压力容器的优化设计

压力容器的优化设计（通用7篇）

压力容器的优化设计 篇1

随着我国工业水平的不断发展, 压力容器的使用逐渐在越来越多的机械, 石油化工的行业推广开来, 并且趋于更加大型化、承压要求更高、结构满足更加复杂的工业需要, 其设计合理性直接关系到制造企业的效益。传统的设计方法, 设计人员主要考虑加强壁厚而承压能力, 未能达到在具体复杂的承压环境下进行综合的优化设计, 在安全使用的情况下充分发挥材料的性能, 从另外一个方面说, 做好压力容器的优化设计可以最大限度地增强容器在使用中的安全性。

1 概述ANSYS有限元分析

利用有限元分析实际上是对压力容器所受的应力进行分析, 其主要的目的是为了验证压力容器承受的应力水平在材料所能够承受许用应力范围。简历压力容器模型, 考虑所有的载荷情况并将适当的载荷施加到容器上, 最大限度的模拟真实的应力水平, 是有限元分析的最为重要的一步, 因此需要压力容器的参数以及其模型建立的方法进行探讨。

工业的蓬勃发展尽管给我国的国民经济带来了许多好处, 但是从某种程度上来说, 也加深了我国的压力容器制造的难度。在新的工业形势下, 传统的压力加工制造的方案不再满足于当今时代的发展需要, 需要研究新的工业设计和加工的方案。

压力容器的存在, 消除了我国传统工业系统上存在的压力不稳定, 压力资源浪费的现象, 并且增大了压力资源的利用率。鉴于压力容器的在工业事业上的优越性, 因此压力容器被广泛应用到我国的各个地区的工业事业中。压力容器的应用, 在一定程度上保证了我国工业设计的稳定性。并且, 最为关键的是, 压力容器降低了工业线路断裂和掉落的可能性, 降低了发生压力事故的可能性。

2 压力容器壁厚优化设计的内容

随着工业的快速发展, 压力容器的结构设计的内容也在不断地完善着, 以适应我国日益严峻的用压形势。以下笔者将从压力容器设计的各个方面出发, 探讨压力容器涉及的一般内容。

2.1 保护设置

由于压力容器输送的压力往往很大, 因此在传输过程中存在着一定的安全隐患。并且, 压力容器上为了保证一定的压力输出, 压力工程师经常会在压力容器上安装较多的放压设施, 这就更加使得压力容器的工业的安全性面临着很大的问题, 因此做好压力容器的保护设施是十分必要的。传统上的保护指的就是对压力容器上的放压设施进行的保护。压力容器在正常工业时, 经常会出现雷雨的天气, 这种天气极易导致压力容器出现各种安全的故障。并且由于种种的原因, 压力容器经常需要在超负荷的情况下进行工作, 这就更加为压力容器的保护带来不便。

压力容器的结构在一般来说采用的是多回工业线路的结构, 这种结构有着一个很大的特点, 那就是工业线路的绝缘子数量繁多, 增大了工业线路进行检修的难度, 并且压力容器架设的高度也给故障的检修工作带来极大的难度。虽然如此, 这种同塔多回路的工业结构虽然存在着一定的弊端, 但是又有着极大的优越性。首先, 同塔多回路的工业结构可以增强压力容器应对大风, 阵雨等恶劣的工作环境的能力。由于工业线路较为密集, 因此其承受压压的极限也比传统的工业结构多了30%左右。为了降低这种工业结构存在的弊端, 需要对于导线的水平间距进行一定的延长, 以有利于压力容器保护结构的设置。

2.2 容器壁身设计

由于压力容器是一项对于工业结构要求较高的设计工程, 因此需要对于设计方案进行合理的探究。不同于传统的只采用单一线路的工业工程, 压力容器在实际工作中需要承受较高的风压, 还有由于工业线路的交错复杂加在压力容器上的压场的压力, 然而, 壁身的重量也对于工业线路的工业效率有着一定的影响。在大型设施的压力防护的设计中, 采用的重要工程与安全系数结合起来的做法会有效提升压力传输的效率, 因此, 压力容器的壁身设计也可以仿照此种做法来加强压力容器工业的稳定性。

为了进一步减少壁身的重量对于工业产生的影响, 加强壁身应对雷雨天气的能力。需要将壁身进行一定的加固设计, 考虑到这个方面, 许多的压力工程师在壁身的设计上经常采用高强度的钢材来增加壁身的承载力。另外, 对壁身进行一定的钢管结构的改造也可以在较大程度上提高壁身的承重。然而, 仅仅确定压力容器的结构设计方案是远远不够的, 还需要施工人员在实际施工时仔细考察相应的施工环境, 按照相关的压力工程的标准进行一定的施工, 以在最大程度上降低安全系数, 提高压力容器运行的可靠性。

3 压力容器的壁厚优化设计

由于我国压力容器的结构设计在实际应用中存在着诸多的问题, 其工业的质量仍需要通过一定的手段加以提高。以下将探讨压力容器的结构优化设计的要点。

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3.1 增强压力容器的防雷能力

考虑到压力容器是一项大型的工业设计工程, 如果在其实际运行中出现较强的雷压很有可能会使压力容器上的工业线路造成破坏, 极有可能导致严重的安全事故, 同时也对工业事业的经济带来不可估量的损失。为了避免电压的影响, 压力设计人员需要通过加设一定数量的地线来降低压力容器的整体压位, 使得压力容器能够长时间高效稳定地运行。

