基于ANSYSWorkbench的數(shù)控折彎?rùn)C(jī)的優(yōu)化設(shè)計(jì)

毛曙宇，陳 林

(1.江陰職業(yè)技術(shù)學(xué)院，江蘇 江陰 214400 ；2.菲尼薩光電通訊科技有限公司，江蘇 無(wú)錫 214122)

基于ANSYSWorkbench的數(shù)控折彎?rùn)C(jī)的優(yōu)化設(shè)計(jì)

毛曙宇1，陳 林2

(1.江陰職業(yè)技術(shù)學(xué)院，江蘇 江陰 214400 ；2.菲尼薩光電通訊科技有限公司，江蘇 無(wú)錫 214122)

文章利用有限元方法，借助Ansys workbench 14.0，以減重為優(yōu)化目標(biāo)，在保證結(jié)構(gòu)具有足夠強(qiáng)度和剛度的基礎(chǔ)上，對(duì)原有某折彎?rùn)C(jī)結(jié)構(gòu)分別進(jìn)行了尺寸優(yōu)化和拓?fù)鋬?yōu)化，給出了結(jié)構(gòu)的優(yōu)化模型。同時(shí)，對(duì)結(jié)構(gòu)中不滿足強(qiáng)度和剛度要求的部位進(jìn)行了改進(jìn)。尺寸優(yōu)化后，滑塊的最大位移降低19%，最大等效應(yīng)力降低44%；機(jī)架的危險(xiǎn)部位最大等效應(yīng)力降低56%，機(jī)架的質(zhì)量降低了12.7%。拓?fù)鋬?yōu)化后，機(jī)架的質(zhì)量減輕了19.1%。折彎?rùn)C(jī)的綜合性能得到大幅提升。

折彎?rùn)C(jī)；有限元；優(yōu)化設(shè)計(jì)

0 引言

折彎?rùn)C(jī)機(jī)架和滑塊是折彎?rùn)C(jī)主要受力部件，滑塊由整塊鋼板制成，與油缸中的活塞桿連接在一起，油缸固定在左、右墻板上,通過(guò)液壓驅(qū)動(dòng)使活塞桿帶動(dòng)滑塊上下動(dòng)作來(lái)實(shí)現(xiàn)板料折彎[1]。折彎?rùn)C(jī)為了保證精度，對(duì)強(qiáng)度和剛度的要求非常高，因此，有必要對(duì)折彎?rùn)C(jī)進(jìn)行強(qiáng)度和剛度分析，對(duì)薄弱部位進(jìn)行優(yōu)化。且折彎?rùn)C(jī)通常體積龐大，材料浪費(fèi)嚴(yán)重，因此對(duì)折彎?rùn)C(jī)進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)十分重要。

本文運(yùn)用ANSYS workbench的尺寸優(yōu)化模塊(Design explorer)和拓?fù)鋬?yōu)化模塊(Shape Optimization),對(duì)折彎?rùn)C(jī)滑塊和機(jī)架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)[2]。在保證滑塊和機(jī)架具有良好強(qiáng)度與剛度的同時(shí)實(shí)現(xiàn)折彎?rùn)C(jī)結(jié)構(gòu)的輕量化。

1 折彎?rùn)C(jī)機(jī)架和滑塊的有限元模型建立及實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

1.1 有限元模型的建立

本文中的折彎?rùn)C(jī)采用滑塊、左右墻板、工作臺(tái)、油缸和油箱等組合而成。在PROE中建立建立機(jī)架和滑塊的三維模型，對(duì)不影響整體剛度和強(qiáng)度的部位予以簡(jiǎn)化[3]。

滑塊兩端所受的力為油缸活塞桿傳遞給它的工作壓力，壓力由油缸通過(guò)滑塊傳遞給工作臺(tái)。折彎?rùn)C(jī)的公稱力為100t，每個(gè)油缸最大能提供50t壓力，換算成國(guó)際單位為490 kN。所以在油缸活塞桿接觸面進(jìn)行垂直z和水平方向x自由度的限制，釋放其他自由度?；瑝K下表面所受壓力為980kN，作為均布載荷處理。根據(jù)作用力與反作用力原理，下模所受壓力為980kN。

運(yùn)用ANSYS workbench 對(duì)滑塊和機(jī)架進(jìn)行有限元分析，得到機(jī)架和滑塊的等效應(yīng)力云圖和位移云圖，如圖1～圖4所示。

