到加强后以后，Y向及第一主应力的最大值都有明显下降，初始模型经优化后达到了强度要求。3.6动梁的强度校核及优化设计挤压机的动梁的一端面上连接液压缸的柱塞，另一端面安装有挤压轴这一主要挤压工具。栋梁在挤压机中的作用主要有两个：一是当挤压机工作使柱塞向前推进时，平衡柱塞的自重。二是通过动梁安装在其下部的压套的导向作用，控制挤压轴的前进方向。3.6.1动梁的强度校核1、建模及划分单元同前后梁的建模方法相同，由于结构对称，只建出四分之一模型进行分析。单元划分采用SOLID92单元（即10节点4面体单元）。划分单元后的动梁结构如图4.27所示。图4.27划分单元后的动梁模型2、施加假载荷及约束动梁共受到四个力的作用，分别为：主缸柱塞施加的推力F1，侧缸Ⅰ柱塞施加的推力F2，侧缸Ⅱ施加的推力F3，挤压轴的反作用力F4，在四分之一模型中这些力的大小见表4.9。以上各力均布在相应的受力面上，各受力面积和压强大小如图4.28所示。采用加压强的方法施加载荷，将载荷均布到各受力面。对动梁进行受力分析和结构分析可知，四分之一梁所需要的边界条件有：梁的两对称面施加对称约束；在梁上选一适当点施加、、的约束，使梁的位置得以确定，加载荷及约束后的梁结构如图4.29所示。动梁所受作用力表4.9作用力主缸柱塞F1侧缸Ⅰ柱塞F2侧缸Ⅱ柱塞F2挤压轴反力F4大小（MN）35207.572.5图4.28各加载面积和压强大小图4.29加载荷及约束后的栋梁模型3、求解结果及分析由图4.30所示，X向应力最大值为680MPa，Z向最大应力值为300MPa,而最大第一主应力则为823MPa，这些应力值远远大于其许用应力,是非常不合理的。造成的原因主要有：初始方案存在不合理的地方，造成了很大的应力值，如在应力集中的地方未倒圆角；在建模过程中未建出对应力值影响很大的圆角。由于各项应力值太大，因此需要进行优化设计并且在在优化过程中重点关注梁的强度是否符合要求，而降低对体积质量的考虑。

图4.30（a）X向应力云图图4.30(b)前梁Z向应力云图图4.30(c)动梁第一主应力云图图4.30(d)动梁局部第一主应力云图3.6.2动梁的结构优化动梁的结构优化可采用如下方案：（1）将动梁接触7.5MN侧缸法兰盘的端面板厚(180mm)向实体外增加250mm，向内增加100mm，使总厚变为350mm；（2）将受锁紧力的端面板厚由180mm增加到300mm，此时结构尺寸由12000mm增加到1390mm；（3）并将主缸圆筒与侧缸Ⅱ端面的过度处倒R=200的圆角，以减小应力集中。（4）建出初次分析忽略的支撑板，以加强薄弱区域的强度。（5）有初次分析可知，在初次分析中未建的圆角中，有些对应力集中有非常大的影响，故在优化时不能忽略。优化后的模型如下图4.31所示。图4.31优化后的动梁模型

求解结果分析如下：如图4.32所示，模型优化后的X向应力的最大压应力值变为413MPa,且最大应力出现的位置为尖角处，如图4.32（d）所示，这可以通过倒圆角的方式给及消除，而该方向的最大拉应力为466MPa,位置为第一主应力为最大值的尖角处，如图4.32(e)所示，因此该最大应力值对栋梁的机械性能并无太大影响。Z向压应力的最大值为380MPa,也是由于尖点造成的，对于195MPa这一最值，这是由于选择节点施加固定约束造时节点选择不当成的，应此它并不反映梁的真实受力情况，应当予以剔除。而对于第一主应力，其最大值为571MPa,出现的位置如图4.32（e）所示，原因是该处既受压力作用，又受很大的弯矩作用，属于三向应力状态，且该处存在尖角。图4.32（a）动梁优化后的X向应力云图图4.32（b）动梁优化后的Z向应力云图图4.32(c)动梁优化后的第一主应力云图图4.32（d）动梁优化后的局部X向应力云图图4.32（e）动梁优化后的局部第一主应力应力云图下面对初始模型和优化后动梁的各项应力最值进行比较。初始模型和优化后动梁各项应力值的比较表4.10X向应力最大值（MPa）Z向应力最大值（MPa）第一主应力最大值(MPa)初始模型684302828第一次优化466195571重庆大学本科学生毕业设计（论文）参考文献表4.10可知，优化后动梁的各项应力值与初始模型相比已经已经明显得到改善。但由于各向应力值任然很大。从图4.23的应力云图中可以看出，优化后的梁除去应力集中部位外，其他区域的应力值并不大，可以满足强度条件，但对于应力集中区域的值就明显偏大了，因此在工程实际中还需要进一步优化，以消除应力奇异点。最后对传统方法和有限元法对前后梁的计算结果作一比较。