液压机上横梁的设计 2
液压机横梁结构分析与优化
液压机横梁结构分析与优化摘要：液压机的上横梁进行结构分析和优化设计，对横梁的简化模型进行静态有限元计算，并且校核了横梁的强度和刚度。
在此基础上，应用ANSYS优化设计模块对横梁进行结构上的调整和优化，降低机身的制造成本，得到了满意的结果。
关键词：液压机；结构；分析；优化；一、引言结构优化设计液压机主要由液压缸1，上横梁2，下横梁6，立柱4或者框架等零件组成，其中上下横梁、立柱4或框架为主要受力构件，它们的变形大小及其他特性将直接或间接影响到工件的加工品质。
因此必须要对液压机的各构件进行强度和刚度的校核。
传统方法将横梁简化成简支梁，采用材料力学简化计算求得横梁刚度和强度，但这种设计方法存在着设计周期长，结构不考虑梁的截面特性，使用材料偏保守导致材料的浪费等弊端。
而有限单元法（FEM）是一种对弹性力学问题提供切实易行的近似解的重要方法，它的出现为大型复杂结构的结构分析提供了一种强有力的、精确的分析手段，在液壓机的整体以及主要零部件的设计中已经成为了必不可少的重要工具。
所讨论的某型号三梁八柱式液压机，其公称力为22MN，开口行程1m。
通过应用通用有限元分析软件ANSYS，对该液压机的上横梁进行参数化建模，在校核横梁强度和刚度的基础上找出应力应变的分布规律，并且对横梁进行优化设计，以达到尽可能减轻横梁质量的目的。
二、上横梁结构优化1、机架结构调整从上述静力学分析中可以看出，梁的刚度足够，但从强度上来看局部应力较大，整体而言应力比较小，还有很多可以优化的盈余范围。
其中最高应力出现在法兰盘与横梁接触的环形部位，此处主要是因为接触面积比较小，而3个液压缸产生的反作用力都加载这3个面上，因此产生的应力比较大。
然而此处已经布置了加强筋，如果增加加强筋的厚度将可能与液压缸相干涉，因此为了解决应力集中问题，可以适当的增大法兰盘与横梁的接触面积，选用大口径的法兰盘。
通过计算得到选择外径为550mm的法兰盘时其最高应力已经降到174MPa，而且最高应力已经从环形区域转移到立柱与横梁相连接的螺栓接触面，为解决此处的应力集中问题，可以在此处加支撑板，以增加此结构的强度，筋板厚度10mm。
RZU2400型液压机下横梁结构优化设计
ｒ ｄ ｓ ｒ ｍｔ ｄ ｈａ ｕ ｔａ ｂｓ ｅｇｐｒ ｅｒａ ｏ ａ ｅ． ｔｌｇ ａ ｏ ｅｃ ｅ ｏ， ｃ ｒｅ ｅ ｄｓｎ ｍｔｓ ｂ ｉｄ ｉ ａｅ ｎ ｍ ｈ ｈ ｔ ｃ ａ ｎ ｔ ａ ａ ｅ ｄ ｉ ａ ｅ ｒ ｔｎ Ｗ ｈ ｅ ｒ
ｒｄｃｏ ｍａｓ ｔ ｍ ｃ ｎ ａ ｒ ｅｙ ｈ ｌ ｅｂ ｍ ｅｉｐ ｖ ． ｓ ｍ ｄｌ ｅｕｅ ｓ， ｅ ｈ ｉｌ ｒ ｏｔ ｏ ｒ ｉ ｌｍ ｒ ｅ Ａ ｔ ｓ ｅｉ ｎ ｈ ｅ ａ ｃ ｐ ｐ ｔ ｆ ｗ ｅ ｓ ｏ ｅ ａ ｗ ｌ ｏ ｄ ｈ ｏ ｓ ｉ
ｐ ｓ ｆ ｃ， ｉｉｏ ｅ ｔ ｋｙ ｐｎｎ ｏ ｈｄａｌ ｐｅｓ Ｉ ｄｆ ｍ ｔ ｎ ｒ ｓ ｅ ｓ ｔ ｎ ｏ ｈ ｅ ｃｍ ｏｅｔ ｆ ｒ ｉ ｒ ． ｓ ｏ ａｏ ａｄ ｅ ｏ ｒ ｏ ｓ ｆ ｅ ｏ ｓ ｙ ｕ ｃ ｓ ｔ ｅ ｒ ｉ ｎ ｏ ｅ ｃａ ｃ ｒｔｓ ｌ ｃｙ ｅｔ ｑａｔ ｏ ｆ ａｐｏｅ ｉ ． ｙｒ ｌ ｐｅ ｔ ｒ ｒ ｔ ｉｉ ｗｌｄ ｅｔ ａ ｃ ｔ ｕｌ ｆ ｌ ｃｓｎ Ｈ ｄ ｕｃ ｓ ｈ ｈ ａ ｅｓｃ ｉ ｉ ｌ ｆ ｒ ｈ ｅ ｉ ｙ ｉ ｎ ｒ ｓｇ ａ ｉ ｒｓ
Ａ ｂｓ ｒ ｃ ｔａ ｔ
Ｂｅ ｍ ａ
Ｈ ｄａｌ ｒｓ ｉ ｎ ｏ ｈ ｉ ｔ ｄ ｉ ｅｔ ｒｄｃ ｆ ｉ ｐｅｓ ｏｅ ｔ ｗｄｓ ｕｅ ｅｕ ｍ ｎ ｉ ｐｏｕｔ ｍｎ ． ｉ ｙｒ ｉ ｕ ｃ ｓ ｆ ｅ ｅ ｓ ｑ ｐ ｎ ｏ ｒ ｇ Ｉｓ ｔ
ｓｅ ． ｎｌ， ｅ ｔｅｍ ｎ ｍ ｄ ｏ ｔ ｌ ｅｂ ｍ ｅａｌ ｅ． ｔ ｔｓ Ｆ ａｙ ｔ ｆｉ ｌ ｅ ｏｅ ｆ ｏ ｒ ｉ ｓｂｓ ｄ Ｂ ｈ ｒ ｓ ｉ ｌ ｈ ｉ ｅ ｔ ｌ ｈ ｗ ｅ ｓ ｉ ｙ ｎ ｅ ｅ ａ ｔ ｈ ｅ
液压机上横梁设计
液压机上横梁设计液压机横梁设计液压机是一种广泛应用于工业领域的设备，用于加工和成型各种材料。
其基本原理是利用液体的压力来产生力和运动。
液压机的横梁设计对设备的性能和稳定性有很大影响，下面将详细介绍液压机横梁设计的一些重要考虑因素。
1.横梁材料选择：横梁是液压机的主要承重部件，需要具备足够的强度和刚度来承受加工过程中的力和振动。
