高速曲柄機械壓力機動平衡優(yōu)化

張慶飛，范 巍，江寶明

（揚州鍛壓機床股份有限公司，江蘇 揚州225128）

1 引言

鍛壓加工在工業(yè)生產(chǎn)中占有非常重要的地位，廣泛應(yīng)用在馬達鐵芯、電子接插件沖壓等領(lǐng)域，工件具有效率高、品質(zhì)好和成本低的特點。曲柄壓力機是一種應(yīng)用廣泛的高效高精密鍛壓設(shè)備。隨著曲柄壓力機向高速度和高精度的方向發(fā)展，也帶來了高頻振動和噪聲，嚴重影響加工精度和生產(chǎn)條件，對周圍環(huán)境造成了一定影響。因此，研究高精度、低噪聲的高速精密壓力機具有重要的現(xiàn)實意義[1-4]。

壓力機的振動和噪聲主要有兩個原因[5]：一是回轉(zhuǎn)部件和往復(fù)運動部件未得到良好的動平衡，主要是曲柄滑塊機構(gòu)的不平衡；另一個是沖壓過程中的沖擊力。由于沖裁力在沖裁過程中不可避免，因此降低壓力機的沖擊振動主要應(yīng)從優(yōu)化傳動機構(gòu)的角度考慮。目前，從結(jié)構(gòu)角度出發(fā)，動平衡方式主要有[6-7]：反對稱偏心塊式、反方向配置副滑塊平衡式、多桿配重平衡機構(gòu)式和平衡擺塊式。在曲軸偏心的相反方向設(shè)置偏心平衡塊，該偏心平衡塊主要用來平衡曲柄連桿部件所產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)慣性力，是一種簡單的不完全動平衡；在與主滑塊對稱的180°位置上布置一個平衡副滑塊以及曲柄連桿零件，以抵消主滑塊所產(chǎn)生的慣性力，是一種較理想的不完全動平衡機構(gòu)；但該平衡結(jié)構(gòu)主、副滑塊作用機身導(dǎo)軌上的側(cè)向力產(chǎn)生的力矩方向相同，彼此相互迭加加大了機身的傾覆扭轉(zhuǎn)振動；設(shè)計特殊的滑塊驅(qū)動裝置，一般是多桿裝置，其中桿件的慣性力方向和滑塊的慣性力方向相反。只要合理配置這些桿的質(zhì)量，就可以起到平衡滑塊慣性力的作用；采用了平衡杠桿方式，杠桿的一端接在高速壓力機驅(qū)動機構(gòu)的往復(fù)運動的鉸接點上，杠桿的另一端固定一個一定重量的平衡擺塊，杠桿的支點固定在機身上。工作時，平衡擺塊的擺動方向和滑塊的運動方向相反，從而起到平衡慣性力的作用。

上述四種平衡方式中，反對稱偏心塊式是一種簡單的不完全動平衡，多桿配重平衡機構(gòu)式和平衡擺塊式是肘桿式機構(gòu)，肘桿機構(gòu)的加工及裝配難度較大，造價高。實際應(yīng)用中，大多數(shù)曲柄連桿式高速壓力機采用反向配置的副滑塊來降低壓力機的振動，因此本文主要探討副滑塊平衡式動平衡機構(gòu)。

2 運動學(xué)分析

2.1 機構(gòu)模型的建立

J76-80 型800min-1、800kN曲柄式高速壓力機傳動機構(gòu)簡圖如圖1 所示。桿AC 為曲軸，O點為其轉(zhuǎn)軸投影點，AB 為主連桿，B 為主滑塊，這三部分組成壓力機結(jié)構(gòu)中的核心部分--曲柄滑塊機構(gòu)；桿CD 為平衡連桿，D 為反向副平衡滑塊，這兩部分組成壓力機的反向平衡裝置。

圖1 J76-80 型曲柄壓力機傳動機構(gòu)簡圖

2.2 傳動系統(tǒng)運動學(xué)分析

以O(shè) 為原點建立運動坐標系O-xy，坐標軸的方向如圖1 所示。設(shè)連桿OA、AB、OC 和CD 的角位移分別為φ1、φ2、φ3和φ4。其中，φ1為已知輸入變量——曲軸輸入角位移[8]。

式中：s——滑塊行程。

由式（1）可以得到連桿角位移

將式（2）代入式（1）得到滑塊位移s

同理，可以得到平衡連桿角位移

得到平衡滑塊位移yD

3 動態(tài)靜力學(xué)模型

各構(gòu)件的動力學(xué)分析如圖2 所示，其中Q 為滑塊上的外載荷。考慮重力因素，忽略導(dǎo)軌摩擦力，分別對各構(gòu)件進行動力學(xué)分析[9]。

通過式（6）可以求解出各運動構(gòu)件的慣性力和運動副約束反力。

4 機構(gòu)慣性力分析

本次的沖床動態(tài)分析主要從三方面著手，分別是傳動系統(tǒng)的擺動力和擺動力矩、作用于機身的支撐力和驅(qū)動力矩三部分。

圖2 各構(gòu)件的動態(tài)靜力分析

4.1 擺動力和擺動力矩分析

考慮現(xiàn)有平衡連桿和平衡滑塊的平衡效果的情況下，系統(tǒng)的擺動力和擺動力矩分別為

根據(jù)傳動機構(gòu)的動力學(xué)分析，可以得到該高速壓力機在安裝現(xiàn)有平衡裝置的情況下的系統(tǒng)擺動力和擺動力矩在一個運動周期內(nèi)的變化曲線與未平衡狀態(tài)下的對比情況，如圖3 所示。

