【導讀】金屬擠壓加工是利用金屬塑性壓力形成的一種加工方法。它的本質是利用施。定的縫或者孔隙中擠出，從而獲得一定尺寸及截面形狀擠壓制品的壓力成形過程。本課題通過提供原始圖紙及參數(shù)，運用傳統(tǒng)方法對擠壓機前梁、后梁。ANSYS按照初步設計進行強度分析，得到擠壓機主要零部件的應力情況。設計的基礎上，按照給定的安全系數(shù)，對結構進行優(yōu)化。這主要通過增加梁高度。最后可以得出結論：初始方案中前梁、后梁、動梁在結構上均存在有待。提高的地方，部分零部件不符合強度要求。能達到強度要求，但在以后的設計中，應力集中區(qū)域還需要進一步優(yōu)化。師的指導下進行的研究工作及取得的成果。究所取得的研究成果。不包含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫的成果作品。究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。全意識到本聲明的法律后果由本人承擔。同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文的復印件和電子版，

　　

【正文】 10 120 圖 第一次優(yōu)化劃分單元后的 模型 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 25 第一次優(yōu)化后的 X 向應力值、 Z 向應力值、 第一主應力的云圖如圖 所示。 圖 （ a） 第一次優(yōu)化后的 X 向應力云圖 圖 （ b） 第一次優(yōu)化后的 Z 向應力云圖 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 26 圖 (c) 第一次優(yōu)化后的第一主應力應力云圖 對初始模型和第一次優(yōu)化后的梁進行各項應力值的比較 ： 初始模型和第一次優(yōu)化后各項應力值的比較 表 Y向應力最大 值 （ MPa） Z 向應力最大值（ MPa） 第一 主應力最大值(MPa) 初始模型 293 204 293 第一次優(yōu)化后 183 128 248 由表 中各項應力值的 比較可知，當前梁的厚度增加以后， X 向 、 Z 向及第一主應力的最大值都有明顯的下降。但結構的各項應力值 與表 相比 仍然偏高，不符合要求，還需要進一步優(yōu)化。 第二次優(yōu)化可在第一次優(yōu)化的基礎上 采用 如下 方案： (1) 將前梁接觸壓套的端面 板厚 由 400mm 向實體外外法線方向 增加 200mm，（即厚度變?yōu)?600mm）； (2) 將另一端面厚度由 250mm 向實體外外法線方向 增加 150mm(即厚度變 為400mm)，這時梁的總厚度 有 3200mm增加 為 3650mm。 (3) 在 因結構輪廓形狀突變而導致的應力集中 的地方 ，則畫出倒角 或圓角 以減少應力集中； (4) 由于梁上 小 圓孔為岀沙口，最后需要補焊 ，故將岀沙口省去不畫。 優(yōu)化后的模型如圖 所示。 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 27 圖 第二次優(yōu)化后的前梁模型 由于優(yōu)化后結構有細微變化，造成壓緊力和擠壓工作面上的力發(fā)生改變，其面積和力如圖 。 圖 第二次優(yōu)化后的受力面積和壓力大小 第二次優(yōu)化后的 各項應力云圖如圖 所示。 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 28 圖 （ a） 第二次優(yōu)化后的 X 向應力云圖 圖 （ b）第二次優(yōu)化后的 Z 向應力云圖 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 29 圖 （ c）第二次優(yōu)化后的第一主應力云圖 圖 (d) 第二次優(yōu)化后的局部第一主應力云圖 由于擠壓機梁的破壞主要是拉應力造成的，因此下面對拉應力進行重點討論。將 第二次優(yōu)化后的各項應力值和第一次優(yōu)化后的進行比較 可知，當?shù)诙蝺?yōu)化后，X 向最大應力值達到 114MPa,比要求的 110MPa 多出 4MPa； Y 向應力值達到了111MPa，比要求的 110MPa 多出 1MPa。