3.2 合理选用的容器钢材

任何一种压力容器的结构设计方案都要不可避免地考虑到材料对于载荷承载能力, 然而选用合适的压力容器的钢材需要综合考虑各项因素。压力容器对于材料质量的要求较高, 合理设计壁厚满足设备承载能力, 发挥材料最佳的性能。

3.3 优化压力容器壁厚

优化容器壁厚的主要指的是有限元软件分析容器受力情况, 整体应力水平和局部高应力情况。对所要分析的压力容器建立模型, 通过ansys网格化细分模型, 施加载荷, 软件求解器进行数值运算, 分析容器承受的应力情况、位移水平和各部位局部应力情况, 达到进一步合理优化容器壁厚。

4 结束语

综上所述, 深入研究压力容器的结构优化的设计方案可以在极大程度上提高工业建设的稳定性, 并且从基于ANSYS的有限元的设计方法, 对于压力容器所能够承受的载荷进行分析优化, 能够在一定程度上保证压力容器的安全使用。

参考文献

[1]朱爱华, 柴国钟.应用有限元分析软件进行优化设计[J].煤矿机械, 2004, (1) :15-17.

[2]柯常忠, 索海波.ANSYS优化技术在结构设计中的应用[J].煤矿机械, 2005, (1) :9-11.

压力容器的优化设计 篇2

压力容器是一种重要的储存设备, 被广泛用于能源、化工、冶金和石油等领域。其常规设计方法是根据标准GB150-2011《压力容器》, 基于“弹性失效”准则[1], 结合薄膜理论[2], 第一强度理论和经验公式对压力容器进行设计。该设计方法选取的安全系数一般较高, 这就意味着制造所消耗的材料增加, 经济性较差。而在设计中采用有限元分析方法可以有效地减少设计成本, 缩短设计和分析的循环周期, 增加产品可靠性, 提高产品的经济性。

1 压力容器的有限元模型

1.1 常规设计算例

设已知条件为:体积为13 m3的立式二氧化碳储罐, 筒体为圆柱体形状, 内径Di=2100 mm, 筒体高度H=3000 mm。封头为标准椭圆形, 其内径Di=2100 mm[3]。一端封头设法兰, 工作压力P=1.60 MPa, 设计压力Pc=1.80 MPa, 根据GB150.1-2011选择焊缝系数为0.85[4], 工作环境为常温。根据GB150.3-2011的经验公式计算, 得出筒体设计壁厚为16 mm, 椭圆形封头壁厚取与筒体相同的厚度。利用压力容器水压校核公式进行校核, 则有σt=198.15 MPa, 0.9σs=310.5 MPa (Q345R材料) >198.15 MPa, 故满足水压试验要求。

1.2 模型的建立

为了对压力容器进行有限元分析, 首先要建立压力容器的有限元模型。在生产实际中, 压力容器往往形状各异, 支承边界形式繁多, 完全依照现实情况去建立复杂的计算模型固然可以达到较高的精确度, 但计算效率会降低很多。因此在建立模型的过程中, 可以对模型进行合理简化。使用ANSYS Workbench软件自带的建模平台Design Modeler建立压力容器三维模型, 因为容器为轴对称结构的回转体, 建模时只需考虑一部分便可[5]。这里只建立1/4结构的三维对称模型。

2 压力容器的有限元分析

2.1 材料参数的输入

选用Q345R作为压力容器的材料, 根据GB150.2-2011查得其物理性能参数如表1所示。

2.2 建立约束

1) 由于容器壳体为轴对称结构, 若不加相应约束, 容器可能产生自由平移和转动, 因此为防止其在轴向和径向上的转动, 需要对其施加对称的边界约束[6]:在代表对称性的两个侧面施加无摩擦支撑约束。

2) 定义容器法兰边线为“固定”约束, 来约束容器的轴向位移。

2.3 施加载荷

将压力容器模型全部内表面作为承压面, 输入压力值为1.80 MPa, 完成压力定义。

2.4 网格划分

ANSYS Workbench具有自动划分网格功能, 可根据压力容器结构情况自动划分网格的数量和大小。本文中压力容器的结构较为简单, 因此可以适当增加网格数量, , 提高结果精度。采用四面体单元格, 将压力容器模型共划分为8227个单元格, 节点数为16 731。

2.5 有限元计算分析

对模型进行分析求解, 系统可以将得到的应力、应变、位移、变形等图解和参数列于“Solution”的模型树中, , 便于设计者更直观地浏览, 如图1所示, 为应力分布云图。。由图1可知, 在当前设计结构和承载条件下, 最大的应力值出现在法兰和筒体的结合处, 为301.41 MPa, 小于材料的屈服极限345 MPa, 根据常规设计理论计算, , 该容器的平均安全系数ns (屈服应力与实际平均应力的比值) [7]约为3.232, , 比一般采用的屈服点安全系数1.6[8]高出不少, 显示出容器设计过于偏向安全性, 有较大优化空间。