常用的横梁材料包括铸铁、钢板、铝合金等。
选择材料时需要考虑其力学性能、耐磨性、耐高温性等因素。
2.横梁结构设计：横梁的结构设计应根据实际工作要求来确定。
常见的横梁结构有箱式横梁、门式横梁、框架式横梁等。
不同结构的横梁具有不同的优缺点，需根据具体应用场景进行选择。
3.横梁刚性设计：横梁的刚性是指其在受力时的变形能力，直接影响到设备的加工精度和稳定性。
横梁刚性的设计需要考虑加工力的大小、刚性分布、横梁截面形状等因素。
通常采用有限元分析等方法来优化横梁的刚性设计。
4.横梁阻尼设计：由于液压机在工作过程中会产生振动，横梁的阻尼设计是为了减小振动对设备造成的影响。
常见的阻尼设计方式包括减振材料的应用、减振措施的设计等。
5.横梁连接设计：横梁的连接部分需要具备足够的强度和刚度，以确保连接的稳定性和可靠性。
常用的连接方式有焊接、螺栓连接、挤压连接等。
连接设计时需考虑连接方式的选择、连接点的分布和数量等。
6.横梁疲劳寿命设计：由于液压机在工作中会产生往返载荷，横梁的疲劳寿命设计是为了保证设备长期可靠运行。
疲劳寿命设计需考虑横梁材料的疲劳性能、工作循环次数、载荷大小等因素。
7.横梁表面涂层设计：为了提高横梁的耐磨性和抗腐蚀性，通常会在横梁表面进行涂层处理。
常用的涂层材料有铬酸树脂漆、聚氨酯漆等。
涂层设计需考虑涂层的厚度、涂覆方式和涂层材料的选择等因素。
综上所述，液压机横梁设计需要考虑材料选择、结构设计、刚性设计、阻尼设计、连接设计、疲劳寿命设计和表面涂层设计等多个因素。
合理的横梁设计可以提高设备的性能和稳定性，提高工作效率和产品质量。
液压机横梁的强度与刚度的计算
横梁的强度与刚度的计算由于横梁是三个方向上尺寸相差不太多的箱体零件，用材料力学的强度分析方法不能全面地反应它的应力状况。
目前，在进行初步设计计算时，还只能将横梁简化为简支梁进行粗略核算，而将许用应力取得很低。
按简支梁计算出的横梁中间截面的应力值和该处实测应力值还比较接近，因此作为粗略核算，这种方法还是可行的。
但无法精确计算应力集中区的应力，那里的最大应力要大很多。
有限单元法的以展提供了比较精确地计算横梁各部分应力的可能性，因此，目前在设计横梁时，普遍使用有限单元法计算。
但作为分析强度的基础，下面将介绍支梁算法。
当上下横梁刚度不够时，会给立柱带来附加弯矩。
上横梁刚度如太小，或两个方向上刚度不一样，在液压缸加载时，上横梁和工作缸法兰的接触面会形成局部接触，使工作缸过早损坏。
一般对横梁的刚度要求为立柱间每米跨度上挠度不超过0.15mm。
由于横梁均属于跨度比较小而高度相对比较大的梁，因此在计算挠度时，除了考虑弯矩引起的挠度外，还必须计算由于剪力引起的挠度。
一、上横梁的强度与刚度的计算：由于上横梁的刚度远大于立太平的刚度，因此可以将上横梁简化为简支梁，支点间距离为宽边立柱中心距。
（1）单缸液压机工作的公称力简化为作用于法兰半圆环重心上的两个集中力，如下图：单缸液压机上横梁受力简图最大弯矩在梁的中点：M max =P/2（1/2－D/∏）式中：P—液压机公称压力（N）；D—缸法兰的环形接触面平均直径（cm）；L—立柱宽边中心距（cm）。
最大剪力为：Q =P/2最大挠度在梁的中点：ƒ0=P/48EJ×(L/2－D/∏)×[3L²－4（L/2－D/∏）²]＋KPL/4GA[1－2（D/∏L）] ＝PL³/48EJ×[1－6（D/∏L）²＋4（D/∏L）³]＋KPL/4GA[1－2（D/∏L）]式中：E—梁的弹性模量（N/㎝²）；J—梁的截面惯性矩（cm²）；G—梁的剪切弹性模量（N/㎝²）；A—梁的截面积（cm²）；K—截面形状系数，见式（2—80）。
液压机横梁设计.ppt-文档资料
外
4 P 4 5 0 . 4496 m 450 mm 圆整到 p 31 . 5
2 t 1.5 ~ 2S 1.857102 .6 103 mm
外
内
h 1.5 ~ 2S 1.857103 mm R .25 r .25225 56 .25 56 .5mm 1 0 1 0
五、上横梁强度、刚度的 计算
3.中间截面惯性矩计算： h 3 d 3 190 570 mm 梁的高度取： 将上横梁的横截面简化为工字梁，如图 4所示
五、上横梁强度、刚度的 计算
w 0
i 3 i 0
b 每块矩形面积宽度 i —
3.中间截面惯性矩计算： J J S a 先求截面底边 W—W轴的惯性矩Jw J0 式中 J — 每块矩形面积对本身形心轴的 b h Si F ia i 12 惯性矩:
