曲柄压力机闷车现象的分析与对策

1、收稿日期:19980814曲柄压力机闷车现象的分析与对策221002徐州锻压机床厂周文摘要阐述了曲柄压力机闷车临界角的概念及其意义,介绍了闷车临界角的计算方法、闷车的防止和解除,提出了对薄板冲裁压力机设计必须核算闷车临界角以及在有关标准中应增加设置闷车解除装置规定的建议。叙词曲柄压力机闷车临界角1概述对于曲柄压力机来说,闷车通常是指当滑块运行至下死点附近时,由于某种原因而停止,致使曲柄连杆机构在机身应力作用下自锁的现象。闷车可由多种原因导致。如在下死点附近作业时人为停车(按下紧急停止按钮,或在保持角内松开双手按钮,或寸动调模等,或在下死点附近由于作业的剧烈振动使某些电器元件触点异常动作而停车,

2、或由于离合器气压异常降低而导致扭矩能力下降,或由于负载扭矩超过离合器扭矩容量致使离合器打滑而停车。一旦停车发生在下死点附近(具体位置本文将分析,且曲柄连杆机构承受负载,则会发生闷车现象。一般可以把闷车分为两类:打滑闷车(离合器超载导致的闷车和制动闷车(离合器脱开导致的闷车。闷车现象的实质是曲柄连杆机构在机身应力作用下的自锁。2闷车临界角我们很容易注意到,闷车往往发生在距下死点很近的位置。此时,机身弹性变形的回复力将产生使曲柄连杆机构远离下死点的趋势。这种趋势能否使曲柄连杆机构产生远离下死点的运动,取决于此时曲柄压力角与临界角的关系。如果曲柄压力角大于临界角,则机构在机身变形力的压迫下远离下死点

3、。如果曲柄压力角小于临界角,则机构发生自锁即闷车。其情形就如同在一个倾斜角小于摩擦角的斜坡上物体不会因重力作用而下滑一样。该临界角不妨称之为闷车临界角。下面就根据曲柄连杆机构的临界自锁条件来求解闷车临界角。图1显示了结点正置的曲柄连杆机构在临界自锁条件下的各构件的位置和受力情况。图1中铰链A、B处的圆为静摩擦圆。根据机械原理的分析可知,由于摩擦的存在,连杆A B所受的力P A B不再沿连杆轴心线A B方向,而是沿静摩擦圆A和B的公切线方向。图1中曲柄OA 在机身变形力的作用下图1有顺时针旋转的趋势,所以连杆A B相对于曲柄OA有逆时针转动的趋势,滑块相对于连杆A B有顺时针转动的趋势,并且由于

4、连杆所受的力为压力,所以力P A B应沿图1所示的内公切线方向。连杆力P A B对于圆心A所造成的摩擦力矩有阻止曲柄转动的趋势。连杆力P A B对于圆心B所造成的摩擦力矩有阻止滑块相对于连杆转动的趋势。根据曲柄连杆机构的临界自锁条件,可知连杆力P A B与曲柄颈O处的静摩擦圆相切。此时由连杆力P A B造成的促使曲柄顺时针转动的力矩刚好等于阻止曲柄顺时针转动的静摩擦力矩。根据图1所示的几何关系,就可求解闷车临界角。设该公切线与圆O切于点C,与圆A切于点D,与圆B切于点E,由点A向线O C作垂线交于点K,则有:O K=O C+CK=O C+A DR sin(+-=(r O+r A(1式中R曲柄长

5、度r O曲柄颈半径r A曲柄销半径轴承的当量静摩擦系数、的意义如图1所示。由点B向线A D作垂线交于点F,则有:sin=A D+D FA B=A D+B EA B22锻压机械2 1999sin =(r A +r B L(2式中r B 球头或连杆销轴的半径L 连杆长度在OA B 中,由正弦定理得:OA sin =A Bsin Rsin =Lsin (3在式(1和式(3中,对于具体的一个曲柄连杆机构来说,只有和是未知的,因此,联立二式可求解闷车临界角。我们还可以采用如下所述的近似方法求解闷车临界角。将线段A D 延长至与线OB 交于点G 。由于角度-极小,我们近似地认为A G OB 。又由于线段O

6、 G 比B G 小得多,故可近似得到D G =O C ,那么就有:sin A D +O C OA=(r O +r A Rarcsin(r O +r A R(4计算实例表明,用式(4解得的闷车临界角误差一般仅有百分之一、二,其精度非常令人满意。需要说明的是式(1、(2及(4中当量静摩擦系数的取值。对于跑合的径向滑动轴承,其系数应取为相应的平面摩擦副摩擦系数的1127倍1,2。例如,摩擦副材料为钢青铜,的取值应为:=1127× 0式中0静摩擦系数0=01100115(有润滑时2=01127011905图2的取值大小与摩擦副表面状况及润滑状况有关,一般计算中可取=0115。对于无连杆的曲柄

