高速精密压力机动态精度影响因素分析.pdf

文章编号：1672一Ol21(2014)06—0013—03 ___．I 一 ‘j 同 速精密压力机动态精度影响因素分析 何灿煜 (扬州锻压机床股份有限公司，江苏扬州225128) 摘要：本文对影响高速、高精密压力机动态精度的主要因素——运动副间隙、机构的弹性变形、机床热变 形进行了阐述。介绍了目前研究者针对运动副间隙和弹性变形采用的理论模型与研究方法，以及得出的一些 初步结论。指出机床发热的主要热源，并罗列出现有的解决方案。 关键词：机械设计；高速压力机；动态精度；间隙；弹性变形；发热 中图分类号：TG315．5 文献标识码：A 0引言 压力机作为锻压机床的代表，广泛应用于航空 航天、汽车制造、交通运输、冶金化工等重点领域。近 年来，大规模集成电路和电器元件、计算机和通讯设 备以及微电机芯片的生产有力地推进了高速精密冲 床的发展，高速、高精密冲床作为一种精密、高效的 压力加工装备，在高速条件下的超精密加工达到了 前所未有的水平(下死点动态控制精度±0．005mm)。 而影响压力机动态精度的因素包括：运动副间隙、机 构的弹性变形、机床热变形等f1]。 1运动副间隙 机床运动副间隙是影响高速精密压力机动态精 度的重要因素，目前国内外在这方面的研究还不够 完善。间隙及其特性对压力机动态精度的影响程度 以及影响方式还处于探索阶段，其周期性高速冲击 载荷特性对研究的进一步展开带来了困难。Flores P 采用三太模型研究了不同参数对含问隙曲柄滑块机 构动态特性的影响；Imed Khemili采用基于冲击函 数的碰撞模型研究了含间隙弹性曲柄滑块机构的动 态特性；Selcuk Erkaya建立了实验平台，通过测量 振动和噪声研究了含间隙曲柄滑块机构的动态响 应；陈树新等利用Lee、Wang提出的非线性弹簧阻 尼模型描述间隙处的碰撞接触，采用修正的Coulomb 摩擦模型描述间隙处的摩擦，建立了周期性冲击工 况下含间隙高速精密压力机的虚拟样机模型。许立 基金项目：高档数控机床与基础制造装备国家科技重大专项(04专 项)项目(2013zx04002—082) 收稿日期：2014—03—04 作者简介：何灿煜(1974一)，男，高级工程师，从事压力机研发与制造 新等基于多体动力学理论及Hertz接触理论，提出 一种计及轴承间隙与柔性特征影响的多体系统建模 方法闭【3删。 1．1运动副间隙模型 如图1、2所示，在连杆跟主轴之间的旋转副中， R，和R 分别为轴销和轴套(轴承内外圈)的半径，间 隙大小e可以表示为：e=R 一只，。如图3所示，轴和轴 套(轴承内外圈)的中心距在水平和竖直方向的投影 分别为e 和e ，则法向穿透深度6为： 图1轴承偏心与载荷分布 图2滑动轴承间隙 图3运动副间隙矢量模型示意图 6=、／e 2十 2一e 1．2碰撞接触力模型 在接触和分离状态下，定义接触力F如下： f0 if cS<0 ，l_{ } if 6≥O 式中： 、 一分别表示法向和切向接触力，如图3 所示。 FN=K +D6 式中： 一法向接触力； 卜法向穿透深度； n——指数，n≥1。金属材料通常取1．5； K、 分别为等效接触刚度和阻尼系数。 1．3摩擦力模型(图4) 豁 蜷 世 f 、 № 、 一 d —V 0 { d -／x, ／ 相对速度 图4摩擦力模型图 {-sign(v d ( )={一step(tvl， d， ， ， l I3 式中： ——两物体在碰撞点的相对滑移速度，即切 线方向的速度分量； r厂一滑动摩擦系数； ，J ——静摩擦系数； ——静摩擦与动摩擦的临界速度； 广最大动摩擦系数的对应速度I 3l。 1．4含间隙压力机动力学模型(图5、6) 基于以上理论模型， 一些研究者得出：①间隙 的存在影响机构运动位置 与速度，误差大小会随曲 柄转角位置不同而变化； ②间隙越大，滑块位移、速 度、加速度的振荡幅度越 大，而且速度和加速度对 打击力的响应峰值增大； 打击力越大，滑块的速度 和加速度响应峰值越大， 振荡越剧烈，而打击力对 图5含间隙高速精密压力机 机构运动简图 2机床的弹性变形 随着现代加工 业对压力机的工作 效率(即转速)和动 态精度要求越来越 高，传统设计中把 机构简化为刚性和 切运动副视为刚体 图6含间隙高速精密压力机机构 的方法在分析高速、 动力学模型 高精密压力机的运 动特性时显然具有很大的局限性。由于运动速度高， 急剧增大的惯性载荷使机构的构件产生弹性变形和 振动，某些运动构件的弹性变形无法忽略不计。 