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1、毕业设计（论文） 中文摘要II摘 要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坯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，从而获得一定尺寸及截面形状挤压制品的压力成形过程。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”，任务是250MN挤压机关键零部件的强度校核与优化。挤压机中的关键零部件有前梁、后梁、动梁、主缸等，这些零部件的工作性能直接影响到挤压机的整体工作性能，因此要对其中一些关键零部件进行强度校核和优化。本课题通过提供原始图纸及参数，运用传统方法对挤压机前梁、后梁进行强
2、度校核，然后用UG进行关键零部件的三维建模，并运用有限元分析工具ANSYS按照初步设计进行强度分析，得到挤压机主要零部件的应力情况。在初步设计的基础上，按照给定的安全系数，对结构进行优化。这主要通过增加梁高度来实现。最后可以得出结论：初始方案中前梁、后梁、动梁在结构上均存在有待提高的地方，部分零部件不符合强度要求。经过优化设计后，零件的主体结构均能达到强度要求，但在以后的设计中，应力集中区域还需要进一步优化。关键词:挤压机，有限元，优化设计，ANSYS毕业设计（论文） ABSTRACTABSTRACTMetal extrusion is a processing method by using
3、 metal plastic pressure. An extrusion machine is a device which pushes or pulls the material in the extrusion containers through a shaped die to form a continuous length of product with a preset cross section. The material will be in state of hydrostatic pressure in the process. In this way, various
4、 profiles of products could be processed. This thesis is based on a research project undertaken by Chongqing University sponsored China National Heavy Machinery Research Institute with the title of “250 MN Extrusion Pres Design and its Optimization”. The tasks of this research are to verify strength
5、 of the key components and optimization. The key components in the extrusion press include front ridge, rear ridge, moving ridge, the hydraulic cylinder and so on. The performance of the designed components will directly affect the overall performance of the extrusion press, and therefore, its neces
6、sary to verify the strength and optimize structure. Based on the draft of design, the first step is to calculate the strength of the front ridge, rear ridge by traditional method. Then, 3D modeling is built in UG and analyze the structure in a commercial Finite Element Method (FEM) tool ANSYS. The s
7、tresses distributions of the key components are obtained. Based on the results of first design, the optimization of the structure is optimized according to the given safety factors. The problem can be solved by increasing material. Finally, the conclusions can be drawn: There are some structures can
8、 be improved in the initial design, and some regions cannot meet the strength requirements from the simulation results. However, the strength of the parts can meet the design requirements by optimization the structure. Also, the stress concentration regions should be optimized in the future design.K
9、ey words: Extrusion Press, Finite Element Method (FEM), Optimization, ANSYS目 录中文摘要英文摘要1绪论11.1 引言11.2 课题概述11.2.1课题来源和主要内容11.2.2选题的意义11.2.3国内外发展状况12前梁和后梁的强度及刚度校核32.1前梁的强度及刚度校核32.2后梁的强度计算83 挤压机关键零部件的强度校核及优化123.1 有限元法求解问题的计算步骤123.2主缸的强度校核133.2.1 主缸结构133.1.2主缸的强度计算143.3 压套的强度校核173.4 前梁的强度校核和优化设计193.4.1前梁
10、的强度校核193.4.2前梁的结构优化243.5 后梁的强度校核及优化设计303.5.1后梁的强度校核303.5.2后梁的结构优化343.6 动梁的强度校核及优化设计383.6.1动梁的强度校核383.6.2动梁的结构优化424 结论47参考文献48501 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
11、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
12、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S
13、UTTON，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200250MN，并开始设想350500MN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。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
14、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
15、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
16、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YY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YY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
17、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YY的距离： (2.6) (2.7)从而计算出，整个截面对形心轴的惯性矩
18、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=1.52.54，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
19、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
20、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)16603700.244229550.72
21、162.13240.027927408900.658623651.55753.68670.0435364012400.793613001.03161.34110.101647405000.37004300.15910.06840.0770511401800.2052900.01840.16620.0005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
22、.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80100MPa； 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80100MPa，满足挤压强度要求。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
23、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
24、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
25、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73.2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：（1） 法兰部分（如图3.1中a段）；（2） 中间厚壁部分（如图4.1中b段）；（3） 缸底部分（如图4.1中c段）
26、。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
27、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4.3 SOLID92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
28、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b/208352000.3s/20490注：应力强度许用极限、弹性模量、泊松比来自参考文献104、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
29、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
30、，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= 8
31、04894.4 mm,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b/202000.3s/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
32、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
33、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
34、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b/202000.3s/20510注：应力强
35、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
36、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
37、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)110 10120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
38、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
39、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3650mm;(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
40、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
41、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