7、滑块机构(或称正弦机构的曲柄滑块机构,或称双滑块机构的闷车临界状态,可作如图2所示的受力分析。图2中铰链O 、A 处的圆为静摩擦圆。曲柄OA 在机身变形力的作用下有顺时针旋转的趋势,所以方活灵(横行滑块相对于曲柄OA 有逆时针转动的趋势,并且由于曲柄OA 所受的力为压力,所以曲柄OA 给方活灵的力P OA 应沿图2所示的内公切线方向。根据方活灵处于向左侧滑动的临界状态可知,力P OA 与方活灵摩擦平面的法线之间的夹角应等于该摩擦副的静摩擦角。根据图2所示的几何关系即可求解无连杆曲柄滑块机构的闷车临界角。设该内公切线与圆O 切于点C ,与圆A 切于点D 。由点A 向线O C 作垂线交于点B ,则

8、有:OB =O C +B C =O C +A DR sin (-=(r O +r A =+arcsin(r O +r A R(5式中方活灵与滑块之间的静摩擦角,其值为=arctg 0对于有润滑的钢青铜摩擦副,其静摩擦系数为011001152。相应的静摩擦角约为6°8°。比较式(4和式(5可以看出,当r O 、r A 、R 及取值相同时,无连杆的曲柄滑块机构其闷车临界角比曲柄连杆机构的闷车临界角要大出一个静摩擦角(约为6°8°。3闷车临界角的意义在提出了闷车临界角的概念之后,就可以定量地描述闷车发生的条件了。当曲柄在闷车临界角以内停止时,如果滑块承受着负载

9、,那么,就可以认为发生了闷车(自锁。还可以在闷车临界角这一概念的基础上提出不发生打滑闷车的条件,即公称压力角大于闷车临界角。对这一命题,可做简单的证明。首先,为了简化分析,假定在压力机负载超过公称力时,压力机即发生超载保护动作,从而使曲柄连杆机构卸载。显然,在曲柄进入闷车临界角前是不会发生闷车现象的,而当曲柄进入闷车临界角以后,由于闷车临界角小于公称压力角,此时离合器所能提供的扭矩已能克服超过公称力的负载。也就是说,此时只可能发生冲压力超载从而使曲柄连杆机构卸载的情况,而不可能发生离合器扭矩超载的情况,因此也就不会发生打滑闷车。如果公称压力角小于闷车临界角,那么,当曲柄已进入闷车临界角而尚未进

10、入公称压力角时,则有可能发生冲压力尚未过载而离合器扭矩已超载的情况。也就是说,在曲柄转角(曲柄与下死点之间的夹角小于闷车临界角而大于公称压力角时,有可能发32锻压装备曲柄压力机闷车现象的分析与对策生打滑闷车。由于闷车时曲柄转角大于或等于公称压力角(由于机构的惯性及各构件变形等因素的影响,打滑闷车后曲柄转角略小于公称压力角的情况也可能出现,故打滑闷车一般较浅,比较容易解除。显然,公称压力角等于闷车临界角是不发生打滑闷车的临界条件。以上分析是基于冲压力超载时即卸荷的假设而进行的,事实上情况要复杂一些。由于过载保护装置存在一个保护精度(液压过载保护装置的保护精度一般为公称力的105%110%,钢质剪

11、切块为100%125%,铸铁剪切块为100%143%,冲压力超载时并不一定卸荷,使得曲柄进入公称压力角时不一定卸荷。若此时离合器尚未超载,曲柄继续转动至进入闷车临界角时才终因离合器扭矩超载而打滑,即发生闷车现象。这使得打滑闷车现象发生的机率增加了。这是公称压力角大于闷车临界角的压力机发生打滑闷车的原因之一(另一个原因是离合器气压异常降低等因素导致离合器达不到额定扭矩。对于采用剪切块式过载保护装置的压力机,这种现象较显著。由于剪切块按疲劳抗剪强度设计,因此建议采用抗疲劳性能较好的材料(如45钢调质制做,以减小设计剪切力与公称力的比值。用调质的45钢制作的剪切块该比值为1125,如果同时取离合器的

12、储备系数=1125或略高一些,那么,仍可维持上述命题,即公称压力角大于闷车临界角的压力机不会发生打滑闷车(因离合器扭矩能力异常降低而导致的打滑闷车除外。根据以上分析,建议在进行曲柄压力机设计时核算其公称压力角是否大于闷车临界角,以判断是否应设计闷车解除装置。计算表明,结点正置的曲柄连杆机构其闷车临界角多在下死点前15°20°。若按照JB139574开式压力机型式及基本参数进行开式压力机的参数设计,则公称压力角一般为30°左右,远大于闷车临界角,因而不需核算。而按照新标准GB T1434793开式压力机型式与基本参数设计的压力机,其公称压力角较小,尤其是其中的 类压

