（机械设计及理论专业论文）高速压力机弹性动力学研究及仿真.pdf

摘要 论文题目：高速压力机弹性动力学研究及仿真 学科专业：机械设计及理论 研究生：姚艳签名：塑坠垫 指导教师：郗向儒教授签名： 摘要 随着高速压力机向高速化及轻量化方向发展，导致了惯性力的增大及部件柔度的增 大。由此产生的振动问题及部件柔度引起的运动输出误差问题都是目前研究的重要课题之 一。本文针对这一方面的问题进行了以下的探讨及研究。 本文首先对高速压力机执行机构产生的惯性力进行了简化分析，并运用动平衡的相关 理论，给出了几种平衡方案，选择了比较理想的平衡方案，平衡以后的惯性力同平衡i j 的 相比，有了很大程度的降低。可以为其它类型压力机的动平衡提供参考。 本文首次采用了弹性动力学及振动力学的基本理论，把立柱作为弹性体进行研究，建 立了高速压力机的动力学模型，并推导出其动力学微分方程。分析了系统中各个参数对系 统振幅及固有频率的影响，为压力机的减振隔振设计提供理论依据。并运用m a t l a b 中 的s i m u l i n k 模块对系统进行了仿真，得出了系统的位移响应。提供了一种简便的动力学 仿真方法。 将高速压力机执行机构中的曲柄及连杆作为弹性体进行研究，建立了有限元模型，并 推导出其动力学微分方程。分析了曲柄滑块机构的固有频率特性，为避免共振及进一步的 分析提供了理论依据。 最后，综合运用三维软件s o l i d w o r k s ，动力学分析软件a d a m s 及有限元分析软件 a n s y s 建立了高速压力机执行机构的多刚体及刚柔耦合的虚拟样机模型。比较了考虑连 秆弹性前后的差别，为研究刚柔耦合情况下构件的输出精度提供了新的途径。 关键词：高速压力机；弹性动力学；a d a m s ；曲柄滑块机构 t i t l e ：e l a s t o d y n a m i cr e s e a r c ha n dc o m p u t e rs i m u l a t i o n o fh i g h - s p e e dp r e s s m a j o r ：m e c h a n i c a ld e s i g n & t h e o r y n a m e ：y a oy a ns i g n a t u r e ：逝! 纽 s u p e r v i s o r ：p r o f x i a n g r ux i s i g n a t u r e ： a b s t r a c t w i t ht h ed e v e l o p m e n to fh i g h - s p e e dp r e s so ns p e e d i n gu pa n dl i g h t w e i g h t i n g ，i tc a u s e st h e a u g m e n t a t i o no fi n e r t i af o r c ea n dc o m p o n e n t sf l e x i b i l i t y t h ev i b r a t i o np r o b l e mc a u s e db y i n e r t i af o r c ea n dt h eo u t p u te r r o rc a u s e db yc o m p o n e n t sf l e x i b i l i t ya r eo n eo ft h ea s s i g n m e n t w h i c ha r er e s e a r c h e da tp r e s e n t o nt h i sp r o b l e m ，t h ef o l l o w i n gh a v eb e e ns t u d i e dp r o f o u n d l y i nt h i sp a p e r f i r s t l y , t h ei n e r t i af o r c eo f a c t u a t o ro fh i g h - s p e e dp r e s sh a sb e e np r e d i g e s t e d i nt h i sp a p e r , s o m eb a l a n c e ds c h e m eh a v e b e e ng i v e nb ye x e r t i n gc o r r e l a t i o nt h e o r yo fd ) ，i l a m i cb a l a n c e ，t h e p e r f e c tb a l a n c e ds c h e m eh a sb e e nc h o s e n t h ei n e r t i af o r c eb a l a n c e da f t e rd e c r e a s e dm u c h c o m p a r e dt ow h i c hw a sn o tb a l a n c e db e f o r e t h i ss t u d ym e t h o dc a nf u r n i s hr e f e r e n c ef o