趙小滿，周 歡，席美蕾，鄒海東

（1.江蘇亞威機(jī)床股份有限公司，江蘇 江都 225200；2.揚(yáng)州大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，江蘇 揚(yáng)州 225127）

1 前言

折彎機(jī)設(shè)計質(zhì)量的好壞將直接影響設(shè)備的使用性能及制造成本，其強(qiáng)度、剛度、可靠性及穩(wěn)定性也將直接影響加工工件的質(zhì)量[1，2]。為此，對折彎機(jī)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計十分必要。

目前在折彎機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計中，由于機(jī)架構(gòu)件在幾何形狀、載荷作用和約束條件等方面的復(fù)雜性，僅依靠傳統(tǒng)的材料力學(xué)方法已難以對機(jī)架的各區(qū)域提供準(zhǔn)確的分析，不能滿足結(jié)構(gòu)的設(shè)計要求[3]。本文采用有限元分析軟件ANSYS對PBB110-3100型折彎機(jī)進(jìn)行整體建模并仿真，定量地描述了側(cè)板結(jié)構(gòu)變化對機(jī)身整體變形和喉口應(yīng)力的影響。

2 有限元分析

2.1 折彎機(jī)三維模型

PBB系列折彎機(jī)架體主要由左右側(cè)板、滑塊、上橫梁、工作臺、前后立板及相關(guān)連接件組成。在有限元分析中，為避免小特征與小結(jié)構(gòu)件在網(wǎng)格劃分時產(chǎn)生大量的有限元單元，增加計算難度，且造成網(wǎng)格質(zhì)量下降，影響結(jié)構(gòu)的分析精度[4]，因此對模型作適當(dāng)簡化和修改，對不影響折彎機(jī)剛性的部件不作考慮，分析只涉及側(cè)板、滑塊、工作臺、前后立板及撓度補(bǔ)償機(jī)構(gòu)。簡化后的折彎機(jī)模型如圖1所示。

2.2 約束及載荷

圖1 折彎機(jī)模型

機(jī)架是通過地腳螺栓固定在地基上的，螺栓限制了機(jī)架底面三個方向的移動與轉(zhuǎn)動，因此對地腳螺栓施加全約束?；瑝K經(jīng)吊緊機(jī)構(gòu)與油缸的活塞桿連接，折彎過程中滑塊始終處于運(yùn)動狀態(tài)，導(dǎo)軌并不限制滑塊的左右位移，導(dǎo)軌僅限制滑塊前后方向的自由度。

折彎過程中載荷是隨時間變化的，當(dāng)滑塊進(jìn)行到折彎下死點(diǎn)時，油壓至峰值后保壓然后卸載[5]，此分析中僅考慮公稱力1100kN全長加載情況下的應(yīng)力與變形情況，在折彎機(jī)受力區(qū)域施加集中載荷。為加載方便，采用平均壓力代替，各作用壓力大小如下。

滑塊上作用平均壓力：

中立板上作用平均壓力：

2.3 計算結(jié)果分析

圖2、圖3分別顯示了側(cè)板的應(yīng)力與整體變形情況，可以得知側(cè)板本身受到的應(yīng)力不大，最大應(yīng)力出現(xiàn)在側(cè)板與工作臺聯(lián)接處，高達(dá)302MPa。

分析認(rèn)為，產(chǎn)生如此大應(yīng)力的原因是由于這些部位焊接比較密集，且在有限元分析時默認(rèn)為焊接強(qiáng)度與鍛件強(qiáng)度相同，而實(shí)際折彎過程中兩者的強(qiáng)度相差較大；根據(jù)實(shí)際工作情況，這個部位并不會產(chǎn)生疲勞斷裂，因此該部位應(yīng)力值可不重點(diǎn)關(guān)注[6]。

在實(shí)際工作過程中，比較容易出現(xiàn)破壞的部位在側(cè)板“C”型喉口處，經(jīng)計算上喉口最大應(yīng)力達(dá)到178MPa，分析原因是上喉口的圓弧半徑較小所致。

根據(jù)位移云圖可知機(jī)身的最大變形為1.931mm，位置在滑塊的上端中部；側(cè)板的最大變形也相當(dāng)，最大變形為1.608mm，位于側(cè)板最上端。從結(jié)果還可看出，整機(jī)的前半部分、側(cè)板上半部分變形較大，往下逐漸減小。變形趨勢符合工作實(shí)際情況，結(jié)果也較為合理。

圖2 側(cè)板應(yīng)力云圖

圖3 整體變形云圖

3 側(cè)板結(jié)構(gòu)優(yōu)化

折彎機(jī)側(cè)板是承受工作載荷最主要的部件之一，側(cè)板的剛度不僅影響折彎機(jī)的使用性能，而且影響模具的壽命及折彎件的加工精度。側(cè)板占機(jī)身總重量的絕大部分，改變側(cè)板的厚度、寬度不僅會引起機(jī)身重量的較大變化，而且還會影響機(jī)身的剛度及喉口的應(yīng)力。另外側(cè)板喉口處存在應(yīng)力集中，喉口半徑過小比較容易發(fā)生破壞。因此將側(cè)板厚度、寬度及喉口半徑作為優(yōu)化的因素。

