基于ANSYS Workbench的100 t折彎?rùn)C(jī)機(jī)械補(bǔ)償裝置的優(yōu)化

占少偉, 龔俊杰, 韋源源

(揚(yáng)州大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院, 江蘇 揚(yáng)州 225127)

隨著折彎成型技術(shù)的快速發(fā)展, 對(duì)折彎件的成型精度要求也越來(lái)越來(lái)高．目前, 使用較多的鈑金成型設(shè)備為數(shù)控折彎?rùn)C(jī), 其具有高通用性和高靈活性等特點(diǎn), 被廣泛應(yīng)用于汽車(chē)、家電、航空等領(lǐng)域[1-2]．由于折彎?rùn)C(jī)的自身結(jié)構(gòu)特點(diǎn), 工作時(shí)滑塊和工作臺(tái)會(huì)分別出現(xiàn)上凸和下凹的撓曲變形, 導(dǎo)致工件中間的折彎角度大于兩端, 嚴(yán)重影響折彎?rùn)C(jī)加工精度．通過(guò)加裝液壓補(bǔ)償或機(jī)械補(bǔ)償裝置, 可有效補(bǔ)償長(zhǎng)度方向的撓度變形[3-5]． 多組斜楔塊組成的機(jī)械補(bǔ)償一般具有較多補(bǔ)償點(diǎn), 所折工件精度更高．由于不同折彎?rùn)C(jī)的結(jié)構(gòu)參數(shù)不同, 故其工作時(shí)滑塊和工作臺(tái)的撓度變形程度也存在差異．本文以某100 t折彎?rùn)C(jī)為例, 擬采用ANSYS Workbench有限元軟件對(duì)折彎?rùn)C(jī)配套機(jī)械補(bǔ)償裝置進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì), 以期實(shí)現(xiàn)折彎?rùn)C(jī)全長(zhǎng)撓度匹配, 提高加工精度．

1 機(jī)械補(bǔ)償原理

折彎?rùn)C(jī)機(jī)械補(bǔ)償裝置主要由凹槽基座、上楔塊、下楔塊和補(bǔ)償?shù)装宓葮?gòu)成, 其結(jié)構(gòu)如圖1所示. 裝置中上楔塊和下楔塊安裝在凹槽基座內(nèi), 通過(guò)螺栓及盤(pán)形彈簧將凹槽基座和補(bǔ)償?shù)装暹B接形成整體．圖2為兩組上下楔塊的機(jī)械補(bǔ)償原理圖．由圖2可知, 補(bǔ)償前, 上下楔塊完全貼合在一起; 補(bǔ)償后, 驅(qū)動(dòng)電機(jī)帶動(dòng)下楔塊向左位移, 使得上下楔塊左端貼合, 右端分離．由于每組楔塊的斜面角度不同, 上楔塊向上的位移也不同, 進(jìn)而實(shí)現(xiàn)機(jī)械補(bǔ)償裝置的“預(yù)凸起”．通過(guò)合理設(shè)置每組楔塊的斜面角度, 可直接有效補(bǔ)償滑塊與工作臺(tái)產(chǎn)生的撓曲變形, 避免二次手動(dòng)調(diào)整, 使得折彎時(shí)上下刀具間隙一致, 提高折彎工件精度[6]．為確定機(jī)械補(bǔ)償裝置所需的補(bǔ)償量, 須先對(duì)折彎?rùn)C(jī)進(jìn)行有限元分析, 獲取滑塊與工作臺(tái)產(chǎn)生的撓曲變形．

圖1 機(jī)械補(bǔ)償裝置示意圖Fig.1 Schematic diagram of mechanical compensation device

圖2 楔塊組機(jī)械補(bǔ)償示意圖Fig.2 Schematic diagram of mechanical compensation of the wedge group

