力机惯性力平装置及其特性研究一.doc

文章编号：１６７２—０１２１（２００５）０４－００２７－０４ 高速压力机惯性力平衡装置及其特性研究（一） 赵升吨。张学来，高长字，柳伟，张永 （西安交通大学机械工程学院，陕西西安７１００４９） 摘要：在分析高速压力机惯性力平衡问题研究的必要性基础上，根据高速压力机的工作特点，论述了高 速压力机的惯性力降低及平衡的途径，明确指出在高速压力机上不宜采用气动缸平衡装置。对目前广泛采 用的５种惯性力平衡机构的工作特点进行了分析，提出了高速压力机惯性力平衡效果的科学评价指标。从 而为研制高速压力机新的高性能平衡机构奠定了基础。 关键词：机械制造；惯性力平衡装置；高速压力机；研究 中图分类号：ＴＧ３８５．１ 文献标识码：Ａ ０  引言  锻压机床厂、厦门锻压机床厂、诸城锻压机床厂和宁 高速压力机因为具备自动、高效、精密的优点而 被广泛应用于工业生产之中，特别在我国加入ＷＴＯ 之后，世界制造业向中国的转移，趋于标准化、系列 化、批量化的功能性冲压零件市场需求量猛增，中国 国内对高速压力机的需求量很大。除大量进口国外 高速压力机（日本２００多台，美国、德国、英国等合计 几千台）外，国内企业也纷纷斥资生产高速压力机。 自从１９１０年美国亨利拉特公司首创四柱式底传动 高速压力机至今已有近百年历史【１１，但中国起步较 晚，１９８２年才由济南铸锻机械研究所和北京低压电 器厂开始共同研制我国第一台高速压力机Ｊ７５Ｇ系 列６００ｋＮ／４００ｓ．Ｐ．ｉｎ，随后又研制成功了３００ｋＮ／ ６００ｓ．Ｐ．ｉｎ高速压力机。尔后齐齐哈尔第二机床厂、上 海第二锻压机床厂先后从德国舒勒公司（Ｓｃｈｕｌｅｒ）、 江机床厂，产品结构有开式和闭式，公称力６０ｋＮ－ ２０００ｋＮ、滑块行程次数１２０ｓ．Ｐ．ｍ～８００ｓ．ｐ．Ｉｎ。但由于 我国高速压力机设计及制造水平较低，产品性能和 国外仍有较大差距，特别在噪声及振动、精密化和高 速化方面，差距更大。因此，对高速压力机惯性力平 衡问题的研究显得十分必要。本文探讨了高速压力 机惯性力的正确计算方法，并建立了相应准确和简 化的计算公式，探讨了高速压力机降低惯性力及动 平衡的途径。分析并明确指出高速压力机上不宜采 用滑块动平衡缸。进一步对国内外高速压力机的不 同动平衡机构工作原理及其特点进行了分析，从而 为完善高速压力机设计理论，对促进我国高速压力 机制造业的发展具有重要意义。 豪立克一罗斯（ＨＡＵＬＩＣＫ—ＲＯＯＳ）公司引进了多个品 １ 曲柄连杆滑块机构惯性力的计算 种的高速压力机技术，此后营口锻压机床厂也研制 出了高速精密压力机。国内在高速压力机的发展上 用２０多年的时间所达到的水平，比国外少了整整 ８０年。但这主要是从国外引进技术而发展起来的。 近年来日本、韩国，特别是台湾地区的高速压力机， 正在大量涌人中国市场，或直接出口产品或在大陆 办厂。现今大陆生产高速压力机的企业有上海第二 基金项目：全国高校优秀博士学位论文专项基金项目资助（１９９９３０） 陕西省科技攻关计划项目（２００３Ｋ０６一Ｇ２０） 收稿日期：２００５一０５—０６ 作者简介：赵升吨（１９３６一），男，教授，博导，全国锻压设备委委员，从 １．１准确的惯性力计算公式的建立 为了平衡高速压力机曲柄连杆滑块机构在工作 时所产生的不平衡惯性力ｔ２］，应对其正确计算。由达 朗伯尔原理对曲柄连杆滑块机构进行惯性力分析可 得如图１的结果，该惯性力通过作用于曲轴支承端 处的垂直力Ｆｏ。、水平力如和作用于滑块导轨面上 的力ｐ而使机身产生振动。 由文献［３】可知，图１中的Ｒ－、如和Ｑ大小分别 为： Ｆｏｌ＝ａｏ＋ｂｏｃｏｓａ＋ＣｏＣＯＳ２０ｔ－ｄｏｃｏｓ３０ｔ－ｅｏｅｏｓ４ａ（１） ，矗响ｉｎ理－ｇｏｓｉｎ２ａ－ｈｏｓｉｎ３ｃＥ＋ｉｏｓｉｎ４理＋ｊｏｓｉｎ５０ｔ （２） 事锻压设备及控制方面的研究 Ｑ＝ｋｏｓｉｎｃｔ＋／ｏｓｉｎ２ｃＥ＋ｍｏｓｉｎ３ｃＥ （３） 鬻、薯碎ｈ爵＊撼囊一圩群田一卜■害ｏ ２７ 　万方数据 从３个等效惯性力Ｒ。，％和Ｑ的分量表达式 可以看出，垂直分量Ｒ。中包含有０９、２０Ｊ、３ｔｏ和４∞ 频率成分，水平分量％中包含有∞、２∞、３山、４∞和 图１ 曲柄连杆滑块机构的受力简图 ｍ，一曲柄质量耽一连杆质量 ｍ厂滑块质量胁ｌ一机构 外加主动力矩Ｆｏ。、Ｒ一机身在铰链０点对曲柄的约束作 用力 ｐ一机身在导轨处对滑块的约束作用力 ａｌ、ｏａ、∞一 ‘分别为曲柄，连杆和滑块质心处的加速度肘。一曲柄上的 １外加驱动力矩 甜一曲柄轴角速度 ∞“一连杆相对于滑 块Ｂ点的旋转角速度 鉴于高速压力机的连杆系数Ａ通常很小（小于 ０．１），因此，计算时Ａ的平方项及更高次项可以忽略 不计。对本文作者所设计的１０００ｋＮ／１２５０ｓ．Ｐ．ｍ高速 压力机而言，忽略入平方及其