3 压力容器优化设计与分析

为了在保证安全性的前提下达到节约材料的目的, , 利用ANSYS Workbench对设计进行目标驱动优化 (GOD) 。首先将封头和筒体的壁厚尺寸设为输入参数, 分别命名为“T1”、“T2”, 将压力容器受到的最大应力设为输出参数。然后定义设计变量的类型和上下限, 使“T1”、、“T2”均为在[12, 16]间的连续变量。在更新设计点后, 系统可以计算出所选出的10个样本点相应的最大应力值, 并可以得到根据样本点拟合而成的响应图表以及各参数之间的敏感性关系, 分别如图2和图3所示。

从图2和图3可以看出, 筒体壁厚对最大应力值的影响因子接近于0, 最大应力与封头壁厚呈负相关关系, 说明在定义的范围内最大应力值随着封头壁厚的减小而增大, 筒体壁厚对最大应力值基本没有影响。然后设置目标参数即最大应力的值小于345 MPa, 输入参数“T1”、“T2”即封头和筒体的壁厚达到允许的最小值。运行计算后程序自动产生一组最佳候选设计点, 如表2所示。根据GB150-2011, 壁厚的取值应在计算得出的结果的基础上向上取圆整。故综上所述, 取封头壁厚14 mm, 筒体壁厚为12 mm, 从响应图表中选取该点导入, 得到优化后压力容器的应力分布云图, 如图4所示。得出最大应力值为320.85 MPa, 出现的位置没有改变仍小于屈服极限。此时该容器的平均安全系数ns约为1.872, 故仍符合应力要求。

对优化后的压力容器进行水压试验应力校核, 可以得到应力值为σt=235.011 MPa<0.9σs=310.5 MPa, 满足水压试验应力的强度要求。可知该优化方案在保证安全性的同时节省了约18.35%材料, 达到了有效的优化目的。

4 结语

以常规设计理论为基础, 利用ANSYS Workbench有限元软件对压力容器三维计算模型进行有限元分析, 得出压力容器在承载时的应力分布规律和变形情况, 进而对初始设计进行相应修改。尽管该设计方法仍然基于常规设计理论, 仿真模拟也并非能完全还原真实情况, 但缩短了设计周期, 降低了试验成本, 提高了设计的质量和可靠性。因此, 本文所介绍的有限元设计方法具有较高的实用价值。

参考文献

[1]韩敏.利用ANSYS软件对压力容器进行应力分析[J].煤矿机械, 2008, 29 (1) :73-74.

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[3]Rules for Construction of Pressure Vessels--A lternative Rules:ASME VIII-2[S].

[4]压力容器:GB150-2011[S].

[5]浦广义.ANSYS Workbench基础教程与实例详解[M].北京:中国水利水电出版社, 2013.

[6]李文杰, 曾庆良, 于涛, 等.基于COSMOSWork的钢制压力容器有限元分析[J].机械设计与制造, 2011 (5) :33-35.

[7]蔡克霞, 王毅.压力容器强度可靠性平均安全系数校核[J].哈尔滨工业大学学报, 2003, 35 (12) :1496-1498.

[8]曹志强, 刘国新, 刘柏序.从压力容器设计谈新版GB150安全系数的变化[J].石油和化工装备, 2011, 14 (9) :20-21.

供电系统中电容器补偿的优化设计 篇3

某厂三总降电源电压曾为10k V,通过变比为10KV/6.3k V的变压器向6KV系统的负载供电。为了提高力率,在10KV电源进线侧装有QCH=1500kvar的电容器组进行补偿,如图1所示。后因种种原因改变了运行方式,由另外总降主变向该总降6KV负载供电,6300KVA主变与电容器均处于闲置状态。现因调整各个总降负荷,该总降决定接入110KV电源,通过15000KVA主变向6KV负载供电,如图2所示。此种运行方式虽然缓解了其它总降主变频繁过载,但将面临力率低(cosj=0.67),罚款率高(13%)的局面。

利用闲置的设备,设计最优电路,以最少的投入搞好合理的经济运行,则是本文讨论的主要内容。

1 原始数据

电容器:型号BWF11-25-1W,QH=25kvar,C0=0.68μf,UH=11k V,安装容量ΣQCH=1500kvar。

6300kVA铭牌数据:S2e=6300kVA,10kV/6.3kV,I02=0.75%,P02=8.2kW,Uk2%=4.4%,

该总降2009年3月~4月负载用电情况:

Pf=1 900kW,Qf=1 933kvar,Sf=2710kVA。

2 优化设计

综合考虑图1和图2的设计和运行情况,设计新的供电电路,增加补偿电容器和在电容器组前加装串5%电抗器，供电简图如图3所示。

增加H=15m L,IH=80A,UH=11KV三相电抗器一台,此时电容器组安装容量ΣQCH=1500kvar,因为电容器组为Δ接法,其阻抗

变为星形接法,等值阻抗Xc2=ZΔ/3=78(Ω)。

2.1 短路阻抗计算

从电路图中知,系统阻抗X1=0.0469,线路采用LGJ-185线11千米供电,计算出线路阻抗X2=0.0319。

2.2 110k V侧cosφ计算

忽略ΔP1、ΔP2、ΔQ1、ΔQ2的微小变化,电容器组每相等效阻抗(星形接法),Xc2=78(Ω),因接入5%的电抗器,每相阻抗

X=Xc2-XL=78-2.95=75(Ω)

