高速曲柄機械壓力機動平衡優化

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

鍛壓加工在工業生產中占有非常重要的地位，廣泛應用在馬達鐵芯、電子接插件沖壓等領域，工件具有效率高、品質好和成本低的特點。曲柄壓力機是一種應用廣泛的高效高精密鍛壓設備。隨著曲柄壓力機向高速度和高精度的方向發展，也帶來了高頻振動和噪聲，嚴重影響加工精度和生產條件，對周圍環境造成了一定影響。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]：一是回轉部件和往復運動部件未得到良好的動平衡，主要是曲柄滑塊機構的不平衡；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從優化傳動機構的角度考慮。目前，從結構角度出發，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、多桿配重平衡機構式和平衡擺塊式。在曲軸偏心的相反方向設置偏心平衡塊，該偏心平衡塊主要用來平衡曲柄連桿部件所產生的旋轉慣性力，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，以抵消主滑塊所產生的慣性力，是一種較理想的不完全動平衡機構；但該平衡結構主、副滑塊作用機身導軌上的側向力產生的力矩方向相同，彼此相互迭加加大了機身的傾覆扭轉振動；設計特殊的滑塊驅動裝置，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動機構的往復運動的鉸接點上，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，多桿配重平衡機構式和平衡擺塊式是肘桿式機構，肘桿機構的加工及裝配難度較大，造價高。實際應用中，大多數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。

2 運動學分析

2.1 機構模型的建立

J76-80 型800min-1、800kN曲柄式高速壓力機傳動機構簡圖如圖1 所示。桿AC 為曲軸，O點為其轉軸投影點，AB 為主連桿，B 為主滑塊，這三部分組成壓力機結構中的核心部分--曲柄滑塊機構；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簡圖

2.2 傳動系統運動學分析

以O 為原點建立運動坐標系O-xy，坐標軸的方向如圖1 所示。設連桿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 動態靜力學模型

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

通過式（6）可以求解出各運動構件的慣性力和運動副約束反力。

4 機構慣性力分析

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

圖2 各構件的動態靜力分析

4.1 擺動力和擺動力矩分析

考慮現有平衡連桿和平衡滑塊的平衡效果的情況下，系統的擺動力和擺動力矩分別為

根據傳動機構的動力學分析，可以得到該高速壓力機在安裝現有平衡裝置的情況下的系統擺動力和擺動力矩在一個運動周期內的變化曲線與未平衡狀態下的對比情況，如圖3 所示。

由圖3 可知，在未安裝現有平衡裝置的情況下，系統水平方向上的擺動力最大波動為2.36×104N，平衡狀態下為1.61×104N，降低了28.9%；未平衡狀態下豎直方向上的擺動力最大波動為1.947×105N，平衡狀態下為1.72×104N，降低了91.1%；未平衡狀態下的擺動力矩最大波動為1348N·m，平衡狀態下為1448N·m，上升了7.5%。數據顯示，現有平衡裝置在豎直方向上大大平衡了系統的擺動力，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的缺陷，使得采用該結構進行擺動力平衡的同時必然增大擺動力矩，因此平衡連桿的轉動慣量不宜過大。

4.2 約束反力及驅動力矩分析

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動力矩Md的波動進行平衡與未平衡狀態下的對比，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下為2.955×104N，平衡狀態下為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下為1.386×105N，平衡狀態下為1.72×104N，降低了87.6%；滑塊導軌側向反作用力最大波動在未平衡狀態下為8.0×103N，未平衡狀態下為7.169×103N，下降了10.4%。而從驅動力矩的波動情況來看，未平衡狀態下的驅動力矩最大波動為1.398×103N·m，平衡狀態下為3.062×103N·m，上升了119%。

4.3 各構件質量對動態特性的影響

在上述各動態特性中，我們主要關注平衡力矩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，在尺寸參數確定的情況下，根據式（6），可以將機身受到的各個載荷寫成是各構件質量參數的線性組合形式。例如：

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

圖4 機構約束反力與驅動力矩

由圖5 可知，主副滑塊質量、主連桿質量和副連桿質量對 的貢獻值較大，曲柄質量貢獻值較小，其他參數貢獻值幾乎為零。圖6 可以看出主副滑塊質量、主連桿質量、主連桿轉動慣量的權重系數較大，曲柄質量權重系數較小，其余權重系數幾乎為零。

圖6 質量參數對曲軸支撐豎直方向反力的權重系數

5 結論

本文研究了曲柄壓力機傳動機構的動平衡問題，結論如下：

（1）本文給出了曲柄壓力機的傳動機構，并對其進行了運動學和動力學分析。

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

（3）分析了各運動構件質量參數對運動副約束反力和驅動力矩的影響，滑塊和平衡滑塊的質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。

[1]趙升噸，張學來，高長宇，等.高速壓力機的現狀及其發展趨勢[J].鍛壓裝備與制造技術，2005，40（1）：17-25.

[2]Tso.The recent development of servo presses [J].Journal of the Mechatronics 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 & Manufacture，2002，42（1）：139-145.

[4]陳岳云，郭為忠.多連桿壓力機發展現狀及傳動鏈構型的創新設計研究[J].機械設計與研究，2007（專刊）：67-70.

[5]張曉陽，王興松，賈 方，等.閉式高速曲柄壓力機動平衡優化設計[J].鍛壓技術，2006，41（6）：96-99.

[6]趙升噸，張學來，高長宇，等.高速壓力機慣性力平衡裝置及其特性研究（一）[J].鍛壓裝備與制造技術，2005，40（4）：27-30.

[7]趙升噸，張學來，高長宇，等.高速壓力機慣性力平衡裝置及其特性研究（二）[J].鍛壓裝備與制造技術，2005，40（5）：14-19.

[8]李燁健，孫 宇，胡峰峰.多桿高速機械壓力機機構優化設計[J].中國機械工程，2015，26（1）：31-36.

[9]曾梁彬，孫 宇，彭斌彬.基于動態響應的高速壓力機綜合平衡優化[J].中國機械工程，2010，21（18）：2143-2148.