13、力机(大工作台压力机,其公称压力角多在20°左右。按照某些国外标准,如日本J IS标准中的参数设计的压力机,其公称压力角有时甚至小于15°。在这种情形下就有必要进行核算。一些设计计算实例显示,按照JB139574标准设计的压力机,如果离合器储备系数取值大一些(112113,基本上可用离合器接通来解除在下死点以112倍公称力发生的闷车(应为制动闷车。70年代我厂按该标准开发的开式系列压力机均未设计闷车解除装置,极少有用户反映易闷车或闷车后难以解除的问题。而近年来开发的薄板冲裁系列压力机则较多地反映出此类问题。这一事实支持了本文通过理论分析得出的判断。所以,我厂在薄板冲裁系列压

14、力机上设有闷车解除装置或液压过载保护装置。对于不设冲压力过载保护装置的仅依靠离合器打滑实现过载保护的压力机(如美国BL ISS公司的C系列压力机、H P2系列闭式双点压力机等,设置闷车解除装置是很有必要的。为此,建议有关标准(如开式压力机技术条件等的归口管理部门在标准条文中对闷车解除装置的设置作出指导性或推荐性的规定。4闷车的防止(1对于打滑闷车的防止,可采用增大公称压力角即增大曲柄扭矩的方法来提高曲柄连杆机构通过下死点的能力。但是,这样一来离合器的扭矩增加了,从离合器至曲轴的传动系统的扭矩容量也要增加,导致机床成本增加,所以应考虑其经济性。(2减小闷车临界角也可以有效地减少闷车的发生。从式(

15、4及式(5可以看出,减小机构的摩擦系数,减小轴承摩擦副的直径,增大曲柄长度都可以达到目的。例如,在小吨位压力机的曲轴及连杆上采用滚动轴承,防止闷车的效果就非常好。(3双手按钮保持角(在单次运行操作规范下,当曲柄处于该角度内时,只要松开双手按钮中的任何一个,滑块应立即停止运行的终点位置与闷车临界角之间应隔开一个制动角,以防止因在保持角内松开按钮而使曲柄停在闷车临界角之内,造成制动闷车。事实上,在制动状态下,曲柄由惯性力推动而克服负载并冲入闷车临界角的情况一般不足以发生闷车,即使闷车也很浅。所以,保持角与闷车临界角之间只要有少许间隔即可。JB335093机械压力机安全技术要求对JB335083作了

16、修正,规定设置135°的保持角。这一角度与曲柄压力机通常的闷车临界角(15°20°之间尚有25°30°的间隔,这就使本文提出的关于保持角的建议与安全标准的规定相吻合了。(4寸动调模时应特别注意防止闷车的发生。(5应该注意到,即使离合器扭矩足以完成单次作业,若使滑块在作业进行中停止,此时再接通离合器也未必能继续完成作业。因为,此时离合器所要克服的不仅是有效负载和动摩擦负载,而是有效负载和静摩擦负载以及从动系统的惯量。离合器的扭矩负载增加了,而离合器的扭矩能力在离合器接通之42锻压机械2 1999初的打滑状态比完全接通状态(摩擦片处于静摩擦状态要低

17、。所以,应注意防止这种现象的发生。5闷车的解除(1对于打滑闷车,因其必然发生在下死点前,可使电机反转,接通离合器,使其退出。若是制动闷车,应注意观察曲柄是否已过下死点,然后决定电机转向,用离合器接通使之离开下死点。这种方法在闷车严重时不一定能奏效。(2解除过载保护,使机器卸载,即可使滑块轻松返回上死点。对液压过载保护来说,此法简单易行。对剪切块式过载保护应用此法则较麻烦,需设法破坏剪切块,如用手电钻钻孔将其剪切面积减小使之被压塌。(3用机床附带的闷车解除装置(如撞击销等解除闷车。(4解除或减轻机身对曲柄连杆机构的压力后再使之离开死区。此法道理简单,具体实施起来往往很麻烦,需要专用工具(如液压顶

18、高等。在用户的生产实践中还有一些具体的因地制宜的解除闷车的方法,有的巧妙,有的无奈,在此不一一罗列了。闷车现象往往在它难以解除的时候才引起人们的注意。如果能在设计阶段就充分考虑闷车问题并采取必要措施,闷车(尤其是打滑闷车发生的可能性会减小,解除起来也较容易。参考文献收稿日期:19981113冷轧机高频颤振机理研究及对策063000唐山大学郭云山武汉冶金科技大学熊禾根摘要通过对冷轧机垂振系统的研究,从理论上分析了轧机产生颤振的影响因素,揭示了轧制过程稳定性与工艺润滑油性能之间的内在联系,证明了在辊缝处引发轧机颤振最活跃的因素是润滑油的浓度及其性能,最后给出了消除或抑制冷轧产品表面产生振痕的措施。

19、Research and coun ter m ea sures on f lutter m echan is m with h igh frequency of cold m illB ased on research fo r vertical vib rati on system of co ld m ill ,analyse influencing fatco rs that can p roduce flu tter of the m ill from the theo ry ,reveal in ternal relati on s betw een stab ility of m illing p rocess and p rop erty of lub ricating o il ,p resen t the active facto r ,w h ich ca