则电容器有效容量:

式中:ΔP1——T1变压器有功损耗

ΔQ1——T1变压器无功损耗

ΔP2——T2变压器有功损耗

ΔQ2——T2变压器无功损耗

ΔP2——T2变压器空载损耗

ΔPk2'——T2变压器负载损耗

ΔQ02——T2变压器励磁无功损耗

Qk2'——T2变压器负载无功损耗

2.3 电容器合闸涌流倍数

合闸涌流倍数

远远小于20倍的一般要求。

2.4 用Simulink实现该电路模型仿真

如图4所示,根据对图3电路数据的计算,用Matlab R2010a软件中的Siumlink实现该电路的元件级电路仿真。

通过仿真，得到的电流和电压的波形如图5所示。

3 结论

通过实际计算和Simulink元件级电路仿真表明,要使该总降达到既安全,又经济安全运行的目的,只有采用电容器补偿装置前串联5%电抗器,通过6300KVA变压器在10KV侧进行补偿,效果最好。

摘要：本文就某厂变电站三总降供电系统进行了分析,提出了电容补偿优化设计方案,用MATLABR2010a中的simulink实现了元件级电路仿真,充分利用了闲置设施,极大的提高了功率因素,减少了合闸涌流,以最少的的投入达到了设备的最优运行。

关键词：补偿电容器,功率因数,合闸涌流,电抗器

参考文献

[1]钢铁企业电力设计参考资料[Z].冶金工业出版社,1991.

[2]刘乾业.移相电容器组用串联电抗器限制高次谐波电流和涌流[A].无功补偿和电力电容集文集[C],1992.

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[4]刘介才.工厂供电[M].机械工业出版社,2009.

[5]林飞,等.电力电子应用技术的matlab仿真[M].中国电力出版社,2009.

[6]徐德鸿.电力电子系统建模及控制[M].机械工业出版社

压力容器的优化设计 篇4

随着高性能计算机和有限元软件的不断推出和发展, 利用计算机模拟优化压力容器结构已比较成熟。本文介绍了有限元软件ANSYSWorkbench对压力容器应力分析及优化设计的方法, 为压力容器的结构设计提供了技术支持。

1 参数化模型

如图1所示为压力容器接管部位的四分之一模型, 钢材弹性模量为210GPa, 泊松比为0.3, 强度极限为230GPa, 设计压力为22MPa。从2D模型看出, 容器内半径R, 壁厚为t1、接管壁厚为t2, 容器尺寸范围为R∈[800, 1000], t1∈[60, 100], t2∈[80, 120], 利用SOLIDWORKS建模时首先采用R=900mm, t1=80mm, t2=100mm, 参数化需要在参数名称前加前缀DS_, 并将SOLIDWORKD中的建模特征用英文命名。

2 多变量多目标优化设计

2.1 优化设计基础

优化问题的基本原理是通过优化模型的建立, 运用各种优化方法, 通过满足设计要求下迭代计算, 求得目标函数的极值, 得到优化设计方案。优化设计的数学模型可表示为:

目标函数:f (X) =f (x1+x2…, xn)

约束条件:gi (X) =gi (x1+x2…, xn) ≤0 (i=1, 2…, n)

拓扑优化中, 目标函数f (X) , 约束函数gi (X) 和hi (X) 是从有限元分析中获得的结构响应, 设计变量X依赖于优化模型。根据压力容器结构设计的要求和特点, 选择优化方法, 将需要优化的数据定义为模型参数。如图2所示, 为ANSYSWorkbench中优化模块的选择。

2.2 压力容器强度分析

应用ANSYS Workbench对压力容器进行强度分析, 其边界条件和载荷如图3所示, MISES应力分布如图4所示, 最大MISES应力为245.97MPa, 大于钢材强度极限235MPa, 因此优化目标是在保证压力容器强度满足的前提下尽量减少其重量, 以节省材料。

2.3 多变量敏感性分析

以压力容器内半径R, 壁厚t1和接管壁厚t2为设计参数, 通过ANSYSWorkbench中的Designof Experiments方法共得到15组设计点, 如图5所示, 通过这些设计点可以得到各个参数对优化目标的敏感性程度 (图6) 及其相应的结构响应曲线 (图7、图8) 。

敏感性分析反映了各设计变量对目标函数的影响程度, 从图6看出在给定尺寸范围内, 压力容器内径和壁厚对最大MISES应力和总质量影响较大, 而压力容器接管壁厚对最大MISES应力和总质量基本不影响, 因此接下来不用考虑接管壁厚。压力容器结构响应曲线反映了各设计变量对输出参数的影响趋势, 为压力容器设计提供技术支持, 从图7、图8看出, 随着压力容器壁厚的增加, 最大MISES应力降低, 总质量增大;随着压力容器内径的增加, 最大MISES应力增加, 总质量也在增大。

2.4 多目标优化分析

根据压力容器优化目标, 将最大MISES应力设置为小于230MPa, 同时保证容器质量最小化, 如图9所示, 通过优化分析后, 得到3组优化结果, 如图10所示。对比优化前后结果如表1所示, 其中第一组优化结果最大MISES应力为229.71MPa, 满足强度要求, 质量降低了16%, 节省了材料。