圖1 滑塊應(yīng)力云圖 圖2 滑塊的位移云圖

圖3 機(jī)架應(yīng)力云圖 圖4 機(jī)架垂直方向的位移云圖

1.2 有限元模型的實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證模型的正確性，對(duì)折彎?rùn)C(jī)進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)實(shí)驗(yàn)測(cè)試，對(duì)折彎?rùn)C(jī)機(jī)身進(jìn)行變形測(cè)量。實(shí)驗(yàn)共測(cè)試8個(gè)關(guān)鍵點(diǎn)的垂直方向相對(duì)變形。測(cè)試內(nèi)容為：測(cè)量工作臺(tái)上的關(guān)鍵點(diǎn)與固定在工作臺(tái)圓銷處的工裝橫梁上的對(duì)應(yīng)點(diǎn)的相對(duì)位移、喉口C型部位上下端的相對(duì)位移、滑塊上的關(guān)鍵點(diǎn)與固定在滑塊肩部的工裝橫梁上的對(duì)應(yīng)點(diǎn)的相對(duì)位移。實(shí)驗(yàn)測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)如圖5所示。表1為實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果與有限元分析結(jié)果比較表。

(a)實(shí)驗(yàn)測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)1 (b)實(shí)驗(yàn)測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)2 (c)實(shí)驗(yàn)測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)3圖5 實(shí)驗(yàn)測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)

表1 實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果與有限元分析結(jié)果比較表

由表1可以看出測(cè)量值與有限元分析值數(shù)據(jù)變化趨勢(shì)一致，基本吻合，證明文中對(duì)折彎?rùn)C(jī)的強(qiáng)度和變形分析能夠較為真實(shí)的反應(yīng)折彎?rùn)C(jī)機(jī)架的變形情況，有限元建模方法合理。

由圖1可以看出，滑塊的應(yīng)力分布很不均勻，較大應(yīng)力集中在油缸活塞桿安裝圓孔處和滑塊C型部位處?；瑝K最大等效應(yīng)力為250.23MPa，位于油缸活塞桿安裝圓孔處?；瑝KC型部位的最大等效應(yīng)力為197.72MPa。這兩個(gè)部位的應(yīng)力大于屈服極限，強(qiáng)度不滿足要求。由圖2可以看出，滑塊最大撓曲變形位于滑塊下表面中點(diǎn)處，為0.36mm。按照國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 14349-2011規(guī)定，折彎?rùn)C(jī)滑塊在均布滿負(fù)荷載荷時(shí)中間的撓度不大于0.3mm。因此滑塊的剛度不滿足要求。

由圖3可以看出，機(jī)架最大等效應(yīng)力為327.04MPa位于機(jī)架墻板與油缸連接處小C型部位，應(yīng)力值超過(guò)其許用應(yīng)力，強(qiáng)度不滿足要求。由圖4可以看出，喉口垂直方向的位移從下至上由0.04mm變化到0.36mm，工作臺(tái)中間的撓度為0.29mm。根據(jù)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 14349-2011規(guī)定，折彎?rùn)C(jī)工作臺(tái)在均布滿負(fù)荷載荷時(shí)中間的撓度不大于0.4mm。折彎?rùn)C(jī)墻板喉口處在距工作臺(tái)中心1/4喉口深度處的垂直變形不大于1mm。因此機(jī)架滿足剛度要求，表明機(jī)架存在優(yōu)化的空間。

2 機(jī)架和滑塊的尺寸優(yōu)化設(shè)計(jì)

有限元結(jié)果表明：滑塊的強(qiáng)度及剛度均不滿足要求；機(jī)架墻板與油缸連接處小C型部位，強(qiáng)度不滿足要求；因此滑塊優(yōu)化的目標(biāo)是提高滑塊的強(qiáng)度和剛度，使其精度滿足國(guó)家設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)。機(jī)架通過(guò)尺寸優(yōu)化使其滿足強(qiáng)度要求后可以通過(guò)拓?fù)鋬?yōu)化達(dá)到減重的目的。運(yùn)用ANSYS workbench 中DX模塊的目標(biāo)驅(qū)動(dòng)優(yōu)化模塊GDO對(duì)滑塊和機(jī)架進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化[4]。

多目標(biāo)優(yōu)化與單目標(biāo)優(yōu)化的區(qū)別在于：多目標(biāo)優(yōu)化的最優(yōu)解是一個(gè)集合，而不是一個(gè)全局最優(yōu)解。多目標(biāo)優(yōu)化過(guò)程中某個(gè)目標(biāo)的變化可能導(dǎo)致其他目標(biāo)的增大或減小，這些目標(biāo)函數(shù)有時(shí)是不協(xié)調(diào)，甚至是矛盾的，只能在各目標(biāo)之間進(jìn)行協(xié)調(diào)和折中處理，使得所有目標(biāo)盡可能達(dá)到最優(yōu)[5]。

滑塊和機(jī)架的優(yōu)化目標(biāo)是滿足強(qiáng)度和剛度要求，并實(shí)現(xiàn)輕量化。所以選取滑塊和機(jī)架的最大位移值和強(qiáng)度薄弱部位的應(yīng)力值為狀態(tài)變量。按照上述國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T 14349-2011，滑塊的剛度約束為不大于0.3mm。

