高速曲柄机械压力机动平衡优化.pdf

文章编号：1672—0121(2015)o5—0012—05 ___． I一 ‘ 同 速曲柄机械压力机动平衡优化 张庆飞，范巍，江宝明 (扬州锻压机床股份有限公司，江苏扬州225128) 摘要：针对曲柄压力机高速化带来的振动问题，以J76—80型曲柄压力机为例，建立了传动机构的运动学 和动力学模型，用解析法分析了曲柄滑块机构惯性力产生的原因，并利用MATLAB对传动系统中各运动构 件质量对运动副反力的影响进行了分析，采用一种简单可靠的对称布置法实现了机构的部分动平衡，减少了 惯性力的不良影响，提高了压力机的动态性能，为同类压力机的动平衡方案提供了参考。 关键词：高速压力机；运动学；动力学；平衡优化 中图分类号：TG315．5 文献标识码：A DOI：10．16316，i．issn．1672—0121．2015．05．001 1 引言 锻压加工在工业生产中占有非常重要的地位， 广泛应用在马达铁芯、电子接插件冲压等领域，工件 具有效率高、品质好和成本低的特点。曲柄压力机是 一种应用广泛的高效高精密锻压设备。随着曲柄压 力机向高速度和高精度的方向发展，也带来了高频 振动和噪声，严重影响加工精度和生产条件，x,-J-周围 环境造成了一定影响。因此，研究高精度、低噪声的 高速精密压力机具有重要的现实意义 。 压力机的振动和噪声主要有两个原因【5】：一是回 转部件和往复运动部件未得到良好的动平衡，主要 是曲柄滑块机构的不平衡；另一个是冲压过程中的 冲击力。由于冲裁力在冲裁过程中不可避免，因此降 低压力机的冲击振动主要应从优化传动机构的角度 考虑。目前，从结构角度出发，动平衡方式主要有 ： 反对称偏心块式、反方向配置副滑块平衡式、多杆配 重平衡机构式和平衡摆块式。在曲轴偏心的相反方 向设置偏心平衡块，该偏心平衡块主要用来平衡曲 柄连杆部件所产生的旋转惯性力，是一种简单的不 完全动平衡；在与主滑块对称的180。位置上布置一 个平衡副滑块以及曲柄连杆零件，以抵消主滑块所 产生的惯性力，是一种较理想的不完全动平衡机构； 但该平衡结构主、副滑块作用机身导轨上的侧向力 杆装置，其中杆件的惯性力方向和滑块的惯性力方 向相反。只要合理配置这些杆的质量，就可以起到平 衡滑块惯性力的作用；采用了平衡杠杆方式，杠杆的 一端接在高速压力机驱动机构的往复运动的铰接点 上，杠杆的另一端固定一个一定重量的平衡摆块，杠 杆的支点固定在机身上。工作时，平衡摆块的摆动方 向和滑块的运动方向相反，从而起到平衡惯性力的 作用。 上述四种平衡方式中，反对称偏心块式是一种 简单的不完全动平衡，多杆配重平衡机构式和平衡 摆块式是肘杆式机构，肘杆机构的加工及装配难度 较大，造价高。实际应用中，大多数曲柄连杆式高速 压力机采用反向配置的副滑块来降低压力机的振 动，因此本文主要探讨副滑块平衡式动平衡机构。 2运动学分析 2．1机构模型的建立 J76-80型800min～、800kN 曲柄式高速压力机传动机构简 图如图1所示。杆A c为曲轴， 0点为其转轴投影点， B为主 连杆，B为主滑块，这三部分组 成压力机结构中的核心部分～ 曲柄滑块机构；杆CD为平衡 连杆，D为反向副平衡滑块，这 两部分组成压力机的反向平衡 装置。 2．2传动系统运动学分析 D B 图1_『76—80型曲柄压 力机传动机构简图 以0为原点建立运动坐标系。一 ，坐标轴的方 向如图1所示。设连杆OA、AB、OC和CD的角位移 L 分别为‘P 、‘P：、‘P，和‘p 。其中，‘P 为已知输入变 量——曲轴输入角位移[81。 由于OA =0B，即 。s + c。s z 0 (1) 【llsinq~1+Z2sin~2=ys=-s 式中：s——滑块行程。 由式(1)可以得到连杆角位移 2=27r—arccos(-11 耀rcos 1) (2) 将式(2)代入式(1)得到滑块位移s =一Z1sin~o1+X／／22-／,2cos2~ol (3) 同理，可以得到平衡连杆角位移 ~4=arccos(／1／12gcos~1) (4) 得到平衡滑块位移 D=一Z3simp1+％／／42-／32cos2~vl (5) 3动态静力学模型 各构件的动力学分析如图2所示，其中Q为滑 块上的外载荷。