由于梁的破坏通常是由于拉应力造成的，通过比较传统方法和有限元计算的前后梁的拉应力最大值，如果以有限换计算结果为标准，可以得出二者误差。规定相对误差计算公式为：(5.1)式中：F1——传统方法计算的最大拉应力（MN）；F2——有限元法计算的最大拉应力（MN）。由表5.1中的数据计算得：前梁的相对误差=26.8%；后梁的相对误差=19.3%。传统方法和有限元法计算的最大拉应力表5.1前梁(MPa)后梁（MPa）传统方法273151有限元法373187重庆大学本科学生毕业设计（论文）4结论4结论本文主要完成对挤压机关键零部件的强度校核及优化设计，在初始方案的基础上，先用传统方法对前后梁进行强度校核，然后用有限元分析软件ANSYS为工具分析零部件的强度，并进行简单的优化设计，以满足强度要求。通过强度校核和优化设计，本文可以得出如下结论：1、对于传统方法和有限元法的计算结果，前梁的相对误差=26.8%；后梁的相对误差=19.3%。造成误差的原因有以下几方面：(1)由于用传统方法计算应力时做了很多假设，属于粗略估算，因此会造成较大误差；(2)由于用传统方法计算应力时未考虑应力集中，故有限元发的计算结果比传统方法大。2、在梁的有限元分析中，为减小应力值，可采用增加材料的方法（即增加梁的厚度）。为了减小应力集中，可采用倒圆角的方法。3、对挤压机关键零部件的有限元分析表明，这些零部件的主体部分处于满足应力要求，强度较好，满足挤压机工作性能的要求。4、在进行有限元分析时，应充分估计哪些特征对应力影响大而不能忽略，当忽略有些对应力只影响很大的细小特征时，有可能造成分析结果的错误，在以后的设计过程中必须予以重视。参考文献[1]魏军.金属挤压机.北京：化学工业出版社，2006.[2]吴诗，冷温挤压技术，国防工业出版社，1995[3]俞新陆.液压机.北京：机械工业出版社，1982.[4]陈天富，冯贤桂.材料力学.重庆：重庆大学出版社，2006.[5]孙昭文，杨海云.金属压力加工算图集北京：冶金工业出版社，1985.[6]张大可，陈洪，陈世教.现代机械设计理论及方法.重庆：重庆大学机械工程学院机械设计制造系，2010.[7]张朝晖.ANSYS11.0结构分析工程应用实例解析.北京：机械工业出版社，2008.[8]曾攀.有限元分析及应用.北京：清华大学出版社，2004.[9]张乐乐，苏树强，谭南林.ANSYS辅助分析应用基础教程上机指导.北京：清华大学出版社，2007.[10]成大先.机械设计手册第一卷.北京：化学工业出版社，2008.[11]林道盛，锻压机械及其有限元计算.北京：北京工业大学出版社，1998.[12]W.A.Gordon,C.J.VanTyne,Y.H.Moon.Axisymmetricextrusionthroughadaptabledies—Part3:Minimumpressurestreamlineddieshapes.InternationalJournalofMechanicalSciences,2006,104—115.[13]投资顾问，2010-2015年中国铝合金行业投资分析及前景预测报告.北京：中投顾问，（/).[14]戴世杰，基于ANSYS的大型铝挤压机挤压筒的强度研究.重庆大学论文库.（/mylib/index.htm）.[15]李积彬，伍哓宇，毛大恒，马建哲.铝型材挤压模具3D设计CAD/CAE实用技术.北京：冶金工业出版社，2003.[16]L.HolzleitnerandK.G.Mahmud,StructuralshapeoptimizationusingMSC/NASTRANandsequentialquadraticprogramming.ComputingStructure,1999,Vol.70,No.5,pp.487–514.[17]B。Xu,N.Chen,H.Che,Anintegratedmethodofmulti-objectiveoptimizationforcomplexmechanicalstructure,AdvancesinEngineeringSoftware,2010,Vol.41,pp.277-285.[18]G.Chiandussi,M.Codegone,S.Ferrero,Topologyoptimizationwithoptimalitycriteriaandtransmissibleloads,Computers&MathematicswithApplications,2009,Vol.57,pp.772-788.