在此背景下，用来分析机构特性的传统刚体动 力学已不能满足实际需要，因此弹性动力学作为机 构动力学的一个新的分支和发展方向应运而生。 弹性动力学分析一般基于以下两点假设： (1)相对于刚体运动学分析得到的机构名义运 动位移，构件弹性变形引起的弹性位移很小，不会影 响机构的名义运动状态； (2)刚体运动和弹性运动之间存在一定的耦合， 但对柔性不是很大的机构而言，其耦合项的影响一 般可以忽略。 在弹性动力学分析中，机构的真实运动可以看 作是名义运动与弹性运动的叠加。在具体分析中，一 般需要考虑各构件的质量和刚度分布特性，想要建 立精确的分析模型，需要求解非常复杂的偏微分方 程组，难以获得解析解。分析人员一般采用有限元方 法，将机构中的弹性构件用合适的单元模型进行等 效，通过求解系统的特征方程以及弹性动力学方程， 在刚体理想运动的基础上进一步求解出弹性变形， 得到弹性机构的实际运动状态。 如图7所示，为某型号压力机的有限元模型，曾 梁斌等在此模型基础上进行了该压力机的固有特性 以及在运动过程中受迫振动对运动状态的影响情况 的研究[61。 目前在这方面的研究比较少，大多数设计人员 只是通过ANSYS等有限元分析软件对受力较大的 构件进行静态受力与变形分析，还有部分研究者将 受力构件柔性化后在ADMAS中建立刚柔耦合模型 来模拟实际的动态特性。从理论上通过建立弹性动 力学模型，并用数值解法来求得压力机下死点动态 精度特性是研究此类问题的趋势。 进一步研究。 3*／tl~发热 弹性位移 弹性转角 曲率 图7某多连杆压力机有限元模型 在机械压力机运行过程中存在很多发热源，当 温度过高、产生较大的热变形就会影响其动态精度。 其中最主要的热源在曲轴处，由于曲轴要传递很大 的扭矩，其支撑处要承受很大的载荷，因此，在曲轴 支撑以及连杆处的运动副(滑动轴承或者滚动轴承) 会产生很大热量。 3．1轴承发热原因 (1)轴承发热主要是轴承的散热速度低于轴承 产生热量的速度，打破了轴承的热平衡而使轴承升 温。传统的设计方法是按轴承单位面积上所受的压 力来设计的，但是实际上滑动轴承的Ipl由于材料成 分、制造工艺及使用场合的差异，并非为常量而为随 机变量，作用到滑动轴承上的压力P也因工艺不同、 加工误差的影响而为一变量。按照传统方法计算，即 使是“合格”的滑动轴承，在一定环境温度和速度下， 随着时间的推移，温度也有可能会逐渐升高，直至突 破许用温度(图1)，影响机床的正常使用。传统的实 际方法适合转速较低的情况，但随着压力机转速要 求越来越高，传统方法计算就得不出正确的数值。 (2)轴承间隙过大，冲击则更为明显，在对高速 压力机滑动轴承进行条件性计算时需要考虑到冲击 载荷的影响。但间隙选择过小，滑动轴承加工和装配 精度要求就很高，否则反而更容易引起轴承发热。国 外某些高速压力机滑动轴承与轴的配合间隙较小， 一般需对滑动副进行特殊处理，保证滑动副材料合 理的硬度差，并使其在具备良好耐疲劳I生能的同时， 兼顾良好的抗咬合性、顺应性和嵌藏性等l 7l罔。 3．2解决方案 (1)对滑动轴承进行可靠性设计，充分考虑滑动 轴承的[p]、P及A的离散性和随机性。控制合理的轴 承间隙，根据实际的工艺情况和使用部位而定。 (2)选用合理的轴承轴瓦材料。目前从生产和实 际使用以及理论研究来看，高速压力机上的轴承都 会选择锡青铜和铅青铜。 (3)改变机床的设计结构。包括：①通过改善机 床的散热条件来对滑动轴承的热平衡进行干预；② 增加润滑油冷却装置，可以吸收滑动轴承产生的摩 擦热，降低润滑油温度，减轻运动部件因热量产生的 变形，有利于机床下死点的稳定；③打破传统的设计 理念，如图8所示，采用滚动轴承滑动轴承组合使用 的方案。通过合理选择滚动轴承游隙和滑动轴承间 隙，使滑动轴承仅在部分工作时间内受力，其余时间 由滚动轴承受力，从而减小滑动轴承摩擦产生的热 量，充分发挥滚动轴承和滑动轴承各自的优点。④根 据滑动轴承的承载能力，结构许可的话更改为滚动 轴承。其摩擦系数更小，产生的热量也就很小。使用 5 4 图8某高速压力机连杆与 曲轴装配图 滚动轴承，可以通过合理选 择轴承游隙达到更高的精 度。⑤打破传统曲柄滑块机 构的设计思维，设计多杆压 力机，减小曲轴轴承处的承 载力，从而减小其发热量，设 计出速度更高、精度更好，符 合现代制造加工要求的高 速、高精密压力机。 4结束语 运动副间隙、构件弹性变形，机床热变形都是影 响高速、高精密压力机的重要因素。