基于運動仿真的高速精密壓力機平衡系統設計

錢 功，吳 青，樓 宇

（浙江鍛壓機床廠，浙江 嵊州 312400）

基于運動仿真的高速精密壓力機平衡系統設計

錢 功，吳 青，樓 宇

（浙江鍛壓機床廠，浙江 嵊州 312400）

通過建立高速精密壓力機的數字化模型，對曲柄滑塊機構和平衡滑塊式動平衡裝置作了運動仿真。在運動學分析的基礎上，研究了動平衡滑塊重量變化與壓力機不平衡慣性力周期性變化之間的關系、滑塊運動速度變化與不平衡慣性力變化量的關系以及平衡氣缸的作用。以直觀方便的現代設計手段，探索了高速精密壓力機平衡系統的設計方法。

機械制造；平衡系統；高速精密壓力機；設計

1 前言

高速精密壓力機是一種自動、精密、高效的鍛壓設備，是電機、電器、電子、儀表、五金等行業進行精密復雜零件大批量生產的理想裝備。通常情況下高速精密壓力機的工作效率是普通壓力機的十倍以上，所加工的制件質量穩定，一致性好，還能顯著減少安全事故的發生，對提高企業的綜合競爭力十分有利。近年來，國內外高速精密壓力機的技術性能和結構，諸如工作速度、沖裁力、剛性、導向機構、慣性力平衡、柔性化、噪聲和振動的抑制等方面得到了迅速發展。

通常情況下，當滑塊行程次數達到200spm以上時，如果回轉部件和往復運動部件動態平衡不良，曲柄滑塊機構在運動時產生的不平衡慣性力變化，均會使機身搖晃、振動和噪聲加劇、滑塊下死點動態精度變差等，導致機床無法正常工作，影響工件質量、模具和機床的使用壽命。所以，高速精密壓力機在結構上必須采取一些特殊的技術措施才能保證其平穩運行。本文以浙江鍛壓機床廠研制的J75-200型閉式雙點高速精密壓力機為例，研究動平衡塊重量變化與壓力機不平衡慣性力周期性變化量的關系、滑塊行程次數變化與不平衡慣性力變化量的關系以及平衡氣缸的作用，提出了動平衡系統的設計方法。

2 建立數字化功能樣機

J75-200型閉式雙點高速精密壓力機機身采用分體式框架結構，由上梁、左右立柱、底座組成。機器分體連接方式采用了四根拉緊螺桿液壓預緊技術，采用了四點支撐式偏心軸結構，曲柄滑塊機構為結點正置形式，滑塊通過兩根導柱與連桿相連接，滑塊四周導向采用直線滾珠導柱和合金銅襯套復合結構，配置了平衡滑塊式動平衡機構，還配有一套平衡缸系統。機器外形照片如圖1所示。主要技術指標：公稱力2000kN；行程次數200～400spm；滑塊行程30mm；最大裝模高度420mm；裝模高度調節量50mm；機器重量 40t。

圖1 J75-200型閉式雙點高速精密壓力機

在進行數字化虛擬樣機的三維建模和裝配時，需要充分考慮該數字化模型能夠真實反映實際工程原型機的行為特征，使得該數字化模型能夠在進行機械系統運動學與動力學性能分析的同時，其仿真結果還可以用于模態分析、疲勞分析、典型零件的有限元分析和優化設計。盡量減少對圓角、孔、密封槽等部位的壓縮或簡化，除非它們在零件網格的過程中失敗導致無法進一步開展零部件的有限元分析。應該賦予零件正確的材料屬性以保證分析結果的正確性，在仿真條件設定時應注意重力方向。

3 動平衡塊重量變化與不平衡慣性力變化量的關系

設定數字化樣機的工作條件：在滑塊底面固定重量為1000kg的上模，配制的平衡滑塊初始重量為1305kg，排盡平衡缸內的壓縮空氣，使得平衡缸拉力為零，機床在空運轉的條件下以行程次數400min-1，滑塊從上死點開始運動，豎直向上的方向為正方向。運行Simulation軟件后，求得滑塊在豎直方向的位移、速度、加速度。如圖2、圖3、圖4所示。

