專利名稱：一種高速沖床曲柄連桿滑塊機構慣性力平衡方法
技術領域：
本發明一種鍛壓設備慣性力平衡方法，特別涉及一種高速沖床曲柄連桿 滑塊機構慣性力的平衡方法。
背景技術：
近年來，電子、通訊、計算機、家電及汽車工業的迅猛發展，對尺寸與 形狀均趨于標準化和系列化的功能性沖壓零件的需求量迅猛增長。這類零件 很適合在高速沖床上進行大批量生產，所以為降低成本和提高勞動生產率， 高速沖床在工業實際中的應用越來越廣泛。但由于我國從事高速沖床理論研 究水平和制造水平上與國外還存在較大差距，造成國產高速沖床在工業實際 中使用的滑塊每分鐘的行程次數不高，且工作極不穩定，沖擊振動和噪聲大， 幾乎無法用于生產實踐中，所以工業中主要靠大量進口國外高速沖床。由于 技術保密，國外對高速沖床的設計理論及方法幾乎沒有相關文獻報道，對高 精尖的一流高速沖床也限制向中國出口 。國內開展這方面理論研究的人很少， 尚未建立高速沖床合理傳動方式、電動機及飛輪設計理論，慣性力平衡方法， 也沒解決合理隔振方式及裝模高度調節方式等問題，從而嚴重影響了我國高 速沖床工業的發展，阻礙了我國高速沖床趕超國外先進水平。
發明內容
本發明的目的在于，提供一種高速沖床曲柄連桿滑塊機構慣性力的平衡 方法，在分析高速沖床工作原理的基礎上，對其曲柄連桿滑塊機構運動特性 進行分析，以獲得曲柄連桿滑塊機構慣性力的平衡機理，進而建立曲柄連桿滑塊機構慣性力平衡所需的相關計算公式；根據這些公式來設計高速沖床曲 柄連桿滑塊機構的平衡裝置，以便實現高速沖床慣性力的平衡。
為達到以上目的，本發明是采取如下技術解決方案予以實現的
一種高速沖床曲柄連桿滑塊機構慣性力平衡方法，其特征在于，包括下
述步驟
步驟1、在對曲柄旋轉角速度"為常量的對心正置曲柄連桿滑塊機構動 力學分析的基礎上，建立該機構滑塊的位移S、速度7分別為
<formula>formula see original document page 7</formula>
然后根據式(1) (2)得到滑塊的加速度^、連桿的角速度"AB及其擺動 角加速度f AB的表達式分別為
<formula>formula see original document page 7</formula>
式中入為連桿系數；i 為曲柄半徑；"為曲柄轉角；
通過曲柄連桿滑塊機構運動分析和式(6)式(7)，從而可進一步推導獲
得曲柄質心D的向心加速度fl"、連桿質心C的平移、向心、切向三個加速
度"、*"、 a^的表達式
<formula>formula see original document page 7</formula>
式中W為曲柄角速度；i^為曲柄質心半徑；丄c為連桿質心C到滑塊質心
B的距離；其中連桿質心C的平移加速度"3也即滑塊的加速度式(3);
步驟2、通過對曲柄連桿滑塊機構的受力分析，分別建立曲柄、連桿、
滑塊構件產生的慣性力表達式；
曲柄定軸等速旋轉時，只存在沿徑向的向心慣性力Fm-m,^，而慣性力 矩等于0;滑塊因為作平動，故其慣性力F3大小為巧-^(g + ^);連桿平面 運動時產生的慣性力可分解為三個分量F2g=m2(g + 3)、 F2 =m2"2 、 &=m2&，所產生的慣性力偶矩M^厶^， Mc的轉向與角加速度^的方向 相反；式中；mp m2、 m3、分別為曲軸、連桿、滑塊的質量；g為重力加速
度；/2e為連桿相對于C點的轉動慣量。
如果在忽略摩擦的情況下，曲柄連桿滑塊機構在空轉運行時僅承受來自 于外界機身及轉軸四個力的作用即曲柄支承對曲軸所作用的水平和垂直方 向的力/^和F。2、曲柄上受到的外加轉矩Mo、導軌對滑塊的水平作用力g， 當以上假設成立，則可得出這四個力對機身所產生的慣性作用力的計算表達 式