3.1 側(cè)板厚度對折彎機(jī)性能影響

原側(cè)板厚度為50mm，在結(jié)構(gòu)優(yōu)化中將厚度作為設(shè)計變量，保持其他零部件的尺寸和外形不變，將側(cè)板厚度從40mm逐步增加至60mm，步長為5mm，經(jīng)有限元計算，側(cè)板厚度對整機(jī)最大變形及喉口處最大應(yīng)力的關(guān)系曲線分別如圖4、5所示。

圖4 整體最大變形隨側(cè)板厚度的變化曲線

圖5 喉口最大應(yīng)力隨側(cè)板厚度的變化曲線

可以看出，側(cè)板厚度對整體最大變形及喉口處最大應(yīng)力有很大的影響，整體最大變形及喉口最大應(yīng)力幾乎與側(cè)板厚度成線性關(guān)系。側(cè)板厚度由40mm變化到60mm時，整體最大變形由2.303mm減小到1.681mm。喉口最大應(yīng)力由226MPa減小到150MPa。

3.2 側(cè)板寬度對折彎機(jī)性能影響

側(cè)板原寬度為1390mm，選取側(cè)板寬度為設(shè)計變量，同樣保持其他零部件的尺寸和外形不變，將側(cè)板寬度從1290mm逐步增加至1490mm，步長為50mm，經(jīng)有限元計算，側(cè)板寬度對整機(jī)最大變形及喉口處最大應(yīng)力的關(guān)系曲線分別如圖6、7所示。

圖6 整體最大變形隨側(cè)板寬度的變化曲線

圖7 喉口最大應(yīng)力隨側(cè)板寬度的變化曲線

可以看出，側(cè)板寬度對整體最大變形及喉口處最大應(yīng)力也有很大影響。側(cè)板寬度由1290mm變化到1390mm時，整體最大變形由2.186mm減小到1.931mm；而寬度由1390mm變化到1490mm時，整體最大變形由1.931mm減小到1.655mm。隨著側(cè)板寬度增加，喉口最大應(yīng)力由220MPa減小到162MPa。

3.3 喉口半徑對折彎機(jī)性能影響[7]

分析前面的結(jié)果，上喉口應(yīng)力高于下喉口，這主要與喉口半徑大小有關(guān)，喉口半徑過小易產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，因此在優(yōu)化中，選取上喉口半徑為設(shè)計變量，將半徑從50mm逐步增加至130mm，步長為20mm。經(jīng)有限元計算，上喉口半徑對整體最大變形及喉口處最大應(yīng)力的關(guān)系曲線分別如圖8、9所示。

圖8 整體最大變形隨喉口半徑的變化曲線

圖9 喉口最大應(yīng)力隨喉口半徑的變化曲線

可以看出，整體最大變形隨喉口半徑的變化近似于線性曲線，喉口半徑由50mm增加至130mm時，整體最大變形從1.931mm降低到1.838mm，僅變化了0.093mm，說明整體最大變形隨喉口半徑的變化比較小。喉口最大應(yīng)力隨喉口半徑增大而減小，當(dāng)上喉口半徑增加至110mm以后，喉口最大應(yīng)力轉(zhuǎn)變?yōu)橄潞砜谖恢谩?/p>

3.4 優(yōu)化方案確定

根據(jù)前述分析可得，折彎機(jī)在工作時除局部應(yīng)力較大外，側(cè)板本身所受應(yīng)力較小。根據(jù)企業(yè)要求在保持整體基本尺寸不變的前提下，對折彎機(jī)進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，以節(jié)省材料，使應(yīng)力分布更加均勻、合理。最終確定采用側(cè)板減薄10mm，喉口半徑增大50mm，喉口內(nèi)外兩側(cè)添加尺寸為645mm×500mm×40mm的“C”型加強(qiáng)筋的方法。

經(jīng)有限元計算，整體最大變形從最初的1.931mm降低到1.825mm，喉口最大應(yīng)力由178MPa減小到102MPa，機(jī)床的強(qiáng)度、剛度有所提高，都達(dá)到了設(shè)計要求，機(jī)床質(zhì)量減輕了近500kg，從而在增強(qiáng)機(jī)床性能的基礎(chǔ)上節(jié)約了材料，進(jìn)一步降低了制造成本。

4 結(jié)束語

本文通過有限元軟件對折彎機(jī)進(jìn)行了分析，描述了折彎機(jī)側(cè)板不同厚度、不同寬度及不同喉口半徑對整體最大變形與喉口最大應(yīng)力的影響。通過數(shù)據(jù)對比并最終確定了采用側(cè)板減薄、喉口半徑增大、局部添加加強(qiáng)筋的方法，顯著減小了整體變形及喉口應(yīng)力。在以后的設(shè)計中，應(yīng)充分采用有限元方法來對設(shè)計結(jié)果進(jìn)行優(yōu)化。

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