上述仿真結果表明，滑塊在豎直方向（y方向）的位移值為30mm，也就是滑塊行程長度?；瑝K豎直方向最大運動速度627.26mm/s，按時間點計算分別發生于曲軸轉角為90°和270°位置，滑塊豎直方向最大運動加速度27053mm/s2，分別發生在上死點和下死點位置。

滑塊、平衡滑塊、連桿、偏心軸等運動機構的不平衡慣性力（即等效慣性力）通過曲軸作用于上梁軸承座，等效慣性力的大小可以認為由固定值與變化量組成。不平衡慣性力的固定值在高速精密壓力機啟動、停止或速度突變時會引起機身的振動，在滑塊工作速度穩定后，等效慣性力的固定值部分對壓力機的振動幾乎沒有影響。引起壓力機上下振動的最主要因素是運轉過程中產生的大小與方向周期性變化的等效慣性力的豎直方向分量的變化量，該變化量作用于機身后引起壓力機、支承壓力機的減振墊和地面產生振動。

數字化樣機運動仿真后獲得的作用于軸承座的反作用力，能夠反映運動機構的等效慣性力在各個運轉周期中的分布規律以及整機的慣性力平衡效果。一個運動周期內豎直方向反作用力分量的大小及周期性變化量反映了高速精密壓力機不平衡慣性力的變化情況，將軸承座豎直方向反作用力分量的運動仿真結果導出到EXCEL中并制成曲線，可直觀反映不平衡慣性力的周期性變化量。圖5反映了一個周期內不平衡慣性力變化量的變化規律。不平衡慣性力最大值發生在下死點時刻，數值為68519N，最小值發生在上死點時刻，數值為39452N。在一個運轉周期的0.150s時間內，慣性力變化量達到29057N，說明曲柄滑塊機構不平衡現象比較嚴重。

平衡滑塊重量的變化對應著不同的不平衡慣性力的變化量，為了尋找到能使得豎直方向不平衡力變化量最小時的動平衡滑塊的重量，讓動平衡滑塊的重量以30kg為變量遞增，分別通過運動仿真獲得一個運動周期內不同平衡滑塊重量所對應的軸承座y方向反作用力變化值，也就是滑塊運動時機床存在的不平衡慣性力變化量，繪制成圖表（圖6）。

不平衡慣性力變化量曲線呈V字型，即在滑塊和上模重量一定時，變化的動平衡滑塊重量對應著一個不平衡慣性力變化量的極小值，能使得不平衡慣性力變化量數值最小，平衡效果最佳，所對應的動平衡滑塊重量就是我們所希望獲得的最優值。圖6中，當動平衡滑塊的重量為1635kg時，帶有1000kg上模的壓力機所對應的不平衡慣性力變化量僅為595N，與動平衡塊的重量為1305kg時對應的不平衡慣性力變化量29067N相比較，下降了98%。595N的不平衡慣性力周期性變化量，對于自重約40t的壓力機來說是微不足道的，也就是說，壓力機取得了良好的動平衡效果。優化動平衡滑塊重量后經運動仿真得到的壓力機一個周期內的不平衡慣性力變化情況如圖7所示。

高速精密壓力機在實際應用過程中配備的模具是千變萬化的，不同的上模重量需要能使得不平衡慣性力變化量最小的對應的動平衡塊重量。通過運動仿真，可以獲取該數字化樣機最佳匹配條件下不平衡慣性力變化量、上模重量變化與動平衡滑塊重量的變化關系數據，如圖8、圖9所示。