2 折彎?rùn)C(jī)機(jī)身有限元分析

2.1 有限元模型

折彎?rùn)C(jī)主要是由油缸、左右側(cè)板、滑塊、工作臺(tái)、加強(qiáng)肋和油箱等構(gòu)成．由于折彎?rùn)C(jī)結(jié)構(gòu)復(fù)雜, 故為方便有限元分析[7-8], 對(duì)原折彎?rùn)C(jī)模型作以下簡(jiǎn)化: 1) 忽略折彎?rùn)C(jī)中不受力零件, 如油箱內(nèi)部零件等; 2) 填充折彎?rùn)C(jī)機(jī)身表面的一些細(xì)小孔, 以便網(wǎng)格劃分; 3) 忽略折彎?rùn)C(jī)機(jī)身中的一些倒角和倒圓角．簡(jiǎn)化后的折彎?rùn)C(jī)三維模型如圖3所示．

圖3 折彎?rùn)C(jī)三維模型Fig.3 Three dimensional model of bending machine

2.2 材料屬性及網(wǎng)格劃分

折彎?rùn)C(jī)機(jī)身材料為碳鋼Q235, 彈性模量為206 GPa, 泊松比為0.3, 密度為7 800 kg·m-3．圖4為折彎?rùn)C(jī)有限元網(wǎng)格模型．折彎?rùn)C(jī)整體采用實(shí)體單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格, 劃分后模型總單元數(shù)為172 966個(gè), 總節(jié)點(diǎn)數(shù)為367 213個(gè)．

圖4 折彎?rùn)C(jī)網(wǎng)格模型Fig.4 Mesh model of bending machine

2.3 邊界條件和載荷施加

以某100 t折彎?rùn)C(jī)為研究對(duì)象, 該折彎?rùn)C(jī)最大折彎力為980 kN, 機(jī)身長(zhǎng)度為3 100 mm．圖5顯示了折彎?rùn)C(jī)的邊界條件和載荷施加情況．通過(guò)螺栓固定折彎?rùn)C(jī)兩側(cè)板位置處的4個(gè)調(diào)整墊塊, 同時(shí)限制調(diào)整墊塊底面6個(gè)自由度以施加固定約束．當(dāng)油缸推力為最大折彎力時(shí), 滑塊和工作臺(tái)的撓度變形最大．為研究滑塊和工作臺(tái)的最大撓度變形, 在油缸桿與滑塊連接的兩個(gè)表面施加980 kN豎直向下的載荷C, 油缸表面施加大小相等、方向相反的載荷A, 工作臺(tái)上表面施加980 kN豎直向下的載荷D, 滑塊下表面施加980 kN豎直向上的載荷B．同時(shí)開(kāi)啟弱彈簧, 避免因網(wǎng)格劃分導(dǎo)致受力不平衡．

圖5 折彎?rùn)C(jī)邊界條件與載荷Fig.5 Boundary conditions and loads of bending machine

2.4 仿真結(jié)果分析

采用ANSYS Workbench靜力學(xué)分析得到折彎?rùn)C(jī)機(jī)身的位移云圖, 如圖6所示．由圖6可知, 油缸和滑塊上方的總位移較大, 最大位移為1.647 mm．圖7為滑塊和工作臺(tái)y方向位移云圖．由圖7可知, 滑塊y方向最大位移為0.963 mm, 工作臺(tái)y方向最大位移為0.442 mm．滑塊連接在側(cè)板上, 由于側(cè)板向上位移,導(dǎo)致滑塊整體向上位移．

圖6 折彎?rùn)C(jī)位移云圖Fig.6 Displacement cloud diagram of bending machine

忽略滑塊和工作臺(tái)的剛體位移, 得到滑塊下表面和工作臺(tái)上表面的y方向相對(duì)撓度變形曲線(xiàn), 如圖8所示．由圖8可知, 滑塊下表面1 550 mm處變形最大, 變形絕對(duì)值為0.344 mm; 工作臺(tái)1 550 mm處變形最大, 變形絕對(duì)值為0.384 mm．根據(jù)滑塊撓度變形與工作臺(tái)撓度變形的差值確定折彎?rùn)C(jī)總撓度變形[9-10], 結(jié)果如圖9所示．由圖9可知, 100 t折彎?rùn)C(jī)滿(mǎn)載工作時(shí), 所需最大補(bǔ)償量為0.728 mm．當(dāng)機(jī)械補(bǔ)償裝置的補(bǔ)償曲線(xiàn)與折彎?rùn)C(jī)總撓度變形曲線(xiàn)一致時(shí), 可獲得長(zhǎng)度、方向及角度一致的理想折彎工件．