考虑重力因素，忽略导轨摩擦力，分 别对各构件进行动力学分析[91。 M + 一 =，n1 1 F F％ FRoy=m,ys~+mjg [( A一甄。) 广(yA一 ) J+ 1) c厂 ( — 1) + 1 1+ +Md=0 一 M =m 2 严m 2+m2g [ )‰一O z) 一[( — 2) 广 ( ：) = (6) 一 =m 4 —FRcy=m~4+rrag [( D— ) 一( 4) 】一[( c— 4) q一 (yc一- ) = Q N『F＆ =M Q厂FR ；M M遥 N FR =M2~o-=0 一FRD1二M西 M毽 通过式(6)可以求解出各运动构件的惯性力和 运动副约束反力。 F ＼ ／ 一F皿 ‰ (d) (e) 图2各构件的动态静力分析 4．1摆动力和摆动力矩iA-析 考虑现有平衡连杆和平衡滑块的平衡效果的情 况下，系统的摆动力和摆动力矩分别为 FshFM M s2+M 4 F3 =M M西 ^M西s M M西D 01 Ms J M ry 巍 +J 4 +M s s广y ) 根据传动机构的动力学分析，可以得到该高速 压力机在安装现有平衡装置的情况下的系统摆动力 和摆动力矩在一个运动周期内的变化曲线与未平衡 状态下的对比情况，如图3所示。 由图3可知，在未安装现有平衡装置的情况下， 系统水平方向上的摆动力最大波动为2．36x104N，平 衡状态下为1．61×104N，降低了28．9％；未平衡状态 下竖直方向上的摆动力最大波动为1．947x10 N，平 衡状态下为1．72x10~N，降低了91．1％；未平衡状态 下的摆动力矩最大波动为1348N·m，平衡状态下为 1448N·m，上升了7．5％。数据显示，现有平衡装置在 竖直方向上大大平衡了系统的摆动力，在该方向上 具有较好的平衡效果。然而，由于反向副滑块平衡机 构的缺陷，使得采用该结构进行摆动力平衡的同时 必然增大摆动力矩，因此平衡连杆的转动惯量不宜 过大。 4．2约束反力及驱动力矩分析 在高速压力机运行过程中，惯性力和惯性力矩 的不平衡必然引起振动。对机身而言，可以看作是在 周期 由于 周期 衡状 4机构惯性力分析 本次的冲床动态分析主要从三方面着手，分别 最大 是传动系统的摆动力和摆动力矩、作用于机身的支 下为 撑力和驱动力矩三部分。 力最 ㈩ l_ ≠酉 ／ ＼ 一无平衡 ／i“ 、、 ． ． ．t／ ／ ＼ 0 90 180 270 360 曲轴输入角位移，。 (a)水平方向摆动力对比 平稠 —呒平铡 厂 、 f { ＼ ? ． ．／ O 9O 180 270 360 曲轴输入角位移／。 (b)竖直方向摆动力对比 =耍羊霈l ’ ， l l l { I | l l 0 90 l80 270 360 曲轴输入角位移／。 (c)摆动力矩对比 图3传动机构摆动力和摆动力矩对比 态下为1．72x104N，降低了87．6％；滑块导轨侧向反 作用力最大波动在未平衡状态下为8．0×10 N，未平 衡状态下为7．169×10 N，下降了10．4％。而从驱动力 矩的波动情况来看，未平衡状态下的驱动力矩最大波 动为1．398×10。N·m，平衡状态下为3．062×10 N·m， 上升了119％。 4．3各构件质量对动态特性的影响 在上述各动态特性中，我们主要关注平衡力矩 和机身上受到的载 一 和％的波动情 况。若忽略外载作用，在尺寸参数确定的情况下，根 据式(6)，可以将机身受到的各个载荷写成是各构件 质量参数的线性组合形式。例如： (8) ∞一等各 贡献的权 对平筏力 个周期内 重系数的 ＼ 厂 、 |厂 ’． l | 。 一有平 ：! ±堡 O 9O 18O 270 360 曲轴输入角位移／。 (a) 八 } I ．{ l／ ＼ } 、：-一一 一 一 =— O 90 l80 270 360 曲轴输入角位移／。 (b) m ^ 厂、 ， ＼ ／ 、 I l ／ I ’ f 厂、 ， ／ | ’ ／ J 、、L／ l l {| ＼ ， V ＼／ O 90 18O 270 360 曲轴输入角位移／。 (C) ^ ／＼ ／^＼ ， ’ ， 、 、 f 、- J 、 J 1 I ， 、 ， 、 ／ ＼ ／ 、 ， V V O 9O l8O 270 360 曲轴输入角位移／。 (d) ／一＼ ／、 ／ 、 ／ ， ＼ ／＼ ， 、 ／ ＼ f 、 L ／ ＼／ ＼ ／ ＼ 7厂 ＼ ， V ＼／ 一 O 90 180 270 360 曲轴输入角位移／。 (e)慨 图4机构约束反力与驱动力矩 变化曲线，由于篇幅限制，本文只给出构件质量对曲 轴支撑运动副竖直方向上力的影响。 由图5可知，主副滑块质量、主连杆质量和副连 5 1 5 0 5 1 5 1 0 0 — 1 gH×)A『／ 旺 器 取辑 5 1 5 O 5 1 5 1 0 O 一 1 一b_【×一^『＼ 匠 8 6 4 2 O 2 4 6 8 S_【×)^，， 固 取攥丑 5 1 5 O 5 1 1 0 0 一 ^ ×一^，、 鞑遥 侧 4 2 0 4 舍_【× ＼ 霉 侔畚 孵 ∞∞∞∞O∞∞∞∞ 8 6 4 2 2 4 6 8 uL．、『、 52 51 5 0 51 5 2 5 2 1 O O一1—2 g_【× ＼ 在 譬巢霎 2 5 1 5 0 5 1 5 2 l O 0—1一 ([0 ×)^，／ 墓 (a)曲轴质量分量 ×104 5Oo0 O -5000 2 O -2 100 50 O 一50 —100 1 0．5 O -0．5 -1 (d)滑块质量分量 厂 、 {} l l } ． O 90 18O 270 360 1 O．5 O -0．5 —1 5 O -5 5CHDO 0 -5000 ×1 04 ’ ● ● ． 、 ， 0 90 180 270 360 (b)连杆质量分量 厂 、 ．} l I {‘ O 90 18O 270 360 (e)平衡滑块质量分量 厂 、 l l l } ． 0 90 180 270 360 (h)水平外载分量 500O 0 -5000 5Ooo 0 —50oO 5000 0 -5000 厂 ‘、 ．{ l ／ ＼ ／ l { ． 0 90 18O 270 360 (c)平衡连杆质量分量 厂 、 ．I l l |’ ． ． 0 90 l8O 270 360 (f)连杆转动惯量分量 厂 、 ／ 1． 1 l ． 0 90 18O 270 360 (i)竖直外载分量 图5质量参数对曲轴支撑竖直方向反力‰的贡献值 厂 、 I l I }’ ． O 9O 180 270 360 (a)曲轴质量权重系数 ＼ 厂 、 I l’ I ’ ， 0 90 180 270 360 (d)滑块质量权重系数 O 9O 180 270 360 数 100 50 O 一50 100 1o0 0 —100 1 O．5 O -0．5 -1 ， 、 l l l l ～ 0 90 180 270 360 (b)连杆质量权重系数 厂 。、 ．f 1． I I ． ．．， 0 9O l80 270 360 (e)平衡滑块质量权重系数 O 9O 18O 270 360 (h)水平外载权重系数 100 50 0 -50 —100 1 O．5 O -0．5 —1 2 1．5 1 O．5 O ，’ 、 ● l j，r ● l J ． 0 90 18O 270 360 (c)平衡连杆质量权重系数 0 90 18O 270 360 (f)连杆转动惯量权重系数 0 9O 180 270 360 (i)竖直外载权重系数 图6质量参数对曲轴支撑竖直方向反力的权重系数 杆质量对的贡献值较大，曲柄质量贡献值较小，其 他参数贡献值几乎为零。图6可以看出主副滑块质 量、主连杆质量、主连杆转动惯量的权重系数较大， 曲柄质量权重系数较小，其余权重系数几乎为零 5结论 本文研究了曲柄压力机传动机构的动平衡问 题，结论如下： (1)本文给出了曲柄压力机的传动机构，并对其 进行了运动学和动力学分析。 (2)针对高速压力机的振动问题，对传动机构的 动平衡进行了分析，并与未加平衡机构时的传动机 构进行了对比。 (3)分析了各运动构件质量参数对运动副约束 反力和驱动力矩的影响，滑块和平衡滑块的质量对 各激振载荷的贡献值较大，尤其是对平衡力矩的贡 献；连杆和平衡连杆引起的激振载荷的贡献值在一 定程度上可相互抵消。 