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作者签名:二〇一〇年九月二十日

致谢时间飞逝，大学的学习生活很快就要过去，在这四年的学习生活中，收获了很多，而这些成绩的取得是和一直关心帮助我的人分不开的。首先非常感谢学校开设这个课题，为本人日后从事计算机方面的工作提供了经验，奠定了基础。本次毕业设计大概持续了半年，现在终于到结尾了。本次毕业设计是对我大学四年学习下来最好的检验。经过这次毕业设计，我的能力有了很大的提高，比如操作能力、分析问题的能力、合作精神、严谨的工作作风等方方面面都有很大的进步。这期间凝聚了很多人的心血，在此我表示由衷的感谢。没有他们的帮助，我将无法顺利完成这次设计。首先，我要特别感谢我的知道郭谦功老师对我的悉心指导，在我的论文书写及设计过程中给了我大量的帮助和指导，为我理清了设计思路和操作方法，并对我所做的课题提出了有效的改进方案。郭谦功老师渊博的知识、严谨的作风和诲人不倦的态度给我留下了深刻的印象。从他身上，我学到了许多能受益终生的东西。再次对周巍老师表示衷心的感谢。其次，我要感谢大学四年中所有的任课老师和辅导员在学习期间对我的严格要求，感谢他们对我学习上和生活上的帮助，使我了解了许多专业知识和为人的道理，能够在今后的生活道路上有继续奋斗的力量。另外，我还要感谢大学四年和我一起走过的同学朋友对我的关心与支持，与他们一起学习、生活，让我在大学期间生活的很充实，给我留下了很多难忘的回忆。最后，我要感谢我的父母对我的关系和理解，如果没有他们在我的学习生涯中的无私奉献和默默支持，我将无法顺利完成今天的学业。四年的大学生活就快走入尾声，我们的校园生活就要划上句号，心中是无尽的难舍与眷恋。从这里走出，对我的人生来说，将是踏上一个新的征程，要把所学的知识应用到实际工作中去。回首四年，取得了些许成绩，生活中有快乐也有艰辛。感谢老师四年来对我孜孜不倦的教诲，对我成长的关心和爱护。学友情深，情同兄妹。四年的风风雨雨，我们一同走过，充满着关爱，给我留下了值得珍藏的最美好的记忆。在我的十几年求学历程里，离不开父母的鼓励和支持，是他们辛勤的劳作，无私的付出，为我创造良好的学习条件，我才能顺利完成完成学业，感激他们一直以来对我的抚养与培育。最后，我要特别感谢我的导师赵达睿老师、和研究生助教熊伟丽老师。是他们在我毕业的最后关头给了我们巨大的帮助与鼓励，给了我很多解决问题的思路，在此表示衷心的感激。老师们认真负责的工作态度，严谨的治学精神和深厚的理论水平都使我收益匪浅。他无论在理论上还是在实践中，都给与我很大的帮助，使我得到不少的提高这对于我以后的工作和学习都有一种巨大的帮助，感谢他耐心的辅导。在论文的撰写过程中老师们给予我很大的帮助，帮助解决了不少的难点，使得论文能够及时完成，这里一并表示真诚的感谢。目录TOC\o"1-3"\u第一章总论 1一、项目提要 PAGEREF