3 结论

1) 通过SOLIDWORKS建立了能够导入ANSYS Workbench的参数化模型, 为SOLIDWORKS参数化模型提供了方法;

2) 应用ANSYS Workbench尺寸优化设计功能, 对影响压力容器应力和重量的因素进行了敏感性分析和响应曲线分析, 从而在给定域内寻求最佳设计方案, 为工程设计者提供了技术支持, 在很大程度上减少了设计成本、缩短了设计周期, 使产品设计更为合理。

摘要：以压力容器为研究对象, 基于3D建模软件SOLIDWORKS对压力容器进行参数化模型, 利用有限元软件ANSYS Workbench对其进行数值仿真分析, 依据Response Surface Optimization模块对压力容器的质量和强度进行了优化分析, 为压力容器的大型化、轻量化、高压化等提供了有效依据。

关键词：ANSYS Workbench,压力容器,优化设计,敏感性分析

参考文献

[1]余伟炜, 高炳军.ANSYS在机械与化工装备中的应用[M].北京:中国水利水电出版社, 2007.

[2]浦广益.ANSYS WORKBENCH基础教程与实例详解[M].第二版.北京:中国水利水电出版社, 2013.

[3]黄志新, 刘成柱.ANSYS Workbench14.0超级学习手册[M].北京:人民邮电出版社, 2013.

[4]蔡毅, 马秋生, 田东兴.高压储气罐结构拓扑优化设计[J].机械设计与制造, 2012 (7) :55-57.

[5]隋大山, 崔振山.压力容器的结构优化设计及其具体实现[J].机械设计与研究, 2005, 21 (5) :95-97.

压力容器的优化设计 篇5

1.1 目前我国锻造行业设备状况

近些年,我国锻造行业飞速发展,厂家众多,但与国外相比较,大多设备落后,效率低下,虽然一些大的锻造厂拥有一些世界上较先进的设备,但对于大多数中小企业,锻造设备总体水平依然落后,导致材料及能源消耗高,产品质量差,污染严重,严重影响了企业的竞争力。特别一些高档精密锻件的制造与国外还有一定的差距。

1.2 模锻件常用的成型设备

模锻锤:蒸汽(空气)锤、速控全液压模锻锤;机械压力机:新型多工位压力机、曲柄压力机、楔横轧机等;模锻液压机;螺旋压力机:摩擦压力机、电动螺旋压力机、液压螺旋压力机、高能螺旋压力机。

1.3 摩擦压力机介绍

目前国内主要的模锻设备仍然是一次性投资较少的摩擦式压力机,而在国外摩擦式压力机大多已淘汰。在摩擦压力机的使用中,由于能量不能精确控制,所以在很多情况下摩擦压力机都处于超载运行状态,造成机身、螺杆等机械部分的损坏。设备在使用过程中,可靠性差,维护成本高,能耗高,将逐步被电动螺旋压力机所取代。

1.4 电动螺旋压力机原理及特点

如图1所示,电动螺旋压力机是利用飞轮储存的能量,通过螺杆、滑块的传递,最终使工件变形的锻压设备。适用于工件的热态模锻、精压、校正、弯曲、压印等工序,是火车、汽车、拖拉机、船舶、航空、五金工具、医疗器械、餐具等行业理想的锻造设备。具有如下优点:1)结构简单维护方便。电机通过皮带直接带动飞轮正反转,通过螺旋副驱动滑块上下运动,易损件少,维护费用低。2)产品成型重复精度高。电机转速可以任意设置,因此滑块的打击力和打击能量可以在允许范围内任意设置,打击力、打击能量输出稳定,从而保证了批量工件的成型重复精度高。3)高效节能。本机采用开关磁阻电机调速系统直接驱动飞轮,具有最短的传动链。其突出特点是效率高、无起动冲击电流、节能效果好,可节能50%左右。4)自动化程度高。控制系统采用PLC可编程序控制器控制,人机界面(HMI)触摸屏操作,控制精度高、操作方便。5)安全性高。采用电机、机械双重制动,保证滑块在全行程任意位置停止。

2 电动螺旋压力机横梁的优化设计

2.1 横梁优化设计的原理

横梁是电动螺旋压力机的重要部件,其结构的静态动态性能指标将直接影响到机床的寿命、加工精度、精度稳定性、生产效率等问题,为保证机床高打击力、高效、高精度、高强度和轻量化的设计要求,床身必须具有足够的静态刚度和良好的动态特性。横梁的静态、动态特性与其结构尺寸、形状和筋板布局有着密切的关系。本文研究的电动螺旋压力机的横梁,是在保证装配尺寸,保证不改变横梁外形、长度、宽度、高度的条件下进行设计。图2所示为1600 t电动螺旋压力机横梁结构图。设计出不同的筋板结构对比传统电动螺旋压力机横梁变形、应力、固有频率,筛选出最优的结构方案。