【参考文献】 [1】 赵升吨，张学来，高长宇，等．高速压力机的现状及其发展趋势 fJ]．锻压装备与制造技术，2005，40(1)：17—25． [2]Tso．The recent development of servo presses lJ]．Journal of the Mechatronies Industry．2006，280：98-106． [3]Tso P L，Liang K C．A nine—bar linkage for mechanical forming press [J】．International Journal of Machine Tools＆ Manufaeture。2002，42(1)：139—145． 【4J陈岳云，郭为忠．多连杆压力机发展现状及传动链构型的创新设 计研究【J1_机械设计与研究，2007(专刊)：67—70． [5]张晓阳，王兴松，贾方，等．闭式高速曲柄压力机动平衡优化设 计fJ1．锻压技术，2006，41(6)：96—99． 【6]赵升吨，张学来，高长宇，等．高速压力机惯性力平衡装置及其 特性研究(一)【JJ_锻压装备与制造技术，2005，40(4)：27—30． [7]赵升吨，张学来，高长宇，等．高速压力机惯性力平衡装置及其特 性研究(二)『J1．锻压装备与制造技术，2005，40(5)：14—19． [81李烨健，孙宇，胡峰峰．多杆高速机械压力机机构优化设计[J】． 中国机械工程，2015，26(1)：31-36． [919 曾梁彬，孙宇，彭斌彬．基于动态响应的高速压力机综合平衡 优化【J】．中国机械工程，2010，21(18)：2143—2148． Optimization of dynamic balance for high-speed crank mechanical press ZHANG Qingfei，FAN Wei，JIANG Baoming (Yangzhou Metal Forming Machine Tool Co．，Ltd．，Yangzhou 225 127，Jiangsu China) Abstract：Aiming at the vibration problems caused by high-speedy operation，taking J76—80 type crank press as an example，the kinematics and dynamics model of transmission mechanism of press have been established．The analytic method has been adopted to analyze the reason of inertia force for slider-crank mechanism．And the effect of the each component in the transmission system mass Oil the constraint force of kinematic pair has been analyzed with Matlab．The partial dynamic balance of mechanism has been implemented by use of a simple and reliable symmetrical layout method．The harmful effect caused by inertia force has been reduced and the dynamic performance of press has been enhanced．The study provides a reference for the dynamic balance scheme for the same kind of press． Keywords：High——speed press；Kinematics；Dynamics；Balance optimization 投稿 !欢迎订 阅!欢迎于j登广告!