滑塊和機(jī)架材料為Q235-A，屈服極限為235MPa，抗拉強(qiáng)度為375～500MPa，許用靜應(yīng)力為[σ]=176MPa。因此滑塊和機(jī)架的強(qiáng)度約束為不大于176 MPa。

2.1 滑塊的尺寸優(yōu)化設(shè)計(jì)

根據(jù)滑塊工作時(shí)的應(yīng)力和變形情況，在優(yōu)化設(shè)計(jì)時(shí)將滑塊厚度DSd0、滑塊肩部半圓直徑DSd11和油缸活塞桿安裝圓孔到滑塊肩部平面的距離DSd31作為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量。將滑塊的質(zhì)量作為目標(biāo)函數(shù)[6]。設(shè)計(jì)變量具體說(shuō)明如表2所示。

表2 滑塊的設(shè)計(jì)變量

得到優(yōu)化結(jié)果后對(duì)優(yōu)化后的變量值進(jìn)行圓整，并進(jìn)行校核，得到最優(yōu)優(yōu)化方案。對(duì)再生模型進(jìn)行靜力分析，得到其等效應(yīng)力云圖和位移云圖，如圖6、圖7所示。

圖6 優(yōu)化后滑塊應(yīng)力云圖 圖7 優(yōu)化后滑塊位移云圖

優(yōu)化前后靜力分析結(jié)果比較表，如表3所示。

表3 滑塊優(yōu)化結(jié)果比對(duì)表

由優(yōu)化后滑塊的靜力分析結(jié)果得出，優(yōu)化后最大位移為0.29，比優(yōu)化前降低了19%，滿足剛度要求。同時(shí)優(yōu)化后滑塊的強(qiáng)度也滿足要求，肩部半圓部位應(yīng)力為140.36MPa，比優(yōu)化前降低了29%；油缸活塞桿安裝圓孔部位的應(yīng)力為140.02MPa，比優(yōu)化前降低了44%。

2.2 機(jī)架尺寸優(yōu)化設(shè)計(jì)

優(yōu)化1：強(qiáng)度優(yōu)化

根據(jù)機(jī)架的應(yīng)力和變形情況，針對(duì)機(jī)架墻板與油缸連接處小C型部位的局部強(qiáng)度問(wèn)題，通過(guò)添加加強(qiáng)板的同時(shí)增大圓角半徑來(lái)解決。小C型部位優(yōu)化尺寸示意圖如圖8所示，優(yōu)化前后的尺寸變化和靜力分析結(jié)果比較表，如表4所示。

表4 優(yōu)化結(jié)果比對(duì)表

由優(yōu)化結(jié)果可以看出，墻板與油缸連接板小C型部位的應(yīng)力為143.13MPa，比優(yōu)化前降低了56%，滿足強(qiáng)度要求。優(yōu)化后墻板與油缸連接板連接部位應(yīng)力云圖如圖9所示，該部位存在應(yīng)力集中現(xiàn)象這一問(wèn)題也得到解決。

圖8 小C型部位優(yōu)化尺寸示意圖 圖9 墻板與油缸連接板連接部位應(yīng)力云圖

優(yōu)化2：機(jī)架整體尺寸優(yōu)化

以減重為目標(biāo)，選取強(qiáng)度優(yōu)化改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)為基礎(chǔ)，以墻板厚度DSd0和工作臺(tái)面板厚度DSd000為參數(shù)設(shè)計(jì)變量。設(shè)計(jì)變量具體說(shuō)明如表5所示。將滑塊的質(zhì)量作為目標(biāo)函數(shù)。

表5 機(jī)架的設(shè)計(jì)變量

得到優(yōu)化結(jié)果后對(duì)優(yōu)化后的變量值進(jìn)行圓整，并進(jìn)行校核，得到最優(yōu)優(yōu)化方案。對(duì)再生模型的靜力分析，得到其等效應(yīng)力云圖和垂直方向位移云圖，如圖10、圖11所示。

圖10 優(yōu)化后機(jī)架應(yīng)力云圖 圖11 優(yōu)化后機(jī)架垂直方向的位移云圖

優(yōu)化前后靜力分析結(jié)果比較表，如表6所示。

表6 滑塊優(yōu)化結(jié)果比對(duì)表

由優(yōu)化后機(jī)架的靜力分析結(jié)果得出，優(yōu)化后機(jī)架的強(qiáng)度和剛度仍然滿足要求，存在拓?fù)鋬?yōu)化的空間。機(jī)架的總體質(zhì)量降低了12.7%。

3 機(jī)架的拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)