圖8 滑塊和工作臺(tái)的撓度變形曲線(xiàn)Fig.8 Deflection deformation curve of slider and table

圖9 折彎?rùn)C(jī)總撓度變形曲線(xiàn)Fig.9 Total deflection deformation curve of bending machine

3 機(jī)械補(bǔ)償裝置有限元分析

3.1 有限元模型建立

向折彎?rùn)C(jī)機(jī)械補(bǔ)償裝置的凹槽基座中部安裝15組楔塊, 每組楔塊長(zhǎng)200 mm, 寬31 mm, 厚60 mm, 由上、下兩個(gè)斜面角度相同的楔塊構(gòu)成, 其中楔塊組8兩側(cè)的楔塊組1～7與楔塊組9～15的斜面角度相同．根據(jù)圖10所示的補(bǔ)償前后楔塊變化情況及表1給出的楔塊組斜面角度, 計(jì)算理論補(bǔ)償值Δy=Δx·tanα, 其中Δx為下楔塊水平方向位移,α為楔塊斜面角度．已知折彎?rùn)C(jī)的最大撓度變形為0.728 mm, 楔塊最大斜面角為3.55°, 計(jì)算得出驅(qū)動(dòng)電機(jī)應(yīng)推動(dòng)下楔塊向左位移11.735 mm．確定Δx=11.735 mm, 結(jié)合每組楔塊的斜面角度計(jì)算各楔塊的理論補(bǔ)償值, 結(jié)果如表1所示．運(yùn)用Solidworks軟件裝配補(bǔ)償后的機(jī)械補(bǔ)償裝置, 再將其導(dǎo)入ANSYS Workbench, 對(duì)折彎?rùn)C(jī)機(jī)械補(bǔ)償裝置進(jìn)行有限元分析．

表1 楔塊組的斜面角度及其理論補(bǔ)償值

圖10 補(bǔ)償前后楔塊變化示意圖Fig.10 Schematic diagram of wedge changes before and after compensation

3.2 邊界條件和載荷施加

機(jī)械補(bǔ)償裝置的邊界條件和載荷施加如圖11所示．折彎過(guò)程中將補(bǔ)償?shù)装骞潭ㄓ诠ぷ髋_(tái),折彎力通過(guò)下模傳遞到凹槽基座上表面,故在凹槽基座上表面施加980 kN的分布力E．由于機(jī)械補(bǔ)償裝置各組件之間的接觸作用,上楔塊側(cè)面約束x方向的位移．有限元分析時(shí)不考慮補(bǔ)償?shù)装? 假設(shè)下楔塊底面為理想剛性約束, 因此在下楔塊底面施加固定約束．

圖11 機(jī)械補(bǔ)償裝置的邊界條件和載荷Fig.11 Boundary conditions and loads of the mechanical compensation device

3.3 仿真結(jié)果分析

采用ANSYS Workbench靜力學(xué)求解得到楔塊組和凹槽基座的y方向位移云圖, 如圖12～13所示．由圖12～13可知, 楔塊組y方向位移較小, 最大位移為0.024 mm; 凹槽基座兩側(cè)y方向位移基本對(duì)稱(chēng),最大位移為0.792 mm．提取凹槽基座上表面的撓度變形曲線(xiàn)(取50～3 050 mm有楔塊組處)作為機(jī)械撓度補(bǔ)償曲線(xiàn), 與理論機(jī)械撓度補(bǔ)償曲線(xiàn)及折彎?rùn)C(jī)總撓度變形曲線(xiàn)對(duì)比,結(jié)果如圖14所示．由圖14可知, 機(jī)械撓度補(bǔ)償曲線(xiàn)和理論機(jī)械撓度補(bǔ)償曲線(xiàn)整體相近, 但仍有一定誤差, 其中1 550 mm處3條曲線(xiàn)的變形值均為0.728 mm, 其他區(qū)域機(jī)械撓度補(bǔ)償量和理論機(jī)械補(bǔ)償量均明顯小于折彎?rùn)C(jī)總撓度變形量．故楔塊斜面角度設(shè)計(jì)不合理, 應(yīng)進(jìn)一步增大楔塊斜面角度, 增加機(jī)械撓度補(bǔ)償量, 以實(shí)現(xiàn)機(jī)械撓度補(bǔ)償曲線(xiàn)與總撓度變形曲線(xiàn)的全長(zhǎng)匹配．

