冷（溫）鍛壓力機的特點及研制要點（上）

文／李江國·北京機電研究所

史向平·武漢昱仝科技有限公司

李海濤·海安北京機電研究所鍛壓產業研發中心

徐超·機械科學研究總院半固態技術研究所

本文中所說的冷（溫）鍛壓力機是指以冷鍛功能為主，同時能夠兼顧溫鍛（室溫～800℃）功能的壓力機。在論述時以冷鍛壓力機的特點及研制要點為主，在需要兼顧溫鍛功能時會特別注明。由于專用的溫鍛壓力機一般是從熱模鍛壓力機演化而來，與冷鍛壓力機有非常大的區別，這里不論述。

冷鍛工藝的特點

與熱鍛的“趁熱打鐵”、需要快速成形不同，冷鍛條件下金屬的流動性比熱鍛條件下要低很多，單位面積的成形力要遠高于熱鍛，冷鍛成形力對成形速度比較敏感，要求“順勢成形”，即成形速度要盡可能低。很多的冷鍛工藝要求背壓成形，需要的起始成形力（即合模力）要比熱鍛大很多。此外，與熱鍛相比，冷鍛還具有成形精度高、模具模架閉合高度高等特點。

多工位成形尤其是變速箱輸入/輸出軸的多工位冷（溫）成形成套技術日臻成熟。圖1所示為利用冷溫鍛造壓力機五工位成形技術生產的雙離合器變速箱輸入/輸出軸鍛件。

圖1 五工位成形的雙離合器變速箱輸入/輸出軸

冷鍛壓力機

雖然液壓機適合冷（溫）鍛造工藝，但是具有效率低、能耗高、噪聲大、易泄漏、抗偏載能力差不易實現多工位等缺點，而機械式冷鍛壓力機具有合理的主傳動機構（能夠兼顧成形區的速度和生產效率）、比較小的運動副間隙（冷鍛壓力機的軸-孔間隙控制在0.075%～0.09%軸徑，導軌間隙控制在0.05～0.08mm，溫鍛壓力機軸-孔間隙控制在0.09%～0.1%軸徑，導軌間隙控制在0.15～0.2mm之間，可以提高成形精度并減小沖擊）、行程和封閉高度比較大、臺面尺寸大、電機能夠調速等優點，因此在多工位冷（溫）鍛領域液壓機將逐步被機械壓力機取代。

機械壓力機的典型主傳動機構有曲柄-連桿機構（圖2）、肘桿式機構（圖3）和變形肘桿機構（圖4）三種。其中曲柄-連桿機構適合于熱（溫）鍛，肘桿式機構和變形肘桿機構適合冷（溫）鍛。三種主傳動機構的速度曲線對比如圖5所示。三種主傳動機構的特性對比如表1所示。變形肘桿機構（多連桿機構）在成形區的速度最低，同時因為其具有急回特性，又兼顧了生產效率，是已知的最合適的冷鍛成形主傳動機構。

圖2 曲柄-連桿機構

圖3 肘桿式機構

圖4 變形肘桿機構

圖5 三種主傳動機構的速度曲線對比

表1 三種主傳動機構的特性對比

冷（溫）鍛壓力機的開發及其研制要點

2017年，北京機電研究所為江蘇太平洋精鍛科技股份有限公司研制開發的CWFP2-1250冷溫鍛壓力機（圖6）在泰州試車成功。該壓力機主要用于太平洋精密齒輪（單工位/3工位）和變速箱軸類件的4工位溫鍛成形。試驗結果表明，壓力機的主要性能和制件精度均達到國外同類產品水平，動態特性（噪聲、振動、晃動）甚至超過國外同類產品水平。