ro t h e r p r e s s sd y n a m i cb a l a n c e i nt h i sp a p e r , b a s e do nt h et h e o r yo fm e c h a n i c so fv i b r a t i o na n de l a s t o d y n a m i c s ，t h ek i n e t i c m o d e lh a sb e e nb u i l t 叩a n dt h ed y n a m i cd i f f e r e n t i a le q u a t i o no fh i g h s p e e dp r e s sh a sb e e n d e r i v e do nt h eb a s eo fr e g a r d i n gp i l l a ra se l a s t i cb o d y t h e nt h ee f f e c to ft h ep a r a m e t e ro f h i g h s p e e dp r e s st ot h ea m p l i t u d ea n dn a t u r a lf r e q u e n c yh a sb e e ns t u d i e d t h i ss t u d yc a n p r o v i d et h e o r e t i c a lf o u n d a t i o nf o ri s o l a t i n gv i b r a t i o n a n dt h ed i s p l a c e m e n tr e s p o n s eh a v eb e e n s u p p l i e dt h r o u g hu s i n gs i m u f i n l 【o fm a t l a b i t c a np r o v i d ea s i m p l es i m u l a t i o nm e t h o d t h ef i n i t ee l e m e n tm o d e lh a sb e e ng i v e na n dt h ed y n a m i cd i f f e r e n t i a le q u a t i o nh a sb e e n d e r i v e do nt h eb a s eo fr e g a r d i n gc r a n ka n dl i n k a g eo fa c t u a t o ra se l a s t i cb o d yi nt h i sp a p e r t h e nt h ec h a r a c t e ro fn a t u r a lf r e q u e n c yh a sb e e ns t u d i e d i tc a l lp r o v i d et h e o r e t i c a lf o u n d a t i o n f o ra v o i d i n gr e s o n a n c ea n df a r t h e ra n a l y s i s f i n a l l y , t h em u l t i r i g i da n dr i g i d f l e x i b l ec o u p l i n gv i r t u a lp r o t o t y p e m o d e l sh a v e b e e nb u i l t u pt h r o u g hs o l i d w o r k s ，a d a m s ，a n s y ss o f t w a r e t h ed i f f e r e n c eo fr e g a r d i n gt h el i n k a g ea s j 西安理工大学硕士学位论文 e l a s t i cb o d yb e f o r ea n da f t e rh a sb e e nc o m p a r e d t h i ss t u d yc a l lp r o v i d ean e wa p p r o a c hf o r t h e o u t p u ta c c u r a c yu n d e rt h ec a s eo fr i g i d - f l e x i b l ec o u p l i n gm o d e l k e yw o r d s ：h i g h - s p e e dp r e s s ；e l a s t o d y n a m i c s ；a d a m s ；s l i d e rc r a n km e c h a n i s m 独创性声明 秉承祖国优良道德传统和学校的严谨学风郑重申明：本人所呈交的学位论文是我个 人在导师指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除特别加以标注和致谢的地 方外，论文中不包含其他人的研究成果。