圖12 楔塊組y方向位移云圖Fig.12 The y-direction displacement cloud diagram of the wedge set

圖13 凹槽基座y方向位移云圖Fig.13 The y-direction displacement cloud diagram of groove base

圖14 優(yōu)化前機(jī)械撓度補(bǔ)償曲線(xiàn)Fig.14 Mechanical deflection compensation curve before optimization

4 楔塊斜度優(yōu)化設(shè)計(jì)

表2 測(cè)點(diǎn)誤差值及其真實(shí)撓度補(bǔ)償

表3 優(yōu)化后的楔塊組斜面角度

圖15 機(jī)械補(bǔ)償裝置測(cè)點(diǎn)分布(mm)Fig.15 Distribution of measuring points for mechanical compensation devices

將優(yōu)化后的楔塊在Solidworks中完成裝配后, 導(dǎo)入ANSYS Workbench中進(jìn)行有限元分析．圖16為優(yōu)化后凹槽基座y方向位移云圖．由圖16可知, 凹槽基座兩側(cè)y方向位移基本對(duì)稱(chēng), 最大位移為0.746 mm．對(duì)比優(yōu)化后機(jī)械撓度補(bǔ)償曲線(xiàn)與折彎?rùn)C(jī)總撓度變形曲線(xiàn), 如圖17所示．由圖17可知, 楔塊斜度的優(yōu)化實(shí)現(xiàn)了機(jī)械撓度補(bǔ)償曲線(xiàn)與折彎?rùn)C(jī)總撓度變形曲線(xiàn)的全長(zhǎng)匹配．

圖16 優(yōu)化后凹槽基座y方向位移云圖Fig.16 The y-direction displacement cloud diagram of the optimized groove base

圖17 優(yōu)化后機(jī)械撓度補(bǔ)償曲線(xiàn)Fig.17 Optimized mechanical deflection compensation curve

5 折彎精度測(cè)試

將優(yōu)化前后的機(jī)械補(bǔ)償裝置分別安裝于兩臺(tái)同型號(hào)的數(shù)控折彎?rùn)C(jī)上進(jìn)行折彎測(cè)試．測(cè)試過(guò)程中采用10件由Q235A冷軋鋼板制成的工件,厚度為2 mm, 長(zhǎng)度為3 000 mm, 寬度為200 mm, 折彎角度為90°, 分別在每臺(tái)折彎?rùn)C(jī)上進(jìn)行5次折彎實(shí)驗(yàn)．測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)如圖18所示．

圖18 測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)圖Fig.18 Test site diagram

為評(píng)估試件折彎精度,采用萬(wàn)能角度尺和塞尺檢驗(yàn)平尺分別測(cè)量試件的折彎角度誤差和直線(xiàn)度誤差[11], 并計(jì)算角度平均誤差和直線(xiàn)度平均誤差,得到優(yōu)化前后的折彎精度及平均誤差,結(jié)果如表4～5所示．由表5可知, 機(jī)械補(bǔ)償裝置優(yōu)化后的試件折彎角度平均誤差減少了30′, 直線(xiàn)度平均誤差減少了0.27 mm, 折彎?rùn)C(jī)加工精度明顯提高, 工件折彎精度優(yōu)于國(guó)家Ⅰ級(jí)精度標(biāo)準(zhǔn)[12]．

表5 優(yōu)化前后的折彎精度平均誤差

6 結(jié)論

本文利用ANSYS Workbench有限元軟件對(duì)100 t折彎?rùn)C(jī)滿(mǎn)載工況下的總撓度變形進(jìn)行仿真分析, 并根據(jù)總撓度變形曲線(xiàn)優(yōu)化機(jī)械補(bǔ)償裝置, 實(shí)現(xiàn)了全長(zhǎng)撓度匹配．實(shí)際折彎精度測(cè)試表明,采用優(yōu)化后的機(jī)械補(bǔ)償裝置可明顯提高折彎?rùn)C(jī)加工精度, 工件折彎精度優(yōu)于國(guó)家Ⅰ級(jí)精度標(biāo)準(zhǔn)．