二、活塞缸尺寸设计计算
D 头
内 头
外
1、活塞头直径： D D 450 mm 2、活塞缸内径： 110 ~ 150 MPa D D - 3p 150 3、活塞缸外径： D 450 564 mm 150 MPa 150 3 31 . 5 取： 1 4、各部分尺寸如下： S D - D 57 mm
由 D D R F 可得 h 外 h 4
2 2
2
法兰直径：
4 D 564 11 . 5 6 . 25 10 h 2
D 627 . 46 mm 628 mm h
三、立柱尺寸设计计算
F为每根立柱的面积 45 ~ 55 MPa 45 MPa 取 P 5 F 0 . 0284 m 2 . 84 10 mm
《材料成型设备》液压机上横梁结构设计及计算
h0
95200 2440
39.01mm
JW 5546500 573833.3 6120333.3mm4
JZ 6120333.3 39.012 2440 2409189.9mm4
J0=bihi3/12
/mm4
1145.8 571666.7 1020.8 573833.3
一、液压缸尺寸 设计计算
一、液压缸尺寸设计计算
二、立柱尺寸设计计算
三、立柱与横梁 的设计、布置
梁的高度：h=（3~3.5） d=3×25=75~87.5mm，取 h=80mm。
四、上横梁强度、刚度计算
四、上横梁强度、刚度计算
四、上横梁强度、
90
刚度计算
上横梁的截面转化为工字梁：
梁的惯性矩计算表
位置 bi/mm
hi/mm
Fi=bihi /mm2
ai/mm
Si=Fiai /mm3
Siai /mm4
上 110
5
550 77.5 42625 3303437.5
中 20
70
1400
40 56000
2240000
下 98
5
490
2.5 1225
3062.5
Σ
80
2440
99850
5546500
液压机上横梁结构设计压力：32Mpa 最大梁长：350mm 材 料：Q235
结构：焊接 液压缸数量：1
上横梁结构的理论设计
液压缸尺寸设计计算 立柱尺寸设计计算 立柱与横梁的设计、布置 上横梁强度、刚度计算 二维图 三维图
一、液压缸尺寸设计计算
60MN液压机上梁设计
２０１３年第３期（总１５３期）CFHI**************设计与计算一重技术摘要：采用传统计算和有限元分析相结合的方法来计算60MN 液压机上横梁的强度和刚度，确保设备的安全性并对结构进行改进。
关键词：液压机；上横梁；计算；有限元；强度与刚度中图分类号：TG315.4；TP391.9文献标识码：A 文章编号：1673-3355（2013）03-0006-03Crown Design for 60MN Hydraulic PressWang ChaoAbst ract:A method that combines conventional calculation method with finite element analysis is used to calculate the strength and rigidity of the crown 60MN hydraulic press in order to ensure the safety and improved structure of the equipment.Key words:hydraulic press ；crown ；calculation ；finite element ；strength and rigidity液压机的机械本体主要由液压缸、上梁、下梁、立柱等零部件组成,其中上、下横梁和立柱为主要的受力部件。
由于这些部件的形状和受力复杂,因此非常有必要对其结构进行系统分析。
人们最初采用的是力学计算和实验直接测量的方法，由于实验方法受实验仪器的测量精度和载荷工况等影响，测量误差很大，而力学计算方法无法考虑所有影响因素，往往会采用一些近似假设，例如平面假设和小变形假设等，来近似地求得模型在外力作用下的应力及变形，最后再加入许多修正参数来满足工程要求。
但是将机身简化成材料力学中的杆件，其计算结果只能是一个近似值，为了使结果更可靠，必须加大设备的安全系数，既增加成本，也浪费原材料。
500T中小型液压机设计附设计图纸毕业设计说明书
毕业设计题目： (中小型液压机设计)500T液压机设计(附设计图纸毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。
尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。
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本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。
作者签名：日期：年月日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。
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8MN 三梁四柱铸造结构上横梁设计 （单缸）技术参数： 公称压力P ： 8 MN 介质压力p ： 31.5 MPa 最大工作行程S ： 600 mm 最大开间H ： 1200 mm 工作台尺寸L ×B （长×宽）：1200×1000 mm 工作速度V ： 10mm/s
一、活塞缸尺寸设计计算 1、活塞头直径：
()圆整到系列头mm m p P D 5705686.05
.318
44==⨯⨯==
ππ 2、活塞缸内径：mm D D 570==头内 3、活塞缸外径：[][]p
D D 3-σσ内
外≥
[]MPa 150~110≈σ 取[]MPa 150=σ
mm D 7155
.313150150
570
=⨯+≥外
4、各部分尺寸（见图1）：
图1 液压缸各部分尺寸示意图
()()()()mm
S S R mm
r R mm S h mm S t mm D D S 5.145.722.02.0025~15.03.7128525.025.01315.728.12~5.11315.728.12~5.15.72-2
1
11≈⨯===≈⨯===⨯==≈⨯====
内外
5、法兰外径：
[]
g h
F P
σ≤ []
[]
[]
252
10180
880100~80mm m P
F MPa
MPa
F g
h g g h ⨯==
≥
==σσσ取触面积，为法兰和横梁的实际接
法兰直径： ()[]
可得由
外h h
F R D D =+-2
2
4
π
()mm
D D h h 812101]5.14715[46
2
2=⨯=+-π
二、立柱尺寸设计计算：
[]σ≤nF
P
F 为每根立柱的面积 []M P a 55~45=σ 取[]MPa 45=σ 2421044.40444.04
458
45mm m n P F ⨯==⨯=≥
立柱直径: mm F
d 2381044.4444
=⨯⨯=
=
π
π
三、立柱、工作台与横梁的布置
工作台尺寸：1200×1000mm
图2 立柱与工作台的位置布置 四、上横梁强度、刚度的计算
1.由于上横梁的刚度远大于立柱的刚度，因此可以将上横梁简化为简支梁，如图3：
图3上横梁简化受力图 最大弯曲在梁的中点：⎪⎭
⎫ ⎝⎛-=
πD l P M 22max D ——————缸法兰的环形接触面积平均直径 l ——————立柱宽边中心距
mm D 7642
812
715=+=
l =1438mm m MN M ⋅=⨯⎪⎭
⎫ ⎝⎛-=-90.11076421438283
max π
最大剪力为：MN P
Q 42
==
最大挠度在梁的中点，由于亮的跨度与高度相比不是很大，因此应考虑剪力对挠度的影响，梁中点挠度为：
⎥⎦⎤
⎢
⎣
⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛-+
⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛-=
t D GF
kPl t D t D EJ
Pl f πππ214461483
23
0 3.中间截面惯性矩计算：
梁的高度取：mm d h 71423833=⨯==
将上横梁的横截面简化为工字梁，如图4所示
先求截面底边W —W 轴的惯性矩J w
图4 上横梁横截面简化图
i i w a S J J ∑+∑=0
式中 0J —每块矩形面积对本身形心轴的惯性矩
12
3
0i i h b J =
轴的静面矩
—每块矩形面积对—每块矩形面积高度
—每块矩形面积宽度
—W W S h b i i i
i i i a F S =
轴的距离
—每块矩形面积形心到—每块矩形的面积
—W W a F i i