与我一同工作的同志对本文所论述的工作和成 果的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并已致谢。 本论文及其相关资料若有不实之处，由本人承担一切相关责任 论文作者签名：娅拙d 7 年弓月易日 学位论文使用授权声明 本人豳b 轴在导师的指导下创作完成毕业论文。本人已通过论文的答辩，并 已经在西安理工大学申请博士硕士学位。本人作为学位论文著作权拥有者，同意授权 西安理工大学拥有学位论文的部分使用权，即：1 ) 已获学位的研究生按学校规定提交 印刷版和电子版学位论文，学校可以采用影印、缩印或其他复制手段保存研究生上交的 学位论文，可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索；2 ) 为教学和 科研目的，学校可以将公开的学位论文或解密后的学位论文作为资料在图书馆、资料室 等场所或在校园网上供校内师生阅读、浏览。 本人学位论文全部或部分内容的公布( 包括刊登) 授权西安理工大学研究生都办 理。 ( 保密的学位论文在解密后，适用本授权说明) 论文作者签名：塑坠垫导师签名d 7 年弓月哆日 1 绪论 1 绪论 1 1 国内外高速压力机的发展概况 锻压机械是指在锻压加工中用于成形和分离的机械设备，1 8 4 2 年，英国工程师史密 斯创制第一台蒸汽锤，开始了蒸汽动力锻压机械的时代。1 7 9 5 年，英国的布拉默发明水 压机，但直到1 9 世纪中叶，由于大锻件的需要才应用于锻造。随着电动机的发明，十九 世纪末出现了以电为动力的机械压力机和空气锤，并获得迅速发展。二十世纪初，锻压机 械改变了从1 9 世纪开始的向重型和大型方向发展的趋势，转而向高速、高效、自动、精 密、专用、多品种生产等方向发展。于是出现了每分种行程2 0 0 0 次的高速压力机“”。 高速压力机是带有自动送料装置，可完成板料高效率、精密加工的机械压力机，具有自动、 高速、精密三个基本要素。 1 1 1 国外高速压力机的发展概况 高速压力机从诞生到现在已有近1 0 0 年的历史。美国亨利拉特公司1 9 1 0 年首先制造 的四柱底传动高速压力机( 当时称为d i e i n g m a c h i n e ) ，宣告了高速压力机的诞生，直到 1 9 5 5 年该机仍为高速压力机的代表机型，采用了下传动的传动方式。最初下传动方式处 于主导地位，主要是由于下传动具有重心低、稳定性好、传动系统水平分力也较小并且容 易操作。但是当采用此种方式时，由于往复运动部分的质量大，在滑块行程次数较高时由 于惯性力引起的问题也越来越严重，为此1 9 5 3 年德国舒勒公司生产出首台1 2 5 0 k n 闭式 双点上传动高速压力机，该压力机的公称力为1 2 5 0 k n ，行程2 0 m m ；紧接着瑞士布鲁德 勒( b r u d e r e r ) 公司也研制出了b s t a 系列柱式导向的上传动高速压力机；后来美国 明斯特( m i n s t e r ) 公司推出的p u l s a r 系列超高速压力机以及日本会田公司引进瑞士布 鲁德勒公司技术生产的a i d a - b r u d e r e r 系列b s t a 型高速压力机和p d a l 系列高速 压力机也均采用了上传动方式，不但提高了动态精度，也在一定程度上减少了噪声危害“1 。这两种传动装置布置方式各有利弊，如滑块行程次数不高的场合，在考虑上传动方式 的同时，也应考虑下传动的方式。 随着电子、通讯、计算机、家电及汽车工业的迅猛发展，对冲压零件的需求量迅猛增 长，这也就促进了高速压力机的飞速发展。8 0 年代中期，出现了超高速超精密压力机， 如日本票本铁工所引进瑞士f s s a 公司技术制造的6 0 0 k n 高速精密压力机，最高行程次 数为1 5 0 0 次m i n ，用于加工集成电路引线框、电子计算机插件和其他精密零件，这些零 件的尺寸误差要求控制在1 0 - 2 0 p r o 以内，这说明高速压力机已经发展到了高精密阶段。 同时高速压力机的速度也在不断的刷新。如日本电产京利的m a c h 1 0 0 型超高速精密压 力机在1 0 0 k n 、8 m m 冲程条件下，速度已达到4 0 0 0 次m i n 。由此也就说明了高速压力机 的发展已经步入了超高速压力机的时代。 与普通压力机相比，高速压力机的精度更高。高速压力机的精度分为静态精度和动态 西安理工大学硕士学位论文 精度两部分。静态精度是由制造精度决定的，动态精度是指冲压过程中，滑块相对于工作 台面在纵向、横向和垂直方向的位移。上世纪7 0 年代，高速压力机是速度的竞争，而在 进入8 0 年代后，各高速压力机生产厂家则把主要目标集中在提高压力机的下死点动态精 度上。例如德国舒勒公司s a 系列高速压力机由于采用了反对称副滑块平衡惯性力机构， 使得s a - 8 0 型8 0 0 k n 高速压力机行程次数为8 0 0 ? m m i n 时，竖立在工作台上的硬币都不 会倾倒。表1 - 1 是日本能率制作所根据以往高速冲压加工的经验提出在今后高速冲压加工 中，高速精密压力机所应具备的基本精度。 