高速壓力機的動平衡分析與優化

齊齊哈爾二機床(集團)有限責任公司 （黑龍江 161005） 余發國 楊明川

高速壓力機工作時，其傳動機構所產生的不平衡慣性力將在軸承中引起附加動壓力，不但會增大軸承處的摩擦與桿件中的內應力，降低機械效率和使用壽命，且由于慣性力大小和方向的周期性變化，將引起高速壓力機產生強迫振動，如果振幅較大，或頻率接近于機械本身的共振頻率，將引起惡劣的后果。本文針對J75型高速壓力機進行動平衡分析與優化，以期將高速壓力機高速運動產生的不平衡慣性力加以平衡，從而減少慣性力的不良影響，提高高速壓力機品質。

1.模型建立

利用Inventor軟件建立J75型高速壓力機三維實體模型，將該實體模型轉化為IGES格式的文件導入到ADAMS，在ADAMS中分別對主軸、連桿、配重塊、滑塊、活塞桿建立相應的運動副，如圖1、圖2所示。

圖1 高速壓力機虛擬樣機模型

2.高速壓力機慣性力的確定

高速壓力機在工作過程中的慣性力主要包括以下幾個方面：主軸高速旋轉產生的離心慣性力、滑塊上下往復運動產生的往復慣性力，以及連桿平面運動產生的慣性力。由于連桿運動的慣性計算較為復雜，傳統計算將其簡化，主要考慮前兩項，導致計算結果與實際有所差別。

采用ADAMS軟件進行仿真，可以考慮所有運動部件在高速運動下的受力情況，從而保證了計算精度。

圖2 單側平衡結構示意

3.高速壓力機的動平衡分析與優化

高速壓力機高速運動時作用在機座上的力較大，容易引起機床振動，進而限制高速壓力機轉速的提高。為進一步提高轉速，需降低或者消除傳動機構作用在機座上的力。對于動平衡優化有完全平衡法和近似平衡法兩種方法，完全平衡法要求的結構空間較大，而近似平衡法的精度較低。以往設計一般采用單變量進行逐次優化，如配重塊的質量等，其優化效果相對有限。為進一步提高優化效果，在ADAMS中將平衡機構的偏心距、連桿長度和配重塊質量進行參數化，如圖2所示。

在ADAMS中創建偏心距、連桿長度和配重塊質量三個設計變量，其中偏心距的取值范圍根據其幾何形狀可定于0～32mm，在設計時選擇連桿長度為160mm，配置塊重345kg，參考以往設計經驗和實際使用情況，設定連桿長度的取值范圍為160～600mm，配重塊重量的取值范圍為200～600kg。

根據技術協議高速壓力機的轉速為600r/min，給定偏心距為30mm，連桿長度為160mm，配重塊重量為345kg，對壓力機進行時間為0.2s，步長為500運動學仿真。主軸和滑塊上受到的作用力將反映到機架上，其合力為引起機架振動的力，對高速壓力機進行仿真分析，得到如圖3所示的合力圖。

圖3 優化分析前機架所受合力

由圖3可看出，在工作過程中，作用在機架上的最大力為200kN，最小力為25kN。其最大值和最小值之間的差值較大，機架易在工作中發生振動。根據高速壓力機的傳動結構特點，減少運動部件作用在機架上的合力波動可減少高速壓力機的振動。由此可以將作用在機架上合力的方差最小作為主要的優化目標，使機架的受力趨于恒定，從而減小振動。對高速壓力機進行優化分析得到數據，合力的方差從52559減少到2126.5，大幅減小作用在機架上合力的波動。取優化結果：連桿長度為600mm，偏心距為15.1mm，配置塊重量為600kg，改變模型參數進行再次仿真分析，得機架所受合力如圖4所示。可以看出機架所受最大力為23kN，最小力為17kN，與初始結果相比，機構的慣性力波動得到了大幅減小。

圖4 優化分析后機架所受合力

若單純采用改變配重塊質量的方法效果并不理想，當偏心距和連桿長度不變時，在原結構上將配重塊質量分別設為600kg、345kg及200kg時分析結果如圖5所示。分析結果表明當偏心距和連桿長度不變時僅改變配重塊質量，機架受到合力的波動遠大于優化后的結果。

圖5 配重塊重分別為600kg、345kg及200kg時合力示意

4.結語

對現有J75型高速壓力機，僅改變其配重塊質量，經分析得到運動部件作用在機架上的合力波動仍較大，因此其速度提升受到一定限制，而將其偏心距、連桿長度及配重塊質量三個參數同時作為優化變量，以運動部件作用在機架上的合力波動最小作為優化目標，優化后得出運動部件作用在機架上的力明顯減小，具有一定意義。