根據圖9所示的運動仿真結果，可以導出如下方程式：

式中：m1——動平衡滑塊重量；

m2——上模重量；

m3——動平衡滑塊未配置上模時的最佳初始重量；

k——斜率。

采用了平衡滑塊式動平衡結構的壓力機，k值隨壓力機滑塊系統、動平衡滑塊系統等結構形狀和參數的不同而變化。動平衡偏心軸在主連桿部位的偏心量與副連桿部位偏心量的比值，是影響斜率的主要因素，斜率也與滑塊系統和動平衡滑塊系統的質心位置有一定的關聯。

該數字化模型中，m3為1035kg，k值為0.6。當模具（上模）重量為500kg時，求得動平衡滑塊重量m1為：

根據式（1）計算，當壓力機安裝了上模重量為500kg的模具時，如果將可調節的動平衡滑塊的重量調整到1335kg，平衡滑塊式動平衡裝置將取得最佳的平衡效果。

對于副滑塊重量可調整的高速壓力機，制造廠宜將不同機型的k值提供給顧客，指導實際使用過程中動平衡滑塊的快速調整，以保證壓力機平穩運行。

4 滑塊運動速度變化與不平衡慣性力變化量的關系

設計要求高速精密壓力機能夠在許用行程次數范圍內能平穩地工作。已經取得了高速壓力機工作于最高行程次數時的最佳平衡效果，在降低行程次數時該動平衡系統是否依然有效？開展高速壓力機數字化模型在不同行程次數條件下的運動仿真以觀察動平衡情況。設定該數字化虛擬樣機裝有1000kg的上模，動平衡滑塊重量調整為1635kg，將行程次數從200min-1開始，每增加25min-1開展一次仿真分析，對應的不平衡慣性力變化量如圖10所示。

運動仿真結果表明，滑塊行程次數從最小值200min-1變化到最大許用值400min-1，壓力機的不平衡慣性力變化量從149N變到595N，變化量呈現遞增趨勢，但在可以接受的范圍內?？梢哉J為：不平衡慣性力的變化值與轉速沒有明顯的相關性，一旦確定了某行程次數情況下的動平衡滑塊的最佳匹配重量，就能夠滿足壓力機整個許用調速范圍內的動平衡要求。

5 平衡氣缸的作用

假設滑塊受40000N的平衡缸拉力并運行于400min-1，配重仍然取優化值1635kg。運動仿真結果顯示，不平衡慣性力周期性變化量數值為595N，與不帶平衡缸時的不平衡慣性力變化量完全相等。也就是說，通過調整平衡缸的氣壓變化改變平衡缸拉力并沒有影響壓力機動平衡系統的不平衡慣性力變化量。由此看來，如果壓力機配置了不同重量的上模，宜通過相應調整動平衡滑塊的重量去獲得最佳平衡點而不是單純依靠調整平衡缸的氣壓取得平衡效果。

雖然平衡缸拉力不能顯著影響不平衡慣性力的周期性變化量，但是，能夠對不平衡慣性力的絕對值產生影響。有無平衡缸拉力兩種不同情況的運動仿真結果如圖11所示。帶有40000N的平衡缸拉力后，在整個仿真周期內，壓力機的豎直方向不平衡慣性力均減少了40000N。例如在上死點位置，由不帶平衡缸拉力時的56620N下降到16620N。如果壓力機允許安裝直徑更大、數量更多的平衡缸，使得平衡缸拉力大于動平衡滑塊、滑塊、曲軸等運動系統對壓力機的不平衡慣性力以及自重，讓平衡缸拉力處于過補償狀態，將有利于保持滑塊系統的間隙單向性，可以提高下死點的精度，否則，不仿讓平衡缸拉力為零。另外，本文所述的壓力機，滑塊體積比較大，行程次數不是太高，平衡缸活塞的最大移動速度計算值為627.26mm/s，在氣動密封圈能夠承受的范圍內，應該配置平衡缸系統。適當的平衡缸或平衡氣囊還能夠改善裝模高度調節電機的工作條件，也便于模具的調試。