表1 - 1 高速精密冲压加工所要求高速压力机的基本精度“ t a b 1 - 1t h er e q u i r e da c c u r a c yo f h i g hs p e e dp r e s si ne x a c t i t u d es t a m p i n g 公称力 1 5 0 0 在公称力下机床 o 30 5o 5 o 7 加9 的总变形( 衄) 静态精度j i s 特级精度值1 3 以下 每次行程的下死 1 52 03 05 0 点精度( 岫) 现代高速压力机都配备高速高精度的送料装置。实际生产中，要求高速压力机送料精 度至少应为o 0 3 加0 5 m m 上世纪6 0 年代前，一般辊式送料装置或超越离合器式送料装 置的送料精度可达如2 m m 。上世纪6 0 年代，美国研制成功了名为福格森( f e r g u n s o n ) 凸轮分度机构( 图1 1 ) ，并用于辊式送料装置之中， 取得了很大成功，使辊式送料精度及速度大幅度提 高。上世纪7 0 年代中期，舒勒( s c h u l e r ) 公司生产 的w l 9 1 8 0 型辊式送料装置用在s a - 8 0 型8 0 0 k n 、 5 0 0 次m i n 的高速压力机上，进行电机定转子的级 迸冲压加工时，送料精度可达- + 0 0 4 m m 。1 9 8 6 年会 田公司高速压力机安装的辊式送料装置在送料速度 为6 0 m m i n 时，送料精度达到了o 0 1 m m 。目前， 高速压力机的送料速度可达1 2 0 m m i n 以上，送料精 度达级。同时也实现了自动快速换模。 1 1 2 国内高速压力机的发展概况 群涠 t b ) 图1 - 1 福格森送料机构图 f i g 1 - 1f o r g u s o nf e c d i n gm e c h a n i s m 国内高速压力机是上世纪8 0 年代开始从国外引进技术而发展起来的。目前，生产高 速压力机的主要厂家有上海第二锻压机床厂、厦门锻压机床有限公司、诸城锻压机床股份 有限公司和宁波机床厂等。我国第一台高速压力机是在1 9 8 2 年由济南铸锻机械研究所和 北京低压电器厂共同研制的。该压力机公称力为6 0 0 k n ，最高的速度可达到4 0 0 次, m i n 随后又成功研制了公称力3 0 0 k n ，最高速度6 0 0 次d m i n 的高速精密压力机。上世纪8 0 年 2 1 绪论 代中期，齐齐哈尔第二机床厂借助从德国舒勒公司引进的s a 系列中8 0 0 k n 、1 2 5 0 k n 及 2 0 0 0 k n 三个规格的高速压力机的设计及制造技术，成功制造了s a 系列上传动高速压力 机。该系列中，公称力为8 0 0 k n 压力机的行程次数为9 0 - 9 0 0 ； r r a i n ，1 2 5 0 k n 的为7 0 7 0 0 次m i n ，2 0 0 0 k n 的为6 0 - 5 6 0 次m i n 。上海第二锻压机床厂从德国豪立克一罗斯 ( h a u l i c k - r o o s ) 公司引进的r v d 3 2 5 4 0 和r v d 6 3 8 0 两个品种的设计制造技术目前 已经进行小量生产。r v i ) 系列高速压力机采用整体框架式预应力床身和柱式导向装置。 上死点停车采用光电控制，可在任意位置停车。采用风、油并用的热平衡系统，整机刚度 和刚性都比较高。总体而言，我国的高速压力机产品，其结构形式有开式和闭式两种，公 称力为1 6 0 - 2 0 0 0 k n ，行程次数为1 2 0 8 0 0 次m i n 。 目前，我国高速压力机的发展水平同国际先进水平相比，还存在不少差距，主要表现 在主机可靠性和自动化程度有待于进一步提高，在国际市场上缺乏竞争力；先进的工艺和 装备所占比例小，产品品种和规格较为单一，产品性能差距比较大，生产规模小，监测和 试验手段落后，缺乏自己的数控系统：很多技术从国外引进，技术创新能力有待进一步增 强等。 1 1 03 高速压力机的发展趋势 综合国内外高速压力机的现有技术水平及发展状况，可以看出高速压力机的发展趋势 如下： ( 1 ) 高速压力机正向数控化和柔性自动化的方向发展。由于c n c 技术在高速压力 机上的应用，冲压过程能自动完成上料、冲压、成品计数、自动更换成品箱、自动停机、 自动更换另一种产品模具并进行重新生产。 ( 2 ) 高速压力机按照其滑块行程次数高低可分为四类：低速压力机( 行程次数小于 2 0 07 欠d m i n ) 、中速压力机( 行程次数在2 0 0 次m i n 到8 0 0 次m i n 之间) 、高速压力机( 行 程次数在8 0 0 次m i n 到1 3 0 0 次，m i n 之间) 、超高速压力机( 行程次数大于1 3 0 0 次m i n ) 。 未来滑块行程次数将朝着2 0 0 - - 4 0 0 次m j l l 的准高速和1 3 0 0 次m i n 以上的超高速方向发展 t s l o ( 3 ) 在滑块上采用更先进的导向方式，加工精度更高。使用柔性更好的惯性力平衡 机构，以提高压力机下死点精度，从而使高速压力机具备更好的低速锻冲性能。采用先进 的具备良好动平衡的偶点上传动方式，此种方式刚性好，精度高。 ( 4 ) 使用高速压力机进行生产涉及到环境、能源、材料等各个领域，因此在产品设 计、外观制造、材料选用、制造工艺和包装设计等各个环节均要考虑节约能源、节约材料、 环境保护等方面，同时还要提高设备的宜人性。未来高速压力机的发展将综合考虑上述因 素，减小噪声和振动，减小环境污染，增强监测、调试、控制方式的灵活可靠及宜人化。 1 1 4 本文所研究的压力机主要技术参数 a 主要技术参数 3 西安理工大学硕士学位论炙 ( 1 ) 电机功率：3 0 k w ( 设计核算) ( 2 ) 公称力：1 0 0 吨 ( 3 ) 行程：5 m m o ) m 作频率：1 0 0 0 - 1 5 0 0 转分 b 结构简图 图1 - 2 高速压力机结构简图 f i g 1 - 2 t h es t r u c t u r es k e t c ho f h i g h - s p e e dp r e s s 1 2 机械弹性动力学理论的发展及简介 1 2 1 机械弹性动力学理论的发展 在机械动力学的发展过程中，先后提出了四种不同水平的分析方法：静力分析、动态 静力分析、动力分析、弹性动力分析。机械弹性动力学是研究把机械的构件看作是弹性体 而不是刚体时机械真实运动和受力状态，以及为抑制弹性动力响应而应采取的措施和相应 的设计方法。随着机械向轻量化方向发展，构件的柔度加大；随着机械向高速化的方向发 展，惯性力急剧增大。在这种情况下，构件的弹性变形可能给机械的运动输出带来误差。 对于一些高精度的机械，就必须计入这种弹性变形对精度的影响。机械系统的柔度加大， 会导致系统的固有频率下降；而机械运转速度的提高，也导致了激振频率上升。机械激振 频率和固有频率的这种变化，使许多机械出现较强振动的危害性增加，而振动不仅破坏机 械的运动精度，还影响构件的疲劳强度，并加剧运动副中的磨损。随着这种情况的出现， 对某些机械系统，传统的把构件视为刚体的分析方法已不能满足要求，于是便出现了计入 构件弹性的弹性动力分析方法一弹性动力分析( e l a s t o - - - d y n a m i ca n a l y s i s ) 。早期的研 4 l 绪论 究者仅把部分构件看作是柔性的，且一般只考虑构件的一种变形形式，在方程推导中也常 引入许多假设，所建立的模型与实际情况相拒较远阳1 。上世纪7 0 年代初，e r d m a n 等人将 有限元法引入到机构分支中来，才使这一领域的研究克服了模型过于简化的缺陷，走向了 日趋成熟的发展道路。在机构学领域，主要由于连杆机构高速化的要求，开创了机构弹性 动力学，在宇航领域首先兴起了多柔体动力学。到了上世纪8 0 年代，我国学者提出了将 共轭理论、弹性力学和动力学结合起来，建立共轭弹性动力学( c e d ，c o n j u g a t e - e l a s t o d y n a m i c s ) 的建议。张策教授在机械动力学一书中指出：进行弹性动力分析方法的关 键是动力学模型的建立，系统方程的建立和动力学响应的分析，参数影响的分析。 1 2 2 机械弹性动力学简介 目前，研究弹性动力学主要是集中在连杆机构，凸轮机构及仅含传动比机构的机械 系统这些方向。在运用弹性动力学理论进行系统的建模时，有集中参数建模和有限元方法 建模。集中参数法是将结构的质量用离散在有限个适当点上的集中质量来置换，结构的弹 性用一些不计质量的等截面当量弹性梁来置换，结构的阻尼假设为迟滞型的结构阻尼，则 整个结构就简化为一系列集中的惯性元件、弹性元件和阻尼元件组成的动力学模型，这种 模型简称集中参数模型。最终建立的模型可用下列微分方程组表示： 【m f + 【c p + 瞵p - f 式中：【材】为结构的质量阵：【c 】为结构的阻尼矩阵；【i c 为结构的刚度矩阵；f 为结构 的力向量列阵。 有限元建模的方法其基本思想就是将一个连续弹性体看成是由若干个基本单元在结 点彼此相连接的组合体，从而使一个无限自由度的连续体变成一个有限自由度的离散系统 问题。对于动力学问题，最终可以归结为求解如下的微分方程 m t y + k u f 式中：m 为系统的质量矩阵；k 为系统的刚度矩阵；【厂为待求的广义坐标列阵；f 为广 义力列阵。 由上厩的介绍可以看出两种方法在求解振动问题时，数学模型是类似的。目前较多采 用的是用有限单元法建模的思想。 1 3 本课题的研究方法及主要工作 1 3 1 选题的背景及意义 随着现代工业与科学技术的高速发展，对机械性能的要求越来越高，使机械产品日益 向高速、精密、轻量化、大尺度和自动化方向发展。机械向高速化发展，使得惯性力增大。 机械向轻量化方向发展，构件的柔度增大。机械系统的柔度加大，导致系统固有频率下降； 而机械运转速度提高，也就使激振频率上升。机械激振频率和系统固有频率的这种变化， 使许多机械出现较强振动现象的危险增加，甚至还有可能发生共振的危险。同时，部件的 5 西安理工大学项士学位论文 弹性变形可能给机械的运动输出带来误差，影响精度。因此，把部件看作刚体的分析方法 已经不能满足要求，并且也不能反映系统的真实运动。 高速压力机相对于低速压力机而言，其行程次数较大，因此在运行过程中产生较大的 振动，这种振动往往对周围环境会造成不利影响。为了减小高速压力机振动带来的影响， 必须对高速压力机的振动机理进行研究。由于高速压力机的运转速度较高，在分析时部件 的弹性就不能不考虑。