3.1 機(jī)架模型拓?fù)鋬?yōu)化

拓?fù)鋬?yōu)化是一種尋求模型最優(yōu)結(jié)構(gòu)的方法，某些情況也可稱為在給定的區(qū)域內(nèi)得到最優(yōu)材料分布[7-8]。有限元結(jié)果表明：機(jī)架的剛度滿足要求，表明還有優(yōu)化的空間。應(yīng)用ANSYS workbench 中的拓?fù)鋬?yōu)化功能，分析類型為Shape Optimization，在保證結(jié)構(gòu)剛度的前提下，最大可能的優(yōu)化結(jié)構(gòu)的形狀。

ANSYS workbench拓?fù)鋬?yōu)化采用的是變密度法的數(shù)學(xué)模型[9]。有限元模型的建立，邊界條件和載荷與靜力分析相同，以去除墻板40%的材料為優(yōu)化目標(biāo)對(duì)機(jī)架進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化，得到拓?fù)鋬?yōu)化分析云圖，如圖12所示，其中深色區(qū)域?yàn)榭扇コ牧喜糠?，淺色區(qū)域?yàn)楸Ａ舨牧喜糠諿10]。

根據(jù)拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果，在PROE中將墻板按規(guī)則形狀切除部分區(qū)域，得出新的機(jī)架模型，如圖13所示。

圖12 拓?fù)鋬?yōu)化分析云圖 圖13 優(yōu)化后機(jī)架模型

3.2 優(yōu)化后靜力分析

對(duì)優(yōu)化后的機(jī)架模型進(jìn)行靜力學(xué)分析，得到機(jī)架的位移變形及應(yīng)力云圖，如圖14、圖15所示。

圖14 優(yōu)化后機(jī)架應(yīng)力云圖 圖15 優(yōu)化后機(jī)架垂直方向的位移云圖

將其與優(yōu)化前的結(jié)果對(duì)比，如表7所示。

表7 拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果比對(duì)表

由表7可以看出，改進(jìn)后機(jī)架的剛度和強(qiáng)度基本不變，滿足設(shè)計(jì)要求，而質(zhì)量比原模型降低了19.1%。

4 結(jié)論

本文通過(guò)建立折彎?rùn)C(jī)機(jī)架和滑塊的有限元模型，對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)變形分析。同時(shí)設(shè)計(jì)實(shí)驗(yàn)，測(cè)取折彎?rùn)C(jī)滿負(fù)荷工作時(shí)滑塊和機(jī)架關(guān)鍵部位的變形參數(shù)，以驗(yàn)證理論分析的正確性。運(yùn)用ANSYS workbench 14.0的尺寸優(yōu)化模塊(Design explorer)和拓?fù)鋬?yōu)化模塊(Shape Optimization)，對(duì)折彎?rùn)C(jī)滑塊和機(jī)架進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化及輕量化設(shè)計(jì)。

在滿足折彎?rùn)C(jī)滑塊和機(jī)架的強(qiáng)度和剛度的要求下，大幅降低滑塊和機(jī)架的最大等效應(yīng)力，減小其最大變形量。優(yōu)化折彎?rùn)C(jī)機(jī)架結(jié)構(gòu)，使機(jī)架的質(zhì)量降低了19.1%，達(dá)到了優(yōu)化結(jié)構(gòu)及輕量化設(shè)計(jì)的目的。

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(編輯李秀敏)

OptimizationDesignofCNCBendingMachineBasedonANSYSWorkbench

MAO Shu-yu1, CHEN Lin2

(1.Jiangyin Polytechnic College,Jiangyin Jiangsu 214400,China；2.Finisa Photoelectric Communication Technology Co., Ltd.，Wuxi Jiangsu 214122,China)

Using the finite element method, with the help of Ansys workbench 14, the weight loss as the optimization objective, the structure has enough strength and stiffness, the size optimization and topology optimization of original structure of a bending machine is performed, the optimization model of structure is given. At the same time, the structure does not meet the requirements of strength and rigidity of the parts was improved. After size optimization, the maximum displacement of the slider reduce by 19% , the maximum equivalent stress is reduced by 44%. The the maximum equivalent stress of dangerous part of the frame is reduced by 56%, the quality is reduced by 12.7%. After topology optimization, the quality of frame reduced by 19.1%. The comprehensive performance of bending machine has increased substantially.

bending machine; finite element; optimal design

TH114；TG506

：A

1001-2265(2017)09-0132-04

10.13462/j.cnki.mmtamt.2017.09.034

2016-11-16；

：2016-12-06

毛曙宇(1970—)，女，江蘇無(wú)錫人，江陰職業(yè)技術(shù)學(xué)院副教授，碩士，研究方向?yàn)闄C(jī)械制造及自動(dòng)化、汽車制造，(E-mail)738415934@qq.com.