圖6 CWFP2-1250冷溫鍛壓力機

下面，結合該壓力機講述冷（溫）鍛壓力機的開發和研制要點。

CWFP2-1250冷溫鍛壓力機的主要參數

CWFP2-1250冷溫鍛壓力機的主要參數如表2所示。

表2 CWFP2-1250冷溫鍛壓力機的主要參數

多連桿機構的優化

多連桿機構的參數決定了冷溫鍛壓力機的主要性能。偏置可以使多連桿機構具有雙急回的特性，但是不宜過大，一般取0～15mm即可。優化的主要參數有9個，包括6個桿長， 2個偏心軸心坐標，1個偏置量（可以事先確定）。優化的結果要滿足運動學要求、力學（靜/動）要求、經濟性要求、工程要求等。圖7所示為多連桿結構的優化模型。

圖7 多連桿機構的優化模型

⑴多連桿機構的運動學要求（曲柄存在條件一般可以建立5個約束方程）：1)最短桿長度+最長桿長度≤其余兩桿之和；2)連架桿與機架中必有一桿為四桿機構中的最短桿，對于這種結構的壓力機來講，連架桿即曲柄就是最短桿。

⑵滑塊的行程滿足用戶或相關設計要求，行程一般可以建立2個不等式約束方程。

⑶滑塊速度在某一個位置達到設計要求（可以建立2個不等式約束方程）：1)從成形工藝上講，下死點附近成形區速度越低越好，但是冷（溫）鍛壓力機行程較大，軸類件的成形區很長，如果過分追求下死點附近成形區的低速度，會帶來其他成形區的速度過高，因此不能過分追求下死點附近成形區的低成形速度；2)成形區的速度過低，會導致回程時間縮短、加速度增大、降低壓力機的動態特性。本壓力機優化標準：25SPM時，下死點以上15mm的速度≤125mm/s；3)對于齒形件成形壓力機，由于行程較小，可以將下死點以上15mm處的成形速度控制在100mm/s以內。圖8所示為CWFP2-1250冷溫鍛壓力機優化后的滑塊行程/速度-曲柄轉角曲線。

圖8 CWFP2-1250冷溫鍛壓力機優化后的滑塊行程/速度-曲柄轉角曲線

⑷多連桿機構的力學要求（可以建立10個不等式約束方程）：1)在公稱力輸出區間，三個主承力桿要接近一條線，各軸承受力最小；2)滑塊的加速度約束；3）曲柄半徑的影響：過大會導致動載荷過大；4）要對滑塊側向力進行約束，在成形過程中不能換向；5）要避免曲柄搖桿機構鉸接點間隙換向速度過于劇烈帶來的沖擊、振動和異響（當行程次數超過一定的數值、滑塊在上死點附近時會出現撞擊的異響）。

⑸多連桿機構的經濟性。1)對于立式多連桿冷鍛壓力機來講，縱向尺寸過小，在滿足其他條件的情況下，會導致橫向尺寸過大，從而導致壓力機前后晃動過大，影響壓力機的動態特性；橫向尺寸過小，在滿足其他條件的情況下，會導致縱向尺寸過大，從而導致剛度急劇下降；兩個尺寸都過小，會使傳力性能受到影響；兩個尺寸都過大，會導致壓力機整體尺寸過大，經濟性下降。2)在優化多連桿機構參數組時，要將縱向尺寸或橫向尺寸過大的情況事先排除。3)數學計算表明，多連桿機構的最大縱向尺寸/最大橫向尺寸在0.618～1.618之間是比較合理的，工程上取0.9～1.1之間可以滿足各方面的綜合要求。4)如果要提高剛度，可以適當降低縱向尺寸。圖9所示為多連桿機構的縱橫比區間模型。

圖9 多連桿機構的縱橫比區間模型

⑹利用matlab的GA優化函數，以上述不等式約束作為限制條件，以經濟性（可以加上速度、加速度、輸出力等特性）組成評價桿系優劣的目標函數，對桿系結構進行大范圍尋優。

《冷（溫）鍛壓力機的特點及研制要點》（下）見《鍛造與沖壓》2018年第5期