想要在压力机生 产水平上有较大突破，制造出精度更高、速度更快的 压力机，必须对这些影响因素有更深入的理论研究 与探索。本文对这几个因素的研究进展作了简要说 明与介绍，希望对今后的研究与突破有一定的帮助。 【参考文献】 [1]黄才元，宋志强．中国锻压机床的现在和未来lJJ．锻压装备与制造 技术，2006，41(2)：12—17． (2】 Flores P．A parametric study on the dynamic response of planar muhibody systems with multiple clearance joints【JJ．Nonlinear Dy— namics，2010，61：633-653． [3]Haines R S．Survey：2一dimensional motion and impact at revolute joints[J】_Mechanism and Machine Theory，1980，15：361—370． [4]Imed Khemili，Lotfi Romdhane．Dynamic analysis of a flexible slid— er—crank mechanism with clearance『J]．European Journal of Me— chanics A／Solids，2008，27：882-898． [5]陈树新 技术，2 [6]曾梁彬 工大学 [7]冯华林 35-37． 【8]候凯 压机械 文章编号：1672—0121(2014)06—0016—03 基于Workbench的高速压力机曲轴疲劳分析 衣锐 (济南铸造锻压机械研究所有限公司，山东济南250306) 摘要：曲轴作为高速压力机的关键零部件，承受周期性的冲击载荷，易于出现疲劳失效。本文首先对压力 机曲轴进行受力分析，编制相应载荷谱；并在Solidworks中创建曲轴三维模型，用Workbench软件对其网格 划分。在此基础上，先进行静力学分析，然后加载编制好的冲击载荷谱，进行疲劳分析。分析结果显示，曲轴的 疲劳寿命满足设计要求，最小疲劳安全系数为1．56。 关键词：机械设计；高速压力机；曲轴；Workbench；疲劳分析 中图分类号：TG315．5 文献标识码：A 0前言 疲劳是结构失效的一种常见形式。结构在长期 动力荷载作用下，其动力反应在小高的界限(低于或 远低于首次破坏界限)上多次重复，最后由于累积损 伤或裂纹扩张到某一界限而发生破坏。金属、塑料、 木材、混凝等各种结构材料及其加工而成的结构或 设备，在交变载荷的反复作用下，都会产生疲劳问 题。高速压力机在工作状态下受到周期性的冲击载 荷的作用，动载荷对压力机传动结构造成的影响和 破坏往往大于静载荷。大量工程实际问题表明，结构 的破坏往往源于动载荷，有时虽然未造成灾难性事 故，也使得结构不能按所要求的性能正常工作。因此 对于高速压力机，除了对主传动结构进行静态分析 及动态响应分析之外，还需要进行主传动零部件疲 基金项目：高档数控机床与基础制造装备国家科技重大专项“数控高 速冲压设备可靠性增长技术”项目((2011ZX04014一O11) 收稿日期：2014—04—22 作者简介：衣锐(1958一)，男，质量检验室副主任，从事锻压机械产 品质量检验及设计 劳可靠性分析，以了解零部件的结构在动载荷作用 下的疲劳可靠性情况，以确保压力机的可靠性。曲轴 是高速压力机传动系统中核心零部件之一，因此本 文将对其进行疲劳寿命、损伤和安全系数分析。 1理论基础 对于等幅加载，一般认为每一循环所造成的平 均损伤为1／N，N为该载荷下材料破坏前所经历的 总循环数，则几次循环所引起的损伤为nlN。对于变 幅和随机加载，其疲劳破坏是不同频率和幅值的载 荷所造成的损伤逐渐累积的结果。目前为止，己提出 的疲劳累积损伤准则可分为四大类：线性疲劳累积 损伤理论，双线性疲劳累积损伤理论，非线性疲劳累 积损伤理论及其他疲劳累积损伤理论。 线性疲劳累积损伤理论假定材料在各个应力水 平下的疲劳损伤是独立进行的且总损伤可以线性叠 加。其中最有代表性的是Miner法则lll，Miner法则提 出任意应力范围产生的部分破坏与实际循环数对总 循环数之间的比率成线性比例，试样所吸收的能量 达到极限值时产生疲劳破坏。设材料破坏前可吸收 Influencing factors analysis of dynamic accuracy for high-speed precision press