尸01 =巧 cosa +《+ F2g + F3 - F2T sin / - F2 cosy9
Mc + F3Zsin/ + F2g、 sin々-F2r、 + F2rZcos2 / - F2 Zsin/ cos/
&=Fi"sin"---
M。 =sin a + (F2g + F3 - F2r sin ^ - F2 cos y9)i sin a (16)
Zcos "
Mc + F3￡ sin - + F2gi^ sin - F2rZ^ g =-
丄cos 〃
然后分別將《=柳《、《"WV^、 F2g=W2(g + fl3)、尸2 =附2"2 、 F2r=m2fl2r、 尸3 =附3 (g + fl3 )、 ^c:^2cS^， "3 2 (COS" +義COS 2")、 S朋=—A"2 sill 、
a2 = =會Zc義2fiJ2(1+ cos2ar) 、 a2r =丄j朋=—A<y2ic sin" 、 fl^-i ,2 、
sin/ = ;isina、 cos/ = 1 —丄義2 sin2"代入式(16)可得<formula>formula see original document page 9</formula>式中Z為連桿長度；^為連桿質心C到連桿與曲柄鉸接點A的距離；^為 連桿與垂直方向的夾角。
步驟3、采用曲柄旋轉方向相反的兩套曲柄連桿滑塊機構，包括兩根曲 軸及等半徑的兩個曲柄、4根結構尺寸完全相同的連桿帶動同一滑塊運動， 使兩套曲柄連桿水平慣性力F。2、 g及旋轉慣性力i^。均相互抵消為0，僅存 在垂直方向上的慣性力i^未被平衡，通過兩塊分別布置在主、從動齒輪輪緣 上的扇形平衡塊，并通過平衡塊質量的計算來平衡掉上述垂直方向的慣性力<formula>formula see original document page 10</formula>上述方案中，所述平衡塊質量的計算包括以下步驟
(1) 由于4個曲柄連桿滑塊的垂直慣性力i^方向相同而迭加，總的垂
直方向的慣性力為&=4&，由式(17)式并忽略義4項可得
]、丄i 乂
(2) 將上式對ci求導，并令^5l-0，可以得到Fy的最大值/^^和最小
值Fyn^分別為
+ (m2十m3)及flj2/l-m2yl2(y2Lc] 從而可得Fy的均值為
_ 尸 + f
巧=少"^ 2 ymax = 4[(附! +附2+w3)g+(w2+w3)/ 2;i-m2;iVlc] (25 )
則垂直方向慣性力的振幅為
afv = = 4(wiad +附2及+附3及)"2 (26 )
(3) 設平衡塊的等效旋轉半徑為p，四個平衡塊的總質量為4m，則平 衡塊所產生的離心力的振幅
(27)
當^= 時，即可達到良好的平衡，由此可求得平衡塊的總質量m為
5
附=■
，^2^^ (28)。
按照本發明的方法，高速沖床水平方向的慣性力得到完全平衡，而垂直
方向的慣性力可采用曲柄旋轉方向相反的兩套曲柄連桿滑塊機構加平衡塊的方法，分析建立平衡塊的質量計算公式(28)即可解決。優點是，本發明所 建立的慣性力平衡質量僅與曲軸、連桿、滑塊的質量tm、 m2、 m3和曲柄尺 寸及d、 i 以及偏心塊等效旋轉半徑P有關，而與連桿長度及曲軸轉速無關， 這在工業實際應用中意義很大。因為工業實際中的沖床常需要通過調整連桿 長度來改變裝模高度，曲柄旋轉速度常設定為不同值，采用這種平衡方法時， 平衡效果不會隨連桿長度L及曲柄角速度"變化而改變，即一旦設備制作好 后，只要按照式(28)進行設計就能達到良好的平衡效果。
圖1為曲柄連桿滑塊機構各構件的動力學分析圖解。 圖2為曲柄連桿滑塊機構的受力分析圖解。 圖3為曲柄、連桿、滑塊分拆受力圖解。