在进行分析时，结合弹性动力学理论及振动力学的相关理论，就可 以更加全面的分析考虑弹性后系统的振动机理。 本文主要是在考虑部件弹性后，对高速压力机的振动特性进行分析，确定高速压力机 的动态响应，并且分析系统中各个参数对系统振动的影响。并做出相应的仿真分析。以便 更加全面的分析系统的振动，为系统参数的选择及减振隔振提供依据。 1 3 2 课题的研究方法及主要工作 引起高速压力机振动的原因很多，主要是曲柄滑块机构的惯性力，二是冲压时的加工 力。同时本文将考虑高速压力机部分部件的弹性，运用弹性动力学及振动力学的相关理论， 对系统进行分析。本文主要分析在加工力作用下，系统的动态响应等问题。论文的主要工 作如下： ( 1 ) 对曲柄滑块机构进行运动学及动力学分析，得出惯性力的表达式，根据相关的 分析，将惯性力的表达式进行简化。同时，对曲柄滑块机构的动平衡进行分析，选择动平 衡的方法，并比较平衡前后惯性力的变化。本章最后运用积分变换的知识，对加工时的冲 压力随位移变化曲线进行适当的简化，最终求解加工过程中冲压力的傅立叶级数表达式。 以便后面代入动力学方程中进行分析。 ( 2 ) 运用弹性动力学及振动力学的理论，建立高速压力机的动力学模型，推导其动 力学微分方程，并对该动力学方程进行求解。分析出在考虑立柱的弹性时，系统的振动参 数对系统中相关部件振幅及系统固有频率的影响。运用m 棚a b 中的s i m u l i n k 组件对系 统进行动力学仿真，并对仿真结果进行分析。 ( 3 ) 运用弹性动力学的基本理论，推导高速压力机执行机构曲柄滑块机构的动 力学微分方程，并对其进行求解，推导在考虑某些构件的弹性时，其固有频率特性，并进 行相关的分析。 ( 4 ) 运用s o l i d w o r k s 建立曲柄滑块机构的三维实体模型，导入a d a m s ，建立曲柄 滑块机构多刚体虚拟样机模型。然后将在s o l i d w o r k s 中建立的连杆模型导入a n s y s 中， 进行模态分析，输出模态中性文件，在a d a m s 中打开此中性文件，并建立刚柔耦合的 虚拟样机模型。比较把连杆看成刚体和柔牲体时，曲柄滑块机构的输电特性之间的区别。 6 2 运动学与动力学分析 2 运动学与动力学分析 高速压力机产生的振动主要是由曲柄滑块机构旋转时产生的惯性力和压制工作时的 冲压力所引起的。惯性力激发的振动是以曲轴转速为频率的强迫振动，冲压过程中引发的 振动是以压力机固有频率为频率的过渡振动。曲柄滑块机构产生的惯性力主要是由滑块做 往复运动产生的惯性力，曲柄的不平衡质量做旋转时产生的惯性力及连杆自身的质心加速 度及角加速度产生的惯性力及惯性力矩。因此要计算出惯性力，就必须对曲柄滑块机构进 行运动学分析。进行运动学分析的同时也可以为后面的虚拟样机仿真提供理论依据。 高速压力机在运转过程中产生的惯性力是很大的，这种周期性变化的力和力矩，会造 成机器的强烈振动和噪音，加剧机件的疲劳失效和磨损，降低机构的运动精度和平稳性， 为了减小其影响，很多生产厂家都在绞尽脑汁考虑如何平衡掉这个力。 冲压力是周期性变化的激振力，也是引起压力机振动的主要原因之一。很多的资料只 是给出了加工过程中的力和位移之间的关系图，并没有给出计算关系式，给理论计算带来 不便。 综合上述几点，本章的主要任务就是：首先运用力学的基本理论对曲柄滑块机构进行 运动学及动力学分析，其次将运用高等机械原理的相关知识，对本文所研究的高速压力机 惯性力的动平衡提出相应的解决办法，并做出理论分析及相应的计算，比较平衡前后惯性 力的变化情况。最后，运用积分变换的知识，对冲压过程中的力随位移的变化曲线进行适 当的简化，求解冲压过程中冲压力的傅立叶级数表达式。 2 1 运动学分析 本文所研究的高速压力机，其执行机构为结点正置的曲柄滑块机构，其中共有四个连 杆，所以也可称为四点压力机。采用安装四个连杆这种方式，就可以在工作台上安装多套 模具。为方便起见，其运动关系计算图可简化为如图2 - 1 所示，其中从风点到口点为滑 块位移s 。 由几何关系得出滑块的位移和曲柄转角之间的关系表达式为 s 一( r + f ) 一( r 0 3 s c + l c o s p ) 1 ( 2 1 ) 而月s i n 口一f s i n 卢t 臼c l 即s i n 口r s i n a ， d 若令a 一_ - o , ，n s i n 卢- x s i n a ( a 称为连杆系数) f o 又c o s p - , 1 一s i n 2 口- 1 一矛s i n 2 a 将c o s p 一1 一s i n 2 a 代入( 2 1 ) 中可得 7 西安理工大学硕士学位论文 1 8 矿 图2 - 1 曲柄滑块机构计算关系图 f i g 2 - 1c a l c u l a t i n gs k e t c h o f s l i d e r c r a n k m e c h a n i s m s 。僻+ f ) 一俾咖口+ f 扛巧五- ) 整理上式可得 s 。r 【( 1 一c o s 口) + ( 1 一f j f 磊i - ) 】 本文所研究的高速压力机经过计算，可得出其连杆系数a 大约为0 0 0 6 ， 所以可对( 2 2 ) 式进行简化，根据泰勒级数展开，并取前两项，可得 打i 丽。