再求出整个截面的形心轴Z —Z 轴到W —W 轴的距离h 0
i
i F S h ∑∑=
整个截面对形心轴的惯性矩为 i W Z F h J J ∑-=2
为了方便，借助表格辅助计算（表1）
中间截面最大压应力：
MPa MPa J h J h M Z
Z Y 340109.190
0max ≤⨯==
σ 将表格计算结果代入h 0 ，J Z 计算公式，并将计算结果代入此方程，利用二
分法和excel 软件解得：对于x ≥20的值，最大压应力均满足刚度要求 中点挠度f 0
⎥⎦⎤
⎢
⎣
⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛-+
⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛-=
l D GF
kPl l D l D EJ
Pl f πππ214461483
23
0 式中，E=210GPa G=
()()
GPa E 08.803.012210
12=+⨯=+μ
J=J Z F= i F ∑
相对挠度：
M mm l
f /15.00
≤ 将表格计算结果代入上面方程，利用二分法和excel 软件解得：对于x ≥277的值，都满足刚度要求。
因此，取x=280，,则筋板厚70mm ，盖板厚105mm. 将x=280代入上述计算过程得具体数值
表2 梁的惯性矩计算表2
序
号 bi hi Fi ai Si Ji J0 1 1000 105 105000 661.5 69457500 45946136250 96479040
2 380 50 19000 584 11096000 6480064000
39583427
3 280 40
4 113120 357 40383840 14417030880 153242849
5 4 380 50 19000 130 2470000 321100000 39583427 5 1000 105 105000 52.5 5512500 289406250 96479040 Σ
714 361120 134432340 67453737380 1804553429
4096925829080mm a S J J i i W =∑+∑=
mm F S h i
i
3720=∑∑=
4102
01021.92850607mm F h J J i W Z ⨯=∑-=
强度刚度校核： 最大压应力：
s Z Y MPa J h M σσ<=⨯⨯⨯==136.650130910
21.92850607103729.110
9
0max 最大拉应力：
()()s Z Y MPa J h H M σσ<=⨯⨯-⨯=-=136.65013091021.92850607103427149.110
9
0max
核算中点挠度f 0
⎥⎦⎤⎢
⎣
⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛-+
⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎣
⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛-=
t D GF kPl t D t D EJ
Pl f πππ21446148323
0 式中，E=210GPa G=
()()
GPa E 08.803.012210
12=+⨯=+μ
J Z =19285060720mm 4 F=361120mm 2 K 按以下公式进行计算 Z
bJ SF
K =
b=280mm
3
0022114199806010156560227190005.304105000mm a F a F a F S =⨯+⨯+⨯=++=8.20
1928506072280361120
41998060=⨯⨯==
Z bJ SF K 0.195mm 214461483
23
0=⎥⎦⎤
⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛-+⎥⎥⎦
⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛-=
t D GF kPl t D t D EJ
Pl f πππ 相对挠度：M mm M mm l
f
/15.0/135.00≤=
经上计算校核，设计尺寸符合强度刚度要求。