圖1至圖3中O為曲軸旋轉中心點；A為連桿與曲柄鉸接點；B為連 桿與滑塊鉸接點；C為連桿質心；D為曲柄質心；Bo為滑塊下死點；i =OA 為曲柄半徑；丄-AB為連桿長度；i D=OD為曲柄質心半徑；Zc-BC為連桿質 心C到連桿與滑塊鉸接點B的距離;丄,AC為連桿質心C到連桿與曲柄鉸接 點A的距離；"為曲柄轉角；"為連桿與垂直方向的夾角；S-BBo為滑塊位 移；F為滑塊速度；w為曲柄旋轉角速度；為連桿相對于B點的旋轉角速 度；"3為滑塊的加速度；fAB為連桿擺動角加速度；fl"為曲柄質心D的向心 加速度；A、 & 、 "^分別為連桿質心C的平移、向心、切向三個加速度；M。 為曲柄受到的外加轉矩；《。尸。2分別為曲軸支承在O點對曲柄所作用的水 平和垂直方向的力；i^為曲柄沿徑向的向心慣性力；G,為曲柄重力；M。為連 桿平面運動時產生的慣性力偶矩；巧 、 F2f、 F&分別為連桿平面運動時產生 的慣性力沿連桿方向、垂直連桿方向和垂直方向的分量巧為滑塊慣性力；。為導軌對滑塊的水平作用力；&=2、」 =尸3分別為3^桿和滑塊在8點的相 互作用力沿水平與垂直方向上的分量；i^和&y分別為曲柄和連桿在A點的
相互作用力沿水平與垂直方向上的分量。
圖4為本發明對稱布置偏心塊式高速沖床平衡結構原理圖。圖中1.
主動側平衡塊；2.主動側曲軸；3.主動齒輪；4.主動側連桿；5.滑塊；6.從
動側平衡塊；7.從動側曲軸；8.從動齒輪；9.從動側連桿。 圖5為圖4中的偏心塊結構設計圖。
圖6為高速沖床在加平衡塊前后系統在豎直方向上慣性力曲線的對比。
具體實施例方式
以下結合附圖對本發明方法作進一步的詳細描述。
一、在對曲柄旋轉角速度為常量的對心正置曲柄連桿滑塊機構運動分析 基礎上，建立了該機構滑塊的位移、速度及加速度和連桿擺動角速度準確的 以及簡化后的表達式；進一步獲得了曲柄質心向心加速度、連桿質心平移、 向心與切向3個加速度和連桿擺動的角加速度的表達式。如圖1所示，圖中 的C和D點分別是連桿AB和曲柄OA的質心；且有OA=A、 OD=i D、 AB=1、 AO^、BC=Zc，曲柄質量m"滑塊質量m2，連桿質量m3。連桿系數;i = i /丄， 曲柄旋轉角速度w，曲柄轉角為"。考慮到將曲柄連桿滑塊機構作為工作機 構的沖床等設備的傳動系統中往往帶有飛輪，由于作為主動部分的飛輪的轉 動慣量比從動系統的轉動慣量大得多，故可近似認為處于從動系統中的曲柄 角速度近似為常數，即"sC，這樣可知"=^，而^ ="。下面的分析均是
在此近似條件WEC下進行。
結合工業實際，由圖1中幾何關系和麥克勞林(Maclaurin)展開式可求 得滑塊位移、速度及加速度(正方向如圖l所示朝上)的簡化公式分別為-<formula>formula see original document page 13</formula>( 2 )
a3 =i 6>2(cos" + Acos2cir) (3) 由于連桿AB為平面運動，故連桿AB繞絞鏈B旋轉的角速度(正方向 如圖1所示為順時針方向)^B = "，而 為連桿B點相對于A點的速度， 而由平面運動的合成原理可知圖1中B點的該絕對速度7應該是A點的牽連 速度^與B點相對于A點的相對速度i^的矢量和，這樣經推導可得連桿AB 的角速度為
<formula>formula see original document page 13</formula>
連桿擺動的角加速度s^ (正方向如圖l所示為順時針方向)為<formula>formula see original document page 13</formula>
