折彎機滑塊的有限元分析及優化

談傳明，張子東，曹光榮，王志明，劉 進，李 峰，劉 沖

（1.江蘇亞威機床股份有限公司，江蘇 江都 225200；2.南京理工大學 機械工程學院，江蘇 南京 210094）

折彎機滑塊的有限元分析及優化

談傳明1，張子東2，曹光榮1，王志明2，劉 進1，李 峰1，劉 沖1

（1.江蘇亞威機床股份有限公司，江蘇 江都 225200；2.南京理工大學 機械工程學院，江蘇 南京 210094）

為了建立統一的折彎機建模分析方法，形成亞威公司主要折彎機機型的剛性數據，便于設計人員掌握和精度分析。本文利用CosmosWorks分析軟件，在分析折彎機滑塊工作及受力情況的墓礎上，建立滑塊的有限元模型，進行仿真分析，找出結構中的薄弱環節，對其進行優化設計，最終確定優化方案。

機械制造；滑塊；折彎機；設計優化；有限元

1 引言

一段時間以來，折彎機的設計基本上沿用經驗方法。經驗設計方法的局限在于為了滿足工作需要，常采用比較保守的數據，因此，折彎機通常體積龐大，材料浪費嚴重。為此，對折彎機進行優化設計十分必要[1]。

折彎機滑塊（上橫梁）既要有足夠的強度和剛度，又希望自重輕[2]，此外，折彎機構件在幾何形狀、外載荷作用和約束條件等方面比較復雜。所以，在折彎機的結構設計中，僅依靠傳統的材料力學和理論力學方法已難以對滑塊的各區域提供準確的分析，不能滿足結構設計的要求。本文為了了解折彎機滑塊變形大小和應力分布，采用COSMOSWORKS分析軟件對滑塊進行了三維仿真分析[3][4]，描述滑塊的變形和應力分布狀態，找出了其薄弱環節，再結合滑塊的特點對滑塊進行結構優化。

2 有限元模型的建立

2.1 模型分析與簡化

帶撓度補償機構的數控折彎機主要由床身、滑塊、前后立板以及撓度補償機構、后擋料、液壓系統、模具、托料機構、安全防護裝置、電氣系統等組成。上橫梁（滑塊）與兩油缸組件中活塞桿相連，并經油缸底板支承在左右墻板上，由主、副導軌對滑塊的上下移動提供導向。下橫梁經墊塊與機體過盈配合，下橫梁前后立板分置其兩側，中部安裝數個隆起油缸用以補償下橫梁的變形。由于有限元分析主要分析折彎機機架在折彎力作用下的變形以及下橫梁補償機構的作用，對不影響折彎機剛性的構件可以不作考慮，分析只涉及床身、滑塊、前后立板以及撓度補償機構[5]，這里主要對折彎機滑塊進行有限元分析和優化設計。簡化后的折彎機模型如圖1所示。

2.2 邊界條件及載荷

折彎機安裝時，機架底面通過4個地腳螺栓與基礎相連，約束了機架在三個方向的位移與轉動，因此，在CosmosWorks中對4個地腳螺栓施加固定約束，模擬折彎機機架真實的固定狀況。滑塊經吊緊機構與油缸中的活塞桿連接，油缸通過螺栓固定在油缸底座上。當滑塊行進到折彎下死點時，油缸中壓力保持恒定并持續一段時間，此時，活塞桿、滑塊、油缸以及機架之間不再產生相對的滑移，可以把滑塊與機架看作是一個整體，在有限元分析中將其接觸類型定義為結合。

PBB-400/5100數控板料折彎機公稱折彎力為4000kN，分析折彎機在滿負荷作用下機架、滑塊、前后立板以及中立板的應力分布以及變形情況，在折彎機滑塊下端面與中立板上端面上分別施加4000kN向上、向下的壓力，即認為滑塊受到一個向上的壓力。

3 滑塊有限元模擬結果分析

圖2為折彎力作用下滑塊的應力分布與變形圖，從圖2中可以看出滑塊A截面上最大應力σmax=26.4MPa，最大的應力出現在B截面上，其值為444MPa。

滑塊的最大的撓曲變形產生在其中點處，最大的撓曲變形量為0.735mm。采用經典彈性力學將滑塊簡化為矩形梁的方法計算得到的滑塊最大撓曲變形量為0.356mm，有限元分析得到的撓度值較理論值大，這是因為在彈性力學分析中將滑塊作了太多的簡化，尤其是沒有考慮安裝油缸活塞的矩形孔的影響。

4 滑塊結構的優化設計

4.1 優化方法的選擇

試驗將滑塊結構或尺寸進行修改，重新計算其應力分布與變形，以研究滑塊結構的優化方法。

（1）方法一

將滑塊厚度加厚到110mm，計算可得滑塊的應力分布與位移如圖3。從圖3中可以看出，當加大滑塊的厚度后，滑塊所受應力有所減小，滑塊肩部的最大應力為421MPa，但減小的幅度不大；滑塊的最大撓曲變形為0.669mm也有所減小。這一方法雖然會減小滑塊的應力與撓曲變形，但會大大的增加滑塊的重量，增加制造成本，加大加載過程中的慣性，因而在實際設計中應慎重考慮。

