250mn挤压机结构设计与优化毕业设计论文(编辑修改稿)

250mn挤压机结构设计与优化毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

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 YY 的惯性矩 yJ : 04 0 .3 7 9 2 2 0 .1 3 9 2 = 2 0 .5 1 8 4y i iJ J S am    () 式中 0J —— 每块矩形面积对于本身形心轴的惯性矩（ m4 ） 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 5 1230 iihbJ  () ib —— 每块矩形面积的宽度（ mm）； ih —— 每块矩形面积的高度（ mm）； iS —— 每个矩形面积对于底面 Y—— Y 轴的静面矩（ m3 ） ， iS = iiaA ； iA —— 每个矩形的面积（ mm2 ）； ia —— 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 所示。 前梁 危险 截面示意图如图 所示： 前梁截面示意图 前梁等效截面示意图所图 23所示 ： 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 6 图 23 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 分块序号 宽 ib ()mm 高 ih ()mm i i iA bh 2()m ia ()mm i i iS Aa 3()m i i iJ Sa 4()m 30 12iibhJ  (m4) 1 2430 150 3525 2 1120 1058 2921 3 1220 1302 1741 4 1450 480 850 5 1600 610 305 合计 3600 （ 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 ah ： 8 .4 0 1 0 2 .2 4 4 23 .7 4 3 4iaiShmA   () 0 3. 60 00 2. 24 42 1. 35 58bah h h     () 从而计算出，整个截面对形心轴的惯性矩0yJ为： 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 7 0224 2 0 . 5 1 8 4 2 . 2 4 4 2 3 . 7 3 3 4 = 1 . 7 1 5 4 my y a iJ J h A     () （ 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： 0m a x 166 10 45 1 10yMhyJPa  () 最大拉应力为： 0m a x 266 10 273 10LyMhJPa  () 求得： y =451MPa， L =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510s MPa 。 对于塑性材料，安全系数 n=~[4]， 但由于前梁为挤压机关键部件，故取安全系数 n= ，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 ：  L () 经计算得 L =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： 220 3 4 1 24 8 2 2 4qqF k F ll D l D DflE J G A l                        () 式中： 0f —— 前梁中点的挠度， mm； qF —— 前梁所受的力， 325MN； E—— 前梁材料的弹性模量， 202000MPa； J —— 前梁截面的惯性矩， 1210 mm4 ； 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 8 G—— 前梁材料的剪切弹性模量，2(1 )EG  =，式中泊松比 u= ； A—— 前梁的截面面积， 3743400mm2 ； k—— 与截面形状即尺寸有关的系数，矩形截面 k=； l—— 应力柱宽边中心距， 5450mm； D—— 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： 0f =+= 可见变形量小，满足要求。 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： qF =140MN 和前梁的校核相似 ， 有： m a x 1 4 8 . 6 3 7 522qF lDM M N m    () 702qFQ MN () 后梁的截面图 及其 等效截面图如图 、 所示： 图 前梁截面示意图 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 9 按照前梁强度校核方法，由式（ ）有： 0 = 0 . 2 5 0 5 + 3 . 4 8 8 2 = 3 . 7 3 8 7y i iJ J S a    () 式中： 0J 为每个矩形相对于本身形心的惯性矩 ( m4 )， 1230 iihbJ  () ib —— 每个矩形面积的高度（ mm）； ih —— 每个矩形面积的高度（ mm）； iS —— 每个矩形面积对于底面轴的静矩（ m3 ）， i S = iiaA ； iA —— 每个矩形面积的大小（ m2 ）； ia —— 每个矩形面积形心到底面的距离（ mm）。 图 前梁等效截面示意图 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 10 与 后梁等效横截面的相关数据计算结果 表 分块序号 宽 ib ()mm 高 ih ()mm i i iA bh 2()m ia ()mm i i iS Aa 3()m i i iJ Sa 4()m 30 12iibhJ  (m4) 1 660 370 2955 2 740 890 2365 3 640 1240 1300 4 740 500 430 5 1140 180 90 合计 3180 （ 3）在上述的基础上，求出整个截面的形心轴到底面的距离 ah 为： ia iSh A () 从而计算出，整个截面对形心轴的惯性矩0yJ为： 022 = 3. 73 87 1. 53 56 2. 27 16 = 1. 61 79y y a iJ J h A   () （ 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 0maxyay J hM () 最大压应力为： 0max1ybJ hM () 求得： y = 141MPa， 1 = 151MPa。 前梁采用的 材 料与后梁相同， 其许用应力大小为：   170MPa  由 1   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：  jhj AF   / () 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 11 式中 j —— 挤压应力 （ MPa） ； F—— 主柱塞的最大反作用力， 应等于 最大挤压力 140MPa； j —— 许用的挤压应力 （ MPa） ，一般 铸钢 取 80~100MPa； hA —— 接触处的环形面积 （ mm2 ）。 环面积用下式求出：  4 22 nfah ddA   = j = 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 12 3 挤压机关键零部件的强度校核 及优化 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 ： 结构离散化，即单元划分 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 N 表示。     euN () 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     e () 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         eDD     ()  是单元内任一点的应力列阵 D 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）     eeKR  () 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。