式中的負號表明，^和圖1所示的順時針方向相反(即為逆時針方向)，這 就意味著當0。S"S90。范圍內時，隨著《角的增大，連桿繞著滑塊上的絞鏈B 點逆時針擺動的角加速度越來越大，這樣就使得連桿會從"=0° 90°范圍內的 順時針擺動逐漸地轉變為在"=90° 180。范圍內繞絞鏈B點的逆時針擺動。 因為工業實際中^很小，故可以認為siny9s/ ， C0S^ = 1。這樣式(4)和 (5)可近似地簡化為
<formula>formula see original document page 13</formula>(7) 由于連桿既隨著滑塊作平動，又繞滑塊上的鉸鏈B點作擺動，所以，連 桿質心C的加速度分量有三如下項質心C平移加速度即等于滑塊的加速度 3、質心C相對于B點旋轉所產生的向心加速度^和切向加速度^，這樣由圖l和式(6)和(7)可得"2 和"27的大小分別為
fl2 =Z^fi 〗s =|icA2<y2(l + cos2") (8) <32r =丄c^朋=—A^2Z/C sin" (9) 曲柄以等角速度"旋轉，故曲柄質心D僅存在向心加速度，其大小為
a!"-i^ey2 (10)
二、通過對曲柄連桿滑塊機構的動力學分析，分別建立了曲柄、連桿、 滑塊等構件產生的慣性力的計算公式；明確指出在忽略摩擦的情況下，曲柄 連桿滑塊機構在空轉運行時僅承受來自于外界(機身及轉軸)下列四個力的 作用曲柄支承對曲軸所作用的水平及垂直方向的力i^和F。2、曲柄上受到 的外加轉矩M。、導軌對滑塊的水平作用力g。并進一步建立了這4個力對機 身所產生的慣性作用力的準確計算公式。
1、曲柄、連桿、滑塊三構件所產生的慣性力計算
如圖2所示，下面來分別分析曲柄、連桿、滑塊三個構件運動過程所產 生的慣性力。
由于曲柄作定軸轉動，根據"定軸轉動剛體慣性力系的簡化"的法則， 對于本發明所述的曲柄連桿滑塊機構而言，由于曲柄轉速是一恒定不變的值， 所以曲柄定軸等速旋轉時，只存在沿徑向的向心慣性力^-m, ，而慣性力 矩等于0，方向如圖2所示。
因為滑塊作平動，故其慣性力F3大小為《二^(g + ^)，方向與圖1中的 加速度A相反。
因連桿作平面運動，由平面運動剛體慣性力系的簡化法則可知，其運動 時所產生的慣性力系可簡化為對稱平面內的一個力巧6和一個力偶矩Mc。由 前面的分析中可知，連桿質心的加速度可以分解為33、 52 、 527三個分量，所以連桿平面運動時產生的慣性力也可以分解為圖2示的三個分量 ^2g=^2(g + "3)、 F2 =m2a2 、 F27=w2 ，方向如圖2所示；而連桿平面運動 所產生的慣性力偶矩Mj;^，方向如圖2所示，Me的轉向與角加速度^ 的方向相反，為逆時針方向。
2、曲柄連桿滑塊機構的慣性運動對機身的作用力計算
由于曲柄連桿滑塊機構在運動過程中會產生慣性力一方面為維持其正常 運動，外界必須給曲柄輸入一個驅動力矩Mg-M。，另一方面，這三個構件作
用于支撐著它本身的機身之上，會使機身產生振動，特別在曲柄轉速較高時 該慣性力會使機身產生劇烈的沖擊振動，噪聲嚴重，妨礙設備正常工作，為 了采取措施平衡掉這些慣性力，就應正確計算曲柄連桿滑塊的運動慣性作用 于機身上的力的大小。圖2中曲柄上所受到的外力矩為M。。鑒于實際中的曲 柄連桿機構各運動部分的潤滑很好，摩擦系數很低，如高速沖床常采用滾動 軸承方式，其摩擦系數僅為0.0015 0.0025。因此可不考慮曲柄連桿滑塊機 構中各處摩擦力對動力學結果的影響。對圖1所示的曲柄連桿滑塊機構中的 三個構件而言，其受到的來自于機身等外部的力及力矩僅在曲軸與其機身上 的支承和滑塊與導軌兩處，即僅受到圖2中的&，i^，M。和Q四個力的作用。 為便于分析計算，對圖2中的曲柄、連桿和滑塊每個構件進行受力分析 可得到圖3所示的結果。其中圖3 (b)中的曲軸轉動中心O處，有垂直及水 平支撐力^，F。2和力矩M。，在3 (a)中有導軌對滑塊的約束力Q，這4個力