1 三。i n ：a j - r o c o s a ) + 三( 1 一c o s 纽) 】 式中；s 为滑块位移；口为曲柄转角；r 为曲柄半径；a 为连杆系数。 位移对时间求导数就可以得出滑块运动速度为 鱼d t 。鱼d a 堕d t - 旦d t r 【( 1 一c o s 8 ) + ；( 1 一螂勉) 】 丝d t ll 、 7 4 、 ， 其中堕 。 a 觎( s i n a + 害s m 孙) 式中： ，为滑块速度；为曲柄角速度。 式( 2 4 ) 对时间求导，得滑块运动加速度 8 ( 2 2 ) 此值很小， ( 2 3 ) ( 2 4 ) 2 运动学与动力学分析 口一磊d v 石d v 百d a 一老卜( s 证a s 妯孙) 】警= - m 2 r 2 k a + a s 撕) 疵d a 出 d 口iij id f 、 7 依据上述所得出的表达式，可分别绘出滑块的位移、速度及加速度曲线。将其中的口 用耐来代替。可得如图2 - 2 所示的结果。 本文研究的压力机行程为5 m m ，由图2 - 2 中的位移时间曲线可以看出，滑块的位移 为5 r a m ，同实际的情况是一致的。图中的位移、速度及加速度都是周期性变化的。 粪藕凳冀篓莲喜 t 愚 ( a ) 滑块位移时间曲线一 u ( b ) 滑块速度时间曲线 一 ( c ) 滑块加速度时间曲线 图2 - 2 滑块运动规律曲线 f i g 2 - 2 t h em o “n gr u l ec 1 1 r v eo fs l i d e r 2 2 惯性力及动平衡分析 2 2 _ 1 惯性力分析 曲柄滑块机构的受力简图如图2 - 3 所示，由文献【6 】可知，惯性力通过作用于曲轴支承 端处的垂直力f 毗，水平力r ：和作用于滑块导轨面上的力q 使机身产生振动。，0 。使压力 机产生垂直振动，矗、q 使压力机产生水平方向的振动。文献【6 】中已经给出了e 。、 q 的表达式，此处不再做详细讨论。分别为 晶l - a o + b o c o s a + c o c o s 2 a - d o c o s 3 a - e o c o s 4 a f n - f n s i n a - g n s i n 2 a - h o s i n 3 a + i o s i n 4 a + j 口s m s a q k os i n a + i os i n 7 a + 卅o s i n 3 口 9 西安理工大学硕士学位论文 其中：- ( m 1 + m 2 + 朋，) g 一砌：2 + 丢矛伽：+ ) ( 2 9 一般2 ) 叶t - 鲁+ m 2 + m 34 2 慨叫砌2 ”( m + m 3 m 等一参卜 d o 1 a 2 r 2 伽24 m 3 ) 1 0 图2 - 3 曲柄滑块机构受力简图 f i g 2 - 3 t h ef o r c ed i a g r a mo fs l i d e rc r a n km e c h a n i s m 岛一丢刀r 埘2 伽2 l m 3 ) ，0 - 慨鲁一m 2 * i i n 下4 1 d 一铲) 丢矿上r w 2 一a 沏：+ 鸭一朋z 净寺一i 1a 一丢刀) l r 埘2 护l ( m z + m 3 - m 2 争) a 2 + 2 胁2 一l ( m + m 3 - m 2 孚) ( 4 + 3 4 2 - 2 4 r 寺) 一i 1 聊z a 等】矛r 甜2 毛- m 2 + n 3 - 研。争耐 2 运动擘与动力学分析 小i 1 伽：地叱争) 耐 叫扣啪吨知急卅吨争纠榭 t om 吾( 卅：+ 臃，一肼：斌2 1， m oi ( m 2 + 辨3 一班2 萼l ) 卯r 甜2 由求得的结果可以看出，表达式中有很多项含有a 的高次项，通常高速压力机的连杆 系数a 是很小的( 本文所研究的高速压力机的连杆系数a 仅为0 0 0 6 ) 。因此，为计算方便， 可以把a 的平方项及更高次项忽略不计，忽略后，上述等效垂直惯性力f o 。、水平力，如和 导轨侧向力q 的计算结果相对误差小于o 1 ，由此可见，采用这种简化方法是可行的， 对等效惯性力的大小影响不大。化简后的等效惯性力的表达式如下 一a o t + b o c o s f ：z + c o c o s 2 a 一，0 s i n a g o s i n 2 a q - k o 。s i n a + 1 0 s i n 2 a 其中：a o l m 如l + m 2 + m 3 ) g ”。鲁慨+ 朋3 江m 2 c o - 2 + 小3 ) 兄r 2 ，o - 沏。鲁一翩：竽专+ 翩：g 争赤一a 慨+ m ，亭妒z “一三砌2 叫”鸭吨寺吨扣纠尉 三细：+ m 3 啦争斌2 在上述惯性力的表达式中，可以看出r 和c 0 2 是成正比的，也就说明了在转速提高的 情况下，惯性力将以其平方的倍数增加。增加，磊。急剧增加，相应的机械在垂直方向 的振动也会急甸增大。因此，当机构在高邃运转的情况下，其惯性力是禾能忽视的。 2 2 2 惯性力的动平衡 由前面惯性力的表达式可以看出，要减小惯性力可以采用下述的方法：( 1 ) 适当降 西安理工大学硕士学位论文 低滑块、连杆和曲轴的质量可以减小惯性力。