對于第一主應力，如圖 （ d） 所示，出現(xiàn)了應力奇 異點， 原因一是 由于加載時采用的是壓力均布到受力面節(jié)點上的方法，這會導致邊緣上個別節(jié)點承受很大的壓力，從而出現(xiàn)了應力奇異點 ；二是該處的遠角半徑偏小，造成應力集中 。除應力奇異點外，梁的各處第一主應力都小重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 30 于 120MPa。 由 以上分析可見，梁的個向應力值與要求的值基本符合，又因為前梁的安全系數(shù)取得較高（取 n=3），因此可認為前梁的優(yōu)化基本達到了要求 ，但 后續(xù)設計 中還必須消除應力奇異點 。 如表 所示， 通過 第二次優(yōu)化和第一次優(yōu)化的各項應力值比較 可以看出，在進一步優(yōu)化后 前梁的各項應力值均有所下降（應力奇異點除外）。 第 二 次優(yōu)化 和第一次優(yōu)化 的各項應力值比 較 表 X 向 拉 應力最大值 （ MPa） Z 向 拉 應力最大值（ MPa） 第一主應力最大值 (MPa) 第一次優(yōu)化 148 128 148 第二次優(yōu)化 114 111 261（應力奇異點） 后梁的強度校核及優(yōu)化設計 后梁的強度校核 后梁的結構與前梁有相似之處，其結構也為箱型，在 中間設有筋板，為鑄鋼件。上面共 安裝 有 7 個工作缸，包括一個 140MN 的主缸， 2 個 40MN 的側缸 Ⅰ ，4 個 的側缸 Ⅱ 。后梁也 是擠壓機最重要的承載機構之一，需要對其進 強度校核及優(yōu)化設計，以降低結構的應力值，改善工作性能。 后梁的建模和單元分析 與前梁一樣，建模時只建出四分之一模型。單元劃分采用 SOLID92 單元（即10 節(jié)點 4 面體單元）。劃分單元后的后梁結構如圖 所示。 圖 劃分單元后的后梁結構 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 31 施加載荷及邊界條件 對四分之一后梁的受力分析可知，后梁受到三個液壓缸法蘭盤施加的壓力，壓套的壓力以及拉桿作用下受到的壓力，這些力均布在各受力面上，使后梁處于平衡狀態(tài)。各力的大小如表 ，各力的受力面積和壓強大小如圖 所示。由分析可知 四分之一 后梁所需要的邊界條件有：梁的兩對稱面施加對稱約束；在模型上 上選一適當點施加 XU=0 、 YU=0 、 ZU=0 的約束，使梁的位置得以確定。施 加載荷及約束后的梁結構如圖 所示。 后梁上所受各力的大小 表 主缸 側缸Ⅰ 側缸Ⅱ 壓套 拉桿 35MN 20MN 75MN 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 32 圖 各力的受力面積和壓強大小 求解結果及分析 由 所示 應力云圖可知，后梁的 Y 向應力最大值為 323MPa(受壓 )，位置為主缸和側缸Ⅱ間的薄壁處，該區(qū)域強度較差，而 Y 方向的最大拉應力則為186Mpa，位置在岀沙口處； Z 向應力的最大值為 323MPa，而最大拉應力為129MPa；第一主應力最大值為 187MPa，出現(xiàn)在岀沙口的位置，這是可以通過補焊來減小的。 X 相及 Z 向最大應力值出現(xiàn)位置均為圖 (d)區(qū)域，這是由于該區(qū)域和主缸和側缸Ⅰ的距離最短，屬于薄弱區(qū)域。此外，對于 Z 向應力，由于側缸Ⅰ的壁厚過 小，側缸Ⅰ的薄壁也處也出現(xiàn)了很大的應力值。因此，該結構存在不合理的地方，需要進行優(yōu)化，以降低應力值。而在優(yōu)化過程中重點考慮降低應力值，減小對質量和體積的考慮。 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 33 圖 （ a） 后梁的 Y 向應力云圖 圖 （ b）后梁的 Z 向應力云圖 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 34 圖 （ c） 后梁的第一主應力云圖 圖 （ d） 后梁 Z 向應力最大值區(qū)域 后梁的結構優(yōu)化 后梁的優(yōu)化方案可采用如下方法： （ 1）將后梁前端面 板厚 由 250mm 增加到 600mm， 后 端面的板厚 由 200mm 增加到 500mm，并使總長由 3200mm變?yōu)?3680mm； （ 2）由于梁上未受力的圓孔為岀沙孔，最后需要補焊，故應力分析時不應該存在，而應將其省去； 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 35 （ 3）將反放置主缸的凸臺省去，使主缸和側缸安裝在同一平面 ,這樣可以 增加薄弱區(qū)域的強度； （ 4）將側缸邊緣壁厚由 R1100mm增加到 R1200mm,以增加薄壁厚度。 