6 水平方向的慣性力

高速精密壓力機在運動中存在垂直慣性力和水平慣性力，當滑塊行程次數增大時，水平慣性力顯著增大。通常情況下水平慣性力的作用點離開減振阻尼座的距離比較大，該力矩的周期性變化容易導致壓力機前后搖晃。副滑塊平衡機構對于減少垂直方向的慣性力變化有顯著效果，但是未能完全解決水平方向的慣性力平衡問題。優化該數字模型中的偏心軸結構，將偏心軸配置上合適的反向平衡塊后進行運動仿真，以獲得水平方向慣性力的數值和變化規律，前后對比結果如圖12所示。仿真結果表明，偏心軸自身的動平衡對水平慣性力有顯著的影響，若希望減少水平慣性力，應該重點研究偏心軸自身的動平衡效果。

7 結論

運用SolidWorks軟件，建立高速精密壓力機的數字化虛擬樣機；運用Simulation插件開展曲柄滑塊機構和平衡滑塊式動平衡裝置的運動仿真，能夠在設計階段預知慣性力平衡情況，優化副滑塊平衡機構，縮短設計周期，提高設計效率和設計質量。能夠在實物樣機的調試和實際生產應用中指導動平衡滑塊的調整方向。

運動仿真結果表明，當沖壓模具一定時，副滑塊平衡機構存在一個能使得壓力機不平衡慣性力變化值最小的副平衡滑塊重量。副平衡滑塊重量的適應性調整使得高速精密壓力機在實際使用過程中能適應多種沖壓模具的變化，實現不平衡慣性力變化量最小，從而提高壓力機工作時的平穩性和下死點的動態精度，提高沖壓件質量，延長模具使用壽命，減少高速精密壓力機的故障發生率。

設置平衡缸有利于保持滑塊系統的間隙單向性，但是不能僅僅依靠調整平衡力的方法改善高速精密壓力機的振動現象。

對于采用了偏心軸或曲軸的高速精密壓力機，優化旋轉軸自身的不平衡慣性力，是減小壓力機水平擺動的主要手段。

影響高速精密壓力機振動的原因是多方面的，本文旨在分析空運轉條件下滑塊系統的等效慣性力的變化情況，探討高速精密壓力機動平衡系統的設計方法，尚未討論公稱力作用下高速精密壓力機的運動仿真情況。利用數字化虛擬樣機，可以進一步開展在公稱力作用情況下的動力學分析、靜力學分析，開展壓力機的模態分析、疲勞分析，指導零部件的優化設計以獲得最佳綜合設計效果。隨著科學技術的不斷進步，高速精密壓力機技術也必將得到迅速的發展。

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

[2]趙升噸，張學來，高長宇，柳 偉，張 永.高速壓力機慣性力平衡裝置及其特性研究（二）.鍛壓裝備與制造技術，2005，（6）:14-19.

[3]張晉西，郭學琴.Solidworks及COSMOSMotion機械仿真設計.北京：清華大學出版社，2007.

Design of counterbalance system for high-speed precision press based on kinematic simulation

QIAN Gong，WU Qing，LOU Yu
（Zhejiang Metalforming Machine Works,Shengzhou 312400,Zhejiang China）

The numerical model of high-speed precision press has been established to carry out the kinematic simulation analysis of slider crank mechanism and balanced slide type dynamic balancing unit.Not only the relation between the changes of dynamic balancing slide weight and the cyclical changes of the imbalance inertia force of the press but also the relation between the changes of movement velocity of the slide and the changes of the amount of imbalance inertia force have been studied,as well as the function of the balancing cylinder.An intuitional and convenient modern method has been used in the design of the counterbalance system for high-speed precision press.

Balance system；High-speed precision press；Design

TG315.5

B

1672－0121(2011)04－0032－05

2011-04-21

錢 功（1963-），男，工程師，從事機械壓力機設計研究