2.2 横梁优化设计的方案

针对1600 t电动螺旋压力机横梁设计了3种不同的筋板结构。方案一(原方案)壁厚70 mm,方案二是在方案一的基础减小壁厚,在拉筋孔处增加筋板,筋板厚度50mm。而方案三在方案二的基础上增加“井”筋板结构,筋板的厚度为50 mm。底座材料牌号为ZG270-500,弹性模量190 GPa,泊松比0.3,材料密度7800 kg/m3。图3~图5分别为方案一~方案三参数化建模后的3D实体模型剖视图。

2.3 横梁优化后的有限元分析

利用CAE有限元法进行分析,划分网格单元格大小75 mm,对横梁底面与立柱接触的面进行固定约束。对每个拉筋孔施加螺栓预紧力12 MN,止推轴承接触面施加16 MN的压力。计算求解,静态分析结果如表1所示,动态分析结果如表2所示。

Hz

图6~图8分别为方案一~三的位移分析结果视图,图9、图10、图11分别为方案一~三的应力分析结果视图。

从上述静态、动态分析结果可以看出方案一的质量12 797.3 kg,质量最低,应力主要集中在拉筋孔口处,最大变形也主要在拉筋孔口处。方案三应力2.46×10-7MPa、位移6.124×10-10mm均最小。材料ZG270-500的屈服强度270 MPa,锻压机床设计安全系数取2.0计算,许用应力135 MPa,三种方案的最大应力均远远小于许用应力,满足设计要求。从表2动态分析结果可以看出,方案三在阶段4的固态频率576.3 Hz,为3种方案最高。我们知道频率越高在作为能量传播载体的情况下破坏力越低,因此方案三对机床本身的破坏力最低,有力于提高机床的使用寿命。阶段4振型的振幅由下向上逐步增加,该振型影响横梁下底面与底座上平面的平行度,从而影响模具的使用寿命和锻件竖直方向的精度。从表1可以看出方案三的质量12 797.3 kg,质量最低,而静态变形、应力最小,说明刚度在3种方案中最高,无疑是设计方案的最佳选择。图12所示为方案一阶段4位移视图。

3结语

本文在保证不改变横梁外形、长度、宽度、高度的条件下设计了3种不同结构的螺旋压力机横梁内部结构。方案二、方案三都设计了筋板,不同的是方案三的筋板比较多、厚度比较薄,而方案一没有设计筋板,壁厚70 mm最厚。通过有限元法对3种结构的静态动态特性进行分析,说明在改变设计结构的情况下可以实现提高螺旋压力机的刚度,降低应力同时应尽量提高横梁的固有频率,降低传递打击能量时对机身的破坏,提高机床的使用寿命,同时固有频率的提高能减少振动耦合的发生。方案三的质量最低有利于实现横梁轻量化的设计。利用CAD/CAE集成化模拟分析软件,我们对电动螺旋压力机的主要部件横梁、拉筋、立柱、滑块、飞轮、螺杆等均进行了结构的优化,提高了部件的刚度、固态频率。有效地保证了机床的打击力,提高了机床的使用寿命。

摘要：为了提高1600t螺旋压力机横梁的综合力学性能,本着设计理念高起点、设计要求高起点的原则,在不改变横梁外形、长度、宽度、高度的条件下进行优化设计,设计了三种不同的横梁内部结构,通过CAD/CAE集成模拟设计平台,对它们进行了静态动态力学性能分析,根据分析结果选出最佳的设计方案。在改变设计结构的情况下可以提高螺旋压力机横梁的刚度、降低应力,同时应尽量提高横梁固有频率,降低传递打击能量时对机身的破坏,提高机床的使用寿命,同时固有频率的提高能减少振动耦合的发生。

关键词：电动螺旋压力机,CAD/CAE有限元法,静态动态性能,固有频率,振动耦合

参考文献

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[5]汤文成,易红.板厚对机床床身动态性能的影响[J].制造技术与机床,1997(3):13-14.

多连杆压力机优化设计 篇6

多连杆压力机相对于曲柄滑块压力机具有振动小、下死点精度高等特点,更易于实现高速化。本文就是在此研究背景下进行展开,以某一新型多连杆高速压力机的构型为研究目标,对其冲压部分的运动学模型的位移、速度和加速度进行分析,并在给定性能指标和约束条件的基础上,运用Matlab编程软件对各杆件长度进行优化设计,并进行运动学分析。

1 压力机运动学模型

1. 1 运动学原理

本文研究的机构构型如图1所示,曲柄1、连杆2、滑块3和机架一起组成曲柄滑块部分,滑块3的运动通过摆杆4和摆杆4'传递给连杆6和连杆6',然后连杆6和连杆6'带动滑块7做上下往复运动,实现冲压。该机构在不考虑曲柄滑块部分的情况下为对称机构,在进行运动学分析时可以考虑只对机构半边进行分析,现取机构的右半边进行分析。

以曲柄1的旋转中心为坐标原点建立平面直角绝对坐标系,如图2所示,x轴方向水平向右,y轴方向竖直向上。将整个机构分成若干部分进行分析。

1. 2 曲柄滑块模块

曲柄滑块部分的结构简图如图3所示。

设曲柄的相对于x轴的转角为θ1,曲柄的转速为ω1,曲柄逆时针方向做匀速圆周运动。则A点的位移为:

对式( 1) 分别求一次和二次导数可以得到A点位置的速度和加速度:

然后以A点为坐标原点建立相对坐标系,则B点相对于A点的位移为:

由于曲柄滑块机构是结点正置的曲柄滑块机构,所以:

由此可以得到连杆2的角位移为:

对θ2分别求一次和二次导数可以得到连杆2的角速度和角加速度:

将式( 5) 带入式( 4) 得到B点的位移为:

对式( 8) 分别一次和二次求导,得到B点的速度和加速度:

其中: C = l22- x2A

1. 3 摆杆 4 和连杆 5 组成的模块

由摆杆4和连杆5组成的模块如图4所示,以B点为坐标原点建立相对坐标系,可以得到D点相对于B点的位移为:

E点相对于D点的位移为:

联立式( 11) 和式( 12) ,消去θ5得到:

利用半角公式转化:

解式( 14) 得到:

根据图4所示,θ4的值在270°和360°之间,“±”取“- ”。

对式( 15) 求一次和二次导数得到连杆4的角速度和角加速度:

将式( 15) 代入式( 11) 得到D点的位移。D点的速度和加速度如下:

1. 4 连杆 6 和滑块 7 组成的模块

由连杆6和滑块7组成的模块如图5所示。设CB的长度为l'4,则C点相对于B点的位移为:

对式( 20) 分别进行一次求导和二次求导可以得到C点相对于B点速度vxC、vyC以及加速度axC、ayC。

然后以C点为坐标原点建立相对坐标系,则F点相对于C点的位移为:

由于主滑块7的x轴方向受约束,故xF为固定值:

将式( 22) 代入式( 21) 可得到连杆6的角位移θ6,对θ6分别求一次导数和二次导数得到连杆6的角速度ω6和角加速度α6,对F点位移求一次和二次导数得到F点相对于C点的速度和加速度[5,6,7,8]。

2 利用 Matlab 优化构件尺寸

本结构设计的 性能要求 为: 主滑块工 作行程为30 mm,冲压次数为1 200 spm。给定的约束条件如表1所示,以曲柄的长度最小为优化目标,基于Matlab编程软件,利用步长搜索法进行编程,优化各杆件的构件尺寸,对得到的结果进行圆整,具体结果如表2所示。l1、l2、l4、l5、l6分别表示曲柄1、连杆2、摆杆4、连杆5和连杆6的结构尺寸,l7表示主滑块7与连杆6的两个铰接点之间的距离,h表示连杆6与机架的铰接点E与曲柄旋转中心O在竖直方向的距离[9,10,11]。

mm

根据各杆件尺寸,运用Matlab编写运动学分析程序,得出主滑块的位移、速度和加速度曲线,如图6 ~ 8所示。

由图6中的对比曲线可以看出,多连杆机构相对于曲柄滑块机构在下死点附近的曲线较为平缓,能够保证在工件加工过程中有更长的加工时间,使工件均匀受力,提高了加工件的品质。

由图7的对比曲线可以看出,多连杆机构相对于曲柄滑块机构而言,在下死点附近速度更大,即多连杆机构有更好的急回特性。这样能够使机构在保证冲压时间的同时,缩短进程和回程时间,提高冲床的工作效率。

图8所示为主滑块和副滑块的加速度曲线。本文所研究的机构除曲柄滑块部分外大多为对称机构,在水平方向的惯性力和惯性力矩可以相互抵消掉,所以惯性力和惯性力矩主要表现在竖直方向。竖直方向的惯性力在副滑块和主滑块处表现最为明显,由图8可以看出,主滑块和副滑块在运动过程中会产生相当大的加速度,进而会产生很大的惯性力,产生相当大的振动和噪声,对于机身稳定性,加工件的品质以及工作环境都会产生很大的影响。在后续工作中,作者会对该机构的动力学部分进行研究,完成对主运动部分各杆件的截面尺寸的优化设计,最终完成对平衡部分的优化设计。

在已知构件尺寸的基础上,作者还应用了Solidworks三维仿真软件对机构的三维模型进行了建立,并用了Cos-mosmotion工具进行了运动仿真,与Matlab计算出的结果进行对比,发现与理论计算结果相一致,证明了计算结果的有效性。

3 结语

1) 该机构相对于普通的曲柄滑块压力机而言,在下死点附近的位移曲线较为平稳,有利于工件的加工成型。

2) 进程速度和回程速度较大,能够提高机床的加工效率,更易于实现高速的目的。

3) 通过对主滑块和副滑块加速度的分析可以看出,机构在运动过程中产生较大的惯性力,会引起机身的振动,影响机器寿命和加工件的品质,需添加合理的平衡机构对运动过程中的惯性力进行抵消,以增强机器的可靠性。

摘要：针对某一新型的多连杆高速压力机,进行了运动学分析建模。根据给定的性能指标,基于Matlab编程软件,利用步长搜索法对各杆件的结构尺寸进行优化设计。在优化参数基础上,获得压力机主滑块的位移、速度和加速度曲线,并与传统曲柄滑块机构运动曲线进行了比较,结果表明此多连杆压力机具有下死点附近位移曲线相对平缓,进程和回程速度快等特点,对于工件成型精度和提高加工效率有一定的意义。