但是在本文中，由于压力机的行程只有5 m m ， 因此曲柄的质量也很小，要使其减小的难度是很大的。减小滑块的质量可以通过采用轻质 合金或在滑块中挖孔的方式。( 2 ) 平衡掉惯性力或惯性力中的一部分。曲柄滑块机构产生 的惯性力的平衡方法，有完全平衡和部分平衡两种方式。完全平衡一般很难做到，在实际 应用中，广泛采用部分平衡法。部分平衡法目前较多采用的解决办法是在曲柄上加回转质 量、齿轮平衡机构和几套相似机构等平衡方法。动平衡装置的结构主要有：( i ) 平衡块式： 根据其形状又称为平衡瓦式，这就是一种最简单的不完全动平衡装置。平衡块用螺钉固定 在曲轴偏心相反方向上。( 2 ) 副滑块平衡机构：这是一种较理想的不完全动平衡机构，其 原理就是在主滑块对称的方向增加一个平衡副滑块，以抵消主滑块所产生的惯性力，同时 曲轴上配上平衡块以取得更好的平衡效果。( 3 ) 多杆配重动平衡机构：这种动平衡机构可 以产生和滑块相反的运动，因而能平衡滑块及曲柄连杆系统所产生的水平及垂直惯性力。 ( 4 ) 多连杆动平衡机构：这种动平衡机构的优点是，通过调整偏心改变滑块行程长度时， 平衡块重心随之调整，保持完全动平衡的效果 i o l 。 由上述惯性力的表达式可以看出：所研究的惯性力既有水平惯性力，也有垂直惯性力， 而在实厮采取平衡措施时，要平衡埯水平惯性力是比较困难的，为此，在高速压力机的传 动方式中应尽可能采用双点或四点结构，再加上旋转方向相反的两曲轴方式更好“3 “。 本文所研究的高速压力机的传动系统就是采用旋转方向相反的双曲轴四点结构形式，并且 两曲轴的旋转方向相反。由于两曲轴的旋转方向相反，曲轴连杆的水平惯性力就相互抵消 了。因此在工作过程中，水平惯性力和导轨侧向力q 就没有了。所以在设计动平衡装 置时仅需考虑垂直惯性力只，的平衡问题，这也就相应地提高了高速压力机的动态特性。 同时，本文所采用的四点方式可使滑块的受力状态得到改善。 f i g 2 - 4 f u n c t i o n a ld i a g r a mo fh i g hs p e e dp r e s sw i t hb a l a n c ew e i g h t 1 一主动轮，2 一主动侧平衡块，3 - - 主动侧曲轴 卜主动侧连杆，5 滑块。卜从动轮 7 - - 从动侧平衡块，8 - - 从动侧曲轴，9 - 从动侧连杆 2 运动学与动力学分析 本文采用了第一种动平衡结构，即在曲轴偏心的相反方向设置偏心平衡块。由于水平 惯性力，盗、导轨侧向力q 已经被很好的平衡。因此，所施加的平衡块主要是用来进行垂 直惯性力f 0 。的平衡，采用这种结构的高速压力机的工作原理图如图2 4 所示，其部分平 衡计算数学模型图如图2 5 所示，其中曲柄长为r ，质量为肼，连杆长为f ，质量为小：， 滑块质量为小，将连杆的质量代换为a 、b 两点处的集中质量，则得到在b 点处的移动 质量肌口为 m 0 。m + m 3 其中：历。- 知2 ，口为连杆质心到曲柄a 点的距离。 本文所研究的连杆为不规则形状，连杆质心的计算可以通过下列计算步骤算得： a 对连杆进行一定简化，如不计小倒角等，这样可使计算相对简单些。 b 对连杆简化图进行分割，将组合形体分割成几个简单并且便于计算质心的形体。 c 由公式t - ( k 而) ( k ) 或t - ( 4 薯) ( a 4 ) 计算连杆组合形体的质心。此处 的连杆为等厚度杆，所以用t = ( m ) ( m ) 计算即可。在式中挖去的面积a a 。为负值。 a 图2 , - 5 曲柄滑块机构平衡图 f i g 2 - 5 c o n s t i t u t i o n a ld i a g r a m0 fs l i d e rc r a n km e c h a n i s m 在加上平衡块后，并不能完全平衡垂直惯性力f 矗，但是可以平衡其中的一部分。平 衡块所加的方位a 点距离0 点的距离为，所加平衡块的质量由下列公式计算可得： m pm 等 式中：卅。为所加的平衡块的质量。 当压力机高速旋转以后，所加平衡块产生的惯性力为 c 一嘲，4 _ - 小，2 r ( 2 5 ) 将肌。、小，带入上述公式中可得表达式为： 西安理工大学硕士学位论文 b 母m ：+ 鸭) a c 0 2 该力在水平和竖直方向的分力为 厶- 嘲p 2c o s ( a + 1 8 0 。) - 所口2 r s i n a 一嘲p 2s i n ( a + 1 8 0 。) 一小口n ，2 r c o s a 由于在主从动齿轮上各装有平衡块，同前面类似，两个平衡块所产生的水平方向的惯 性力能够相互抵消，在垂直方向产生的惯性力用来和昂。平衡。平衡以后的残余惯性力表 达式为 e l 。- e l 只，- a 0 1 + b 0 c o s 口4 - c 0 c o s 2 a - m 。2 r c o s a ( 2 6 ) 由上述公式来看，总是希望残余惯性力越小越好，在整个计算过程中，可以通过合适 的改变平衡块的质量来减小残余惯性力。在f p 一一e m ：+ m ，坶砬，2 公式中可以看出，通过改 变连杆质心位置的方法来增大平衡块的惯性力。因此在本文的设计中