優(yōu)化后的模型劃分單元后如圖所示： 圖 優(yōu)化后的后梁模型 求解后各項應力云圖如圖 所示。 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 36 圖 （ a） 后梁優(yōu)化后的 Y 向應力 圖 （ b）后梁優(yōu)化后的 Z 向應力云圖 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 37 圖 （ c）后梁優(yōu)化后的第一主應力云圖 圖 （ d）后梁優(yōu)化后的最大第一主應力區(qū)域圖 和前梁相似，下面主要討論拉應力。 由優(yōu)化 結果可知，優(yōu)化后的后梁在工作坐標下， X向最大 拉 應力值為 127MPa；Z 向應力最大值為 108MPa，且為壓應力；對于第一主應力，其最大值為 130Mpa由表 ，取安全系數(shù) 3n? ，則許用應力 ? ? 170MPa? ? ，將最大主應力與 ??? 比較可得 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 38 初始模型和優(yōu)化后各項應力值的比較 表 Y 向 拉 應力最大值 （ MPa） Z 向 拉 應力最大值 （ MPa） 第一主應力最大值 (MPa) 初始模型 186 129 187 優(yōu)化后的模型 127 108 130 ? ???? ，因此后梁滿足強度條件。 如表 ，將優(yōu)化結果與初始模型的個向應力值競相比較可知，當梁的厚度增加，薄弱區(qū)域得到加強后以后， Y 向及第一主應力的最大值都有明顯下降，初始模型經(jīng)優(yōu)化后達到了強度要求。 動 梁的強度校核及 優(yōu) 化 設計 擠壓機的動梁的 一 端面上 連接液壓缸的柱塞，另一端面 安裝有擠壓軸這一主要擠壓工具。棟梁在擠壓機中的作用主要有兩個：一是 當擠壓機工作使柱塞向前推進時，平衡柱塞的自重。二是通過動梁安裝在其下部的壓套的導向作用，控制擠壓軸的前進方向。 動 梁的強度校核 建模及劃分單元 同前后梁的建模方法相同，由于結構對稱，只建出四分之一模型進行分析。單元劃分采用 SOLID92 單元（即 10 節(jié)點 4 面體單元）。劃分單元后的動梁結構如圖 所示。 圖 劃分單元后的動梁 模型 施加假載荷及約束 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 39 動梁共受到四個力的作用，分別為：主缸柱塞施加的推力 F1，側缸Ⅰ柱塞施加的推力 F2，側缸Ⅱ施加的推力 F3，擠壓軸的反作用力 F4，在四分之一模型中這些力的大小見表 。以上各力均布在相應的受力面上，各受力面 積和 壓強 大小如圖 所示。采用加壓強的方法施加載荷，將載荷均布到各受力面。對動梁進行受力分析和結構分析可知， 四分之一 梁所需要的邊界條件有：梁的兩對稱面施加對稱約束；在梁上選一適當點施加 xU=0 、 zU=0 、 yU=0 的約束，使梁的位置得以確定，加載荷及約束后的梁結構如圖 所示。 動梁 所受 作用力 表 作用力 主缸柱塞 F1 側缸Ⅰ柱塞 F2 側缸Ⅱ柱塞 F2 擠壓軸反力 F4 大?。?MN） 35 20 圖 各加載面積和壓強大小 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 40 圖 加載荷及約束后的棟梁模型 求解結果及分析 由圖 所示 ， X 向應力最大值為 680MPa， Z 向最大應力值為 300MPa,而最大第一主應力則為 823MPa，這些應力值遠遠大于其許用應力 ,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，造成了很大的應力值，如在應力集中的地方未倒圓角；在建模過程中未建出對應力值影響很大的圓角。由于各項應力值太大，因此需要進行優(yōu)化設計并且在在優(yōu)化過程中重點關注梁的強度是否符合要求，而降低對體積質量的考慮。 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文） 3 擠壓機關鍵零部件的強度校核及優(yōu)化 41 圖 （ a） X 向應力云圖 圖 (b) 前梁 Z 向應力云圖 重慶大學本科學生畢業(yè)設計（論文）