由圖3 可知，在未安裝現(xiàn)有平衡裝置的情況下，系統(tǒng)水平方向上的擺動力最大波動為2.36×104N，平衡狀態(tài)下為1.61×104N，降低了28.9%；未平衡狀態(tài)下豎直方向上的擺動力最大波動為1.947×105N，平衡狀態(tài)下為1.72×104N，降低了91.1%；未平衡狀態(tài)下的擺動力矩最大波動為1348N·m，平衡狀態(tài)下為1448N·m，上升了7.5%。數(shù)據(jù)顯示，現(xiàn)有平衡裝置在豎直方向上大大平衡了系統(tǒng)的擺動力，在該方向上具有較好的平衡效果。然而，由于反向副滑塊平衡機構(gòu)的缺陷，使得采用該結(jié)構(gòu)進行擺動力平衡的同時必然增大擺動力矩，因此平衡連桿的轉(zhuǎn)動慣量不宜過大。

4.2 約束反力及驅(qū)動力矩分析

在高速壓力機運行過程中，慣性力和慣性力矩的不平衡必然引起振動。對機身而言，可以看作是在周期激振力FROX、FROy、NB和ND作用下的受迫振動。由于外部載荷Q 不確定，在空載情況下對以上四個周期激振力和驅(qū)動力矩Md的波動進行平衡與未平衡狀態(tài)下的對比，如圖4 所示。

由圖4 可知，曲軸支撐處水平方向的反作用力最大波動在未平衡狀態(tài)下為2.955×104N，平衡狀態(tài)下為1.913×104N，降低了35.3%；豎直方向的反作用力最大波動在未平衡狀態(tài)下為1.386×105N，平衡狀態(tài)下為1.72×104N，降低了87.6%；滑塊導(dǎo)軌側(cè)向反作用力最大波動在未平衡狀態(tài)下為8.0×103N，未平衡狀態(tài)下為7.169×103N，下降了10.4%。而從驅(qū)動力矩的波動情況來看，未平衡狀態(tài)下的驅(qū)動力矩最大波動為1.398×103N·m，平衡狀態(tài)下為3.062×103N·m，上升了119%。

4.3 各構(gòu)件質(zhì)量對動態(tài)特性的影響

在上述各動態(tài)特性中，我們主要關(guān)注平衡力矩Md和機身上受到的載FROX、FROy、NB和ND的波動情況。若忽略外載作用，在尺寸參數(shù)確定的情況下，根據(jù)式（6），可以將機身受到的各個載荷寫成是各構(gòu)件質(zhì)量參數(shù)的線性組合形式。例如：

式中，X 分別表示FROX、FROy、NB、ND和Md；ωxm1等各項表示對應(yīng)質(zhì)量參數(shù)mi等對平衡力矩X 貢獻的權(quán)重系數(shù)；乘積ωxmimi等表示相應(yīng)質(zhì)量參數(shù)對平衡力矩X 的貢獻值。根據(jù)式（6）可以得出在一個周期內(nèi)各質(zhì)量參數(shù)對機身載荷的貢獻值和對應(yīng)權(quán)重系數(shù)的變化曲線，由于篇幅限制，本文只給出構(gòu)件質(zhì)量對曲軸支撐運動副豎直方向上力的影響。

圖4 機構(gòu)約束反力與驅(qū)動力矩

由圖5 可知，主副滑塊質(zhì)量、主連桿質(zhì)量和副連桿質(zhì)量對 的貢獻值較大，曲柄質(zhì)量貢獻值較小，其他參數(shù)貢獻值幾乎為零。圖6 可以看出主副滑塊質(zhì)量、主連桿質(zhì)量、主連桿轉(zhuǎn)動慣量的權(quán)重系數(shù)較大，曲柄質(zhì)量權(quán)重系數(shù)較小，其余權(quán)重系數(shù)幾乎為零。

圖6 質(zhì)量參數(shù)對曲軸支撐豎直方向反力的權(quán)重系數(shù)

5 結(jié)論

本文研究了曲柄壓力機傳動機構(gòu)的動平衡問題，結(jié)論如下：

（1）本文給出了曲柄壓力機的傳動機構(gòu)，并對其進行了運動學(xué)和動力學(xué)分析。

（2）針對高速壓力機的振動問題，對傳動機構(gòu)的動平衡進行了分析，并與未加平衡機構(gòu)時的傳動機構(gòu)進行了對比。

（3）分析了各運動構(gòu)件質(zhì)量參數(shù)對運動副約束反力和驅(qū)動力矩的影響，滑塊和平衡滑塊的質(zhì)量對各激振載荷的貢獻值較大，尤其是對平衡力矩的貢獻；連桿和平衡連桿引起的激振載荷的貢獻值在一定程度上可相互抵消。

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