范云霄，張厚慈，金宇

（山東科技大學(xué) 機(jī)械電子工程學(xué)院，山東 青島266590）

0 引 言

數(shù)控液壓折彎?rùn)C(jī)是一種在工程中應(yīng)用廣泛的板材加工設(shè)備。折彎?rùn)C(jī)的機(jī)身是折彎?rùn)C(jī)承受工作載荷的主要部件之一，機(jī)身剛度不僅影響折彎?rùn)C(jī)的性能和使用壽命，還直接影響機(jī)床上模具的壽命和產(chǎn)品精度［1］。本文以某型號(hào)的液壓折彎?rùn)C(jī)為研究對(duì)象，利用ANSYS Workbench 對(duì)折彎?rùn)C(jī)機(jī)身進(jìn)行靜力學(xué)分析，根據(jù)結(jié)果對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

1 建立折彎?rùn)C(jī)機(jī)身有限元模型

本文采用ANSYS Workbench 的DM 模塊直接建立折彎?rùn)C(jī)機(jī)身的三維模型，建模過(guò)程中采取了以下簡(jiǎn)化原則［2］：

1）忽略左右側(cè)板上的吊裝孔和安裝其它裝置所做的小孔；2）省去用于底部固定的筋板或地腳螺栓，改為把底板直接和底面固定的約束方式；3）省去對(duì)整體受力影響較小的附件，如連接板、油箱等；4）將一些焊件視為整體結(jié)構(gòu)，暫不考慮焊接對(duì)結(jié)構(gòu)的影響；5）忽略其它一些影響不大的細(xì)節(jié)，如圓角、倒角等。

根據(jù)以上原則，建立的機(jī)身模型如圖1 所示。

圖1 機(jī)身模型

2 機(jī)身的靜力學(xué)分析

在A(yíng)NSYS Workbench 中進(jìn)行靜力學(xué)分析的步驟為：1）建模；2）添加材料屬性；3）劃分網(wǎng)格；4）施加載荷與約束；5）進(jìn)行分析；6）查看結(jié)果。

建立好模型后，在A(yíng)NSYS Workbench 的材料庫(kù)中選取結(jié)構(gòu)鋼材料，其彈性模量為2×105MPa，泊松比為0.3。然后進(jìn)行網(wǎng)格劃分，采用的方法為自動(dòng)網(wǎng)格劃分法，劃分后的網(wǎng)格如圖2 所示，其中共有11 251 個(gè)節(jié)點(diǎn)，5 314 個(gè)單元。該型號(hào)折彎?rùn)C(jī)的公稱(chēng)力為1 000 kN。折彎?rùn)C(jī)工作時(shí)油缸受到滑塊對(duì)它的反作用力為500 kN，方向?yàn)榇怪毕蛏希欢ぷ髋_(tái)受到一個(gè)方向垂直向下的1 000 kN 的力。對(duì)機(jī)身底面進(jìn)行全約束，施加的載荷與約束如圖3 所示。最后，進(jìn)行有限元求解，得到的機(jī)身位移云圖和應(yīng)力云圖分別如圖4、圖5 所示。

圖2 劃分的網(wǎng)格

圖3 施加的載荷與約束

從位移云圖和應(yīng)力云圖可以看出，機(jī)身的最大位移變形值為1.772 2 mm；出現(xiàn)在油缸的頂部；最大應(yīng)力值為178.19 MPa，在喉口半徑部位，是機(jī)身中最為危險(xiǎn)的部位，這也與實(shí)際工程中機(jī)身產(chǎn)生疲勞斷裂的部位一致。因此，要對(duì)機(jī)身喉口半徑進(jìn)行優(yōu)化，降低其應(yīng)力。

3 機(jī)身的優(yōu)化

圖4 位移云圖

圖5 應(yīng)力云圖

圖6 AWE 優(yōu)化的過(guò)程框圖

Design Explorer 是ANSYS Workbench Environment（AWE）下的多目標(biāo)優(yōu)化工具。在Design Explorer 中進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)分析是通過(guò)響應(yīng)面（線(xiàn)）來(lái)完成的，其支持的方法是實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)法（The Design of Experiments method）,簡(jiǎn)稱(chēng)DOE 法，當(dāng)運(yùn)算結(jié)束響應(yīng)面（線(xiàn)）的曲面（線(xiàn)）的擬合就是通過(guò)設(shè)計(jì)點(diǎn)（Design Points）來(lái)完成的［3］。AWE 環(huán)境下優(yōu)化的過(guò)程框圖如圖6 所示［4］：