反作用于機身之上，會使機身產生有害的沖擊、振動和噪聲。下面就這4個 來自外部的由曲柄連桿滑塊運動的慣性所產生需外界施加的力&、尸。2、 M。和
Q進行分析計算。
2.1導軌處所受的力Q由圖3 (a)可以得到滑塊的力平衡方程組:
<formula>formula see original document page 16</formula>
(11)
式中^"」 分別為連桿對滑塊上的B點所作用的沿水平與垂直方向上的力。 2.2連桿兩端鉸鏈處的受力情況
由圖3 (c)中的連桿受力圖可獲得分別沿著x、 y及旋轉方向的力及力矩 平衡方程如下
<formula>formula see original document page 16</formula><formula>formula see original document page 16</formula>
2.3曲柄支撐處受力F。2，F。，M。
由圖3 (b)可得曲柄的力及力矩平衡方程為
<formula>formula see original document page 16</formula>
(14)
將式(14)整理之可得:
<formula>formula see original document page 16</formula>(15)
整理式(13)和(15)可得機身上所承受的外力分別為:'F0l = Fln cosa +《+ F2g +尸3 -F2r sin〃-F2 cos/
Mc + F3Z sin / + F2gi^ sin 〃 — F2t、 + F2rZ cos2 / — F2 Z sin / cos /
尸。2《sina-
￡cos々
M。 = sin a + (F2g + F3 - F2r sin / -尸2 cos sin a (16)
2 =
Mc +F3Zsin〃 + F2gi^ sin/9 —F2r、
Zcos/
然后分另U將G！ = 、 ^ = 、 F2g= m2(g + fl3) 、 F2 = w2a2 、 F2r = w2a2r 、 F3=m3(g + a3) 、^c-^^cS^fl ，fl3 i 2(cosa + /^cos2cir) 、 =—義o2 sina 、
a2" = ^c as =會丄c義2(y2(l + cos2a) 、"2r = Z<C￡^B = —/l< 2i<c sina 、fllM = i Dw2 ，
sin/ = ;isiim、 cos" = l —丄義2sin2ar等代入式(16)可得
2
Fol = mtRDC^cosQr+n^g+mjg+n^Rfi^cosQr+msRfi^cosZa+msg+msRa^cosor
+m3R 2/lcos2a+m2A2<y2Lcsin2 -^m2Lc^2(y2+|m2Lc^4(y2sin2Qf (17)
-im7LrA2CJ2cos2a+im7LrA4 2cos2cirsin2ar 2 2 e 4 2 e
Fo2 =會sina(-4m!RD(y2L+2m!RD(y2L義2sin2Q:-4/lJ2cfij2+4義m3gL+4/lm3LRw2cos"
+4m3LRw2/l2cos2 +4^LAm2g+4/lRcosaLAm2 2+4LAm2Rw2/l2cos2a (18)
+4/lLAm2<a2Lc-4m2A( 2LcL+4m2^3<y2LcLsin2a-m2/;l5 2LcLsin4a-2m2Lc^3(a2L
