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某車型采用的是臺式包邊機，它的優點是：①包邊質量較為穩定；②生產節拍較高；③占地空間小，易于實現自動化；④便于生產線布置及工藝調整；⑤投資小。該包邊機原型為進口設備，后經局部改進，車身車間在使用過程中發現有局部斷裂現象。包邊機一旦發生斷裂，必須盡快修復，不然會造成大面積斷裂，從而使其維修難度增大，甚至報廢，進而影響門蓋生產乃至整車生產。有必要對其進行有限元分析與結構改進。
該包邊機整體結構見圖，由8個部分構成。其中主壓包邊機結構具體見圖，由圖可知，該包邊機工作原理是：氣缸向上推動活塞桿運動，同時包邊機里面一端由于杠桿作用向下壓邊(杠桿支點為圖中的鉸接處)。氣缸推力F的計算根據氣缸半徑，取75mm，P為壓邊時的峰值壓強，范圍為8-12MPa，則F的范圍對應為140-210kN。由圖可知，中間鉸支到氣缸推力處、壓邊處的橫向距離分別為150mm，250mm。不考慮氣缸的傳力損失，根據杠桿原理，F范圍對應為85-127kN。
該包邊機由不同厚度的各個飯金件(筋)通過拐角連接處的焊縫焊接起來，焊縫高度有5mm、8mm，10mm三種，并且各部分厚度各不相同，最厚可達50mm，最薄的也有10mm。根據經驗，一般用八節點六面體實體單元、六節點五面體及四面體實體單元模擬各實體組成部分以及焊縫。由于各組成部分完全是靠實體焊點單元連接，因此各部分接觸處的節點并沒有進行重合處理(Equivalence)。焊點單元根據高度分別被做成5mm，8mm，10mm這3種，為簡化計算，只進行5mm，10mm這2種對比。各組成部分單元尺寸為5mm，單元(除焊縫單元)總數為120591個，焊點單元在高度為5mm時有1069個，高度在10mm時為1990個。
本研究采用NASTRAN進行線性靜力分析，只考慮材料的線性變形，不考慮材料超過屈服極限后的塑性變形。所有組成部分材料均為Q235鋼，一種普通碳素結構鋼屈服極限理論值為235MPa，抗拉強度為375-500MPa。包邊機各筋及焊縫具相同的特性(PSplid)和相同的材料特性(Material)，即鋼(Steel)，其材料特性為：彈性模量E=2.1E+05，泊松比0.3，密度7.9kg/ mm3加載。模型加載、約束見圖。在氣缸活塞銷處分別施加140kN，210kN的力，方向豎直向上；在壓邊處分別施加g5kN，127kN的力，方向水平向上。具體施加在節點上，節點力為施加力除以加載節點總數。約束下面支座底部的全部自由度。同時考慮到模型較大，實體單元超過10萬個，為節約計算時間，只計算了一半模型，因此需要在對稱面施加對稱邊界條件。
根據包邊機受力分析，可知包邊機為受彎結構。針對模型不同載荷(活塞銷處載荷為140kN，210kN)、不同焊縫高度(5mm，10mm)，以及假設沒有焊縫采用所有筋一體式結構，共匯總6種情況的應力結果。包邊機在140kN(活塞處)不同焊縫高度時的應力云圖見圖。不管是5mm還是10mm焊縫高度的應力均超過材料的屈服強度235MPa，材料超過屈服極限后發生塑性變形，但本文只考慮線形靜態變形，此時高應力值已經失真，實際值較模擬值小。5mm焊縫最大應力出現在上面有孔橫筋與中間豎直筋的拐角處，為587MPa；而10mm焊縫則出現在下面橫筋與中間豎直筋的拐角處，為521MPa。兩者高應力區域，都集中在中間前后兩橫筋與其周圍筋的焊接拐角處，而遠離該區域的筋應力則很小，都遠小于材料的屈服強度，這與活塞推力傳力距離有關，并且這些地方的應力對焊縫高度不敏感，不像中間兩橫筋拐角焊接處對焊縫高度特別敏感。圖則是210kN(活塞銷處)不同焊縫高度時的應力云圖，其最大應力和高應力區域(大于300MPa)均與140kN時近似，只是數值近似線形增大而已。以上幾種情況的包邊機結構都是各個組成筋相互之間完全靠實體焊點單元相連，相互之間內部接觸并無直接相連，為對比考察焊縫高度對應力影響程度，將包邊機結構做成一體式，即各筋完全內部連接(接觸處節點重合Equivalence)，不需要焊點連接。
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