顯然，喉口圓角半徑的大小以及側(cè)板的厚度都會(huì)直接影響喉口處應(yīng)力。所以，在優(yōu)化過(guò)程中應(yīng)以喉口圓角半徑的尺寸和側(cè)板的厚度為設(shè)計(jì)變量，以最大應(yīng)力最小為目標(biāo)進(jìn)行優(yōu)化，即以喉口圓角半徑的尺寸P1和側(cè)板的厚度P2作為輸入?yún)?shù)，以最大等效應(yīng)力P3作為輸出參數(shù)。該型號(hào)折彎?rùn)C(jī)的喉口圓角半徑和側(cè)板的厚度分別為150 mm、30 mm，在優(yōu)化過(guò)程中設(shè)定P1和P2的取值范圍，即135 mm≤P1≤165 mm，27 mm≤P2≤30 mm。在Design Explorer 中經(jīng)更新計(jì)算后，得到9組不同設(shè)計(jì)點(diǎn)，如圖7 所示。

圖7 9 組不同的設(shè)計(jì)點(diǎn)

圖8 隨P1 變化的響應(yīng)曲線(xiàn)

最大等效應(yīng)力P3隨著設(shè)計(jì)變量P1、P2變化的響應(yīng)曲線(xiàn)分別如圖8 和圖9 所示。

將最大等效應(yīng)力目標(biāo)設(shè)為小，重要程度為高，最后按照優(yōu)化設(shè)定目標(biāo)，Design Explorer產(chǎn)生A、B、C 三組候選的優(yōu)化設(shè)計(jì)點(diǎn)，如圖10 所示。將A、B、C 三組優(yōu)化值分別插入設(shè)計(jì)點(diǎn)，就得到原候選設(shè)計(jì)點(diǎn)A、B、C 作為正式設(shè)計(jì)點(diǎn)后的結(jié)果，如圖11所示。

從圖11 中可以看出，第一組設(shè)計(jì)點(diǎn)的結(jié)果值最小。因此，選擇第一組數(shù)據(jù)作為機(jī)身尺寸優(yōu)化的數(shù)據(jù)。圓整后的喉口圓角半徑為139 mm，側(cè)板厚度為33 mm。

圖9 隨P2 變化的響應(yīng)曲線(xiàn)

圖10 三組候選的優(yōu)化設(shè)計(jì)點(diǎn)

圖11 三組設(shè)計(jì)點(diǎn)的結(jié)果值

在DM 模塊中，將機(jī)身模型的喉口圓角半徑尺寸改為139mm，側(cè)板厚度尺寸改為33 mm，其余尺寸均不變。然后進(jìn)行靜力學(xué)分析，材料屬性、劃分網(wǎng)格的方法以及施加的載荷與約束都不變，得到的最大位移變形為1.349 7 mm，最大應(yīng)力為154.24 MPa。

4 結(jié) 語(yǔ)

本文主要介紹了如何利用利用 ANSYS Workbench 對(duì)折彎?rùn)C(jī)機(jī)身進(jìn)行靜力學(xué)分析，根據(jù)結(jié)果對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。優(yōu)化后與優(yōu)化前的參數(shù)進(jìn)行對(duì)比如表1 所示。

由表1 可以看出，優(yōu)化后，機(jī)身的最大位移由1.7722mm減小到1.349 7 mm，最大應(yīng)力由178.19 MPa 減小到154.24 MPa。機(jī)身的性能比優(yōu)化前有了很大的改善和提高，滿(mǎn)足機(jī)身的設(shè)計(jì)要求。

表1 優(yōu)化前后的參數(shù)對(duì)比

［1］ 翟桂強(qiáng).數(shù)控液壓折彎?rùn)C(jī)的結(jié)構(gòu)分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)［D］.南京：南京航空航天大學(xué)，2008.

［2］ 魏鵬.基于有限元技術(shù)的折彎?rùn)C(jī)架體分析與優(yōu)化［D］.合肥：合肥工業(yè)大學(xué)，2009.

［3］ 蒲廣益.ANSYS Workbench 12 基礎(chǔ)教程與實(shí)例詳解［M］.北京：中國(guó)水利水電出版社，2010.

［4］ 馬靜敏,范云霄.基于A(yíng)NSYS Workbench 的太陽(yáng)能熱水器支架優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］.輕工機(jī)械，2011（5）：97-101.