压力容器的优化设计 篇7

结构优化设计与分析是把力学概念和优化技术有机地结合, 根据设计要求, 使参与计算的量部分以变量出现, 形成全部可能的结构设计方案域, 利用数学手段在域中找出满足预定要求的不仅可行而且最好的结果。根据该设计方法, 可以从比较多的设计结果中寻找出最优的结果。最优就是从可以满足要求的方案中, 找到比较合适的性态 (如重量、面积、体积、应力、费用等) 最小。

文中以压力机中的上下剪刃为例, 利用ANSYS的优化分析功能对其按照重量最轻的原则进行了优化设计, 方便快捷地得到了较好的优化结果 (重量最轻) , 实现了利用ANSYS的优化分析功能进行压力机剪刃优化设计的全过程。

1 ANSYS优化分析的基本概念

优化设计是以数学中的最优化理论为基础, 以计算机为手段, 根据设计所追求的性能目标, 建立目标函数, 在满足给定的各种约束条件下, 寻求最优的设计方案。

优化模型可表示为:

式中, F (X) 为X的函数, X为设计变量, gi (X) 为状态变量。优化的过程就是通过改变X的数值来完成, 对于每一个X都有上下约束限制, 规定X中的每一个元素xk (k=1, …, N) 的最大值、最小值, 它定义了设计变量的变化范围:

1) 设计变量 (DV) :设计过程中所要选择描述结构特性的量, 可以是各个构件的尺寸、面积、重量等几何参数。

2) 状态变量 (SV) :用以约束的变量值, 一般有尺寸几何约束及工作性态上的一些限制。

3) 目标函数:用来衡量设计好坏的指标, 通常与DV具有相对应的函数关系。

4) 设计序列:指的是特定的一个设计变量的数学集合。

5) 分析文件:通常指一个完整的求解过程 (前处理, 求解, 后处理) 。

2 剪刃的优化设计

2.1 问题描述

本课题所要优化的目标剪刃长为240 mm, 剪刃内半径为157 mm, 允许承受最大压应力为[σy]=572, 材料为H13钢, 铝棒材料的弹性模量E=210 GPa, 泊松比ε=0.35, 密度为7.8×103 kg/m3, 剪刃的约束载荷主要为内半圆环面的压力70 MPa。设计的目标是对剪刃重量进行优化, 使其重量减小并能承受最大压应力572 MPa。

2.2 建立优化设计数学模型

把剪刃外径设为设计变量, 以外径R1=180 mm, Smax=572 MPa为设计初始值, 建立优化数学模型;本次以剪刃的外半径R为设计变量:Rmin=160 mm, Rmax=220 mm;同时确定以最大等效压应力Smax为状态变量, 优化的目标为最小总体积VTOL。

根据上述条件, 得到以下优化设计模型:

2.3 结构优化设计

为了便于模型的分析与简化, 假设剪刃的受力状态是剪刃长度方向的轴向应力值为零, 可以将目标简化为简单的平面应力问题, 因此分析时选择Quad 4 node182单位进行仿真分析。通过参数设置, 设置外半径R1=180 mm, 内半径R2=157 mm, 密度DENS=7.8, 厚度T=240 mm。

约束与载荷的设置:约束外圆环所有自由度, 受力情况施加应力对内圆环P=70 MPa, 剩下边界添加对称约束, 模型加载图如图3。

2.4 结果分析

优化目标是减小剪刃的重量, 前提条件是模型能承受572 MPa最大压应力, 经过20次迭代, 得最优解 (带*号) 为第9次迭代结果 (如表1) 。进行ANSYS优化分析时, 当寻优迭代进行到第9次时, 剪刃重量取得最小值, 其最优设序列如表1所示 (表中数值单位均采用国际单位) 。

剪刃的重量、剪刃的外径等参数随寻优迭代次数的变化情况如图4~图5所示。

利用上述参数化设计模型进行求解运算, 设计变量完成20次迭代运算, 求解最优解, 外径最小时所承受的最大等效应力为63.854 MPa, 满足572 MPa为限的约束要求。该优化设计方案的剪刃重量从初始结构的29 106 k减小到9302.2 kg, 剪刃外半径由180减小了20 mm, 即160.2 mm, 优化效果可见一斑。

3 结语

ANSYS软件优化求解模块具有十分重要的作用, 不仅可以为模具设计提供最优化的设计尺寸, 更可以有效提高生产效益, 减少人力物力的投入, 降低生产成本, 远比传统设计更为科学方便, 也弥补了传统设计的一些不足之处。目前, ANSYS优化设计软件已被广泛应用于工程设计过程中, 为今后的精密高速剪切还将提供更多优化设计思路和经济效益。

应用ANSYS优化工具箱进行建模、有限元分析和优化设计问题求解, 不用编写大量优化算法程序, 不但提高了设计效率, 而且能达到较高的设计精度, 可以大大减少设计成本、缩短设计周期, 从而使结构更加科学、合理。

摘要：运用ANSYS分析软件优化设计模块, 对压力机剪刃结构进行静力学结构分析, 通过设计相关设计变量, 优化了剪刃结构的主要设计参数。实践表明, 该方法有效地实现了产品结构的快速设计与创新。

关键词：优化设计,压力机,设计参数

参考文献

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