（2）方法二

在滑塊后側添加加強筋，滑塊的應力分布與變形如圖4。從圖中可以看出，此時滑塊肩部的應力集中更加明顯，應力值增加到470MPa；但滑塊慣性矩有所增加，變形減小，撓曲變形減小，最大的撓曲變形為0.726mm，減小幅度不大。

（3）方法三

在滑塊肩部添加筋板，計算得到滑塊的應力分布與變形如圖5所示。從圖中可以看出，在滑塊肩部添加筋板后，滑塊肩部處的應力值有較大的減小，最大為428MPa；滑塊變形減小，撓曲變形減小，最大的撓曲變形為0.674mm。

（4）方法四

加大油缸安裝孔處滑塊壁厚，如圖6所示。滑塊的應力分布與變形見圖7，從圖中可以看出，滑塊肩部處的應力值減小，最大為414MPa；滑塊變形減小，撓曲變形有較大的減小，最大的撓曲變形為0.671mm。

綜合分析結果，在滑塊肩部添加筋板與加大油缸安裝孔處滑塊壁厚，對滑塊所受應力以及變形有較大改善，有利于減小滑塊的應力以及撓曲變形。

4.2 優化方法的確定

在對上述四種方法下滑塊的有限元分析后，確定采用在滑塊肩部添加筋板的同時加大油缸安裝孔處滑塊壁厚。滑塊的應力分布與變形見圖8所示。

從圖中可以看出，在滑塊肩部添加筋板與加大油缸安裝孔處滑塊壁厚后，滑塊肩部處的應力值減小明顯，最大應力減小為383MPa；滑塊變形減小，撓曲變形有較大的減小，最大的撓曲變形為0.583mm。由此可見，在滑塊肩部添加筋板的同時加大油缸安裝孔處滑塊壁厚，滑塊的應力及撓曲變形明顯改善。

4.3 載荷作用長度變化對滑塊變形的影響

為了進一步分析外加負載的變化對滑塊變形的影響，下面對負載大小不變，而折彎工件長度減小，即載荷作用長度減小這一情況進行分析。假設負載大小還是為額定折彎力，即4000kN，載荷長度為2m，重新設定邊界條件，求解可得滑塊的應力分布、位移為圖9所示。

從圖中可以看出，滑塊應力最大值為589MPa，較載荷作用在滑塊全長時，最大應力有所增加，滑塊應力集中更加明顯；滑塊最大的撓曲變形為1.312mm，滑塊撓曲變形增大，撓曲變形曲線更陡峭。

5 結論

折彎力作用下滑塊與活塞桿接觸的部位會產生較大的應力，而滑塊中間部分的應力較小。對滑塊結構進行優化，在滑塊肩部添加筋板的同時加大油缸安裝孔處滑塊壁厚，為最佳方案，滑塊的應力以及撓曲變形明顯減小。在以后的設計過程中，應考慮采用有限元的方法來對理論計算的結果進行優化。

[1]王 宏，劉 翠.折彎機機架變形應力的有限元分析[J].重型機械，2007，（5）:56-59.

[2]詹俊勇，黃建民，張錦義.雙點壓力機滑塊有限元分析與優化[J].鍛壓裝備與制造技術，2010，45（6）：42-44.

[3]王定賢，陳思林，王香麗等.基于MATLAB和COSMOSWorks的機械結構優化設計[J].四川兵工學報，2010，（6）：92-94.

[4]胡仁喜，郭 軍，王仁廣，等.SolidWorks 2005中文版機械設計高級應用實例[M].北京：機械工業出版社，2005.

[5]張志兵，佘 健，陸聞海，等.數控折彎機兩種補償機構的比較[J].鍛壓裝備與制造技術，2010，45（5）：37-38.

The finite element analysis and optimization of slider on press brake

TAN Chuanming1，ZHANG Zidong2，CAO Guangrong1，WANG Zhiming2，LIU Jin1，LI Feng1，LIU Chong1
（1.Yawei Machine Tool Co.，Ltd.,Jiangdu 225200，Jiangsu China；2.Nanjing University of Science and Technology，Nanjing 210094，Jiangsu China）

With the help of CosmosWorks analysis software，by analysis of working and forcing situation of slider on press brake，the finite element model of the slider has been established and analyzed in the text.The weak points have been found out and optimized from the result of the simulation analysis.Finally，the optimized solution has been determined.

Slider；Press brake；Optimization of design；The Finite Element

TG315.5+4

B

1672－0121(2011)06－0037－03

2011-08-27

談傳明（1973-），男，工程師，從事折彎剪板機床研發設計