+m2Lc^5<y2Lsin2a-2m2Lc^3o2Lcos2Qr+m2Lc^56>2Lcos2"sin2")/(-2+^2sin2")/L
Q = -2Asina(-J2C 2+m3gL+m3LRc;2cosQr+m3LR(y2^cos2a+LAm2g+LAm2R(y2cosa (19) +LAm2R6)2Acos2a+LAm2<y2Lc)/(-2+^2sin2Q0/LM。 =-■^sino^SARcosan^gL-ARLn^gA sin "+8R Lm2cy /lcos2"-8>lReos"J2C(S
+8R2Lm2(y2cos"+8RLm2g+8RLm3g+8m1gRDL-4m1gRDLA2sin2cr -4R2Lm26 2cosor/l2sin2"-4R2Lm2^2>l3cos2cirsin2a>4RLm3g^2sin2a +8R2Lm3ty2cosa-4R2Lm36>2cos">l2sin2"+8R2Lm3fi)2^cos2Gr 4R2Lm36 2A3cos2asin2a+8RLm2A2^2LcSin2"-4RLm2義4必2LcSin4" ■4RLm2LcA2<y2 +4RLm2LcA46 2sin2"-RLtn2Lc>i66)2sin4"-4RLm2LcA26;2cos2" ( 20 ) +4RLm2LcJl4￡y2cos2c^sin2a-RLm2Lc^6ft)2cos2cirsin4"+8AR2 cos2 "m3L6>2 +8^2R2cos"m3L6y2cos2"+8ARcosc rLAm2g+8^R2 cos2 aLAm26>2 +8A2R2cos"LAm2ft)2cos2"+8>lRcosQrLAm2a;2Lc:-8>lRcos"m2i5;2LeL +8義3&0)3"012必21^1^1112<^-2義5&(:05"1112021^1^^4""4義3尺0)30:11121^021^ 十2/l5RcosQrm2Le必2Lsin2Qr-4義3Rcos"m2Le02Lcos2Qr +2A5Rcos"m2Lc<y2Ixos2flrsin2")/(-2+A2sin2")/L
三、為獲得良好的慣性力平衡效果，采用曲柄旋轉方向相反的兩套曲柄 連桿滑塊機構，這樣連桿僅有垂直方向的慣性力未被平衡。并進一步分析獲 得了曲柄連桿滑塊機構垂直慣性力的平衡機理，分析建立了垂直慣性力平衡
時平衡塊的質量及其質心處半徑的計算公式，并將其成功應用于1000kN 1250s.p.m的高速沖床的慣性力平衡之中，經在該高速沖床在實際運轉中取得 了良好的動平衡效果，論證了采用本發明設計的的傳動系統的可行性。 1、曲柄連桿滑塊機構慣性力平衡的結構設計
如圖4所示為本發明設計的雙曲柄反向旋轉的并帶有平衡塊的結構，包 括兩根旋轉方向相反但旋轉角速度完全一致的主動側曲軸2、從動側曲軸7， 每根曲軸上設有兩個曲柄半徑均為2.5咖的曲柄，由其驅動4個連桿帶動同 一滑塊5進行運動。由于兩根曲軸等速度旋轉方向相反，加之4根連桿結構 尺寸完全相同，所以兩副曲柄連桿水平慣性力F。2、 Q及旋轉慣性力M。均相 互抵消為O,但4個曲柄連桿滑塊的垂直慣性力F。i方向相同而迭加，總的垂 直方向的慣性力為每個曲柄連桿滑塊所產生的慣性力的4倍，即垂直方向上 的總體慣性力^ "《1 。由于安裝于主動曲軸2上的齒輪3與從動曲軸7上的齒輪8結構參數完全一致，因此在這兩個主、從動齒輪輪緣上與曲柄反方向 上安裝了扇形平衡塊1、 6，用來平衡曲柄連桿滑塊部件所產生的旋轉慣性力， 很顯然平衡塊配重偏心方向和曲柄方向相反，處于反對稱位置。通過這兩塊 分別布置在主、從動齒輪輪緣上的偏心平衡塊，來達到完全平衡掉上述垂直
方向的慣性力& = 4&的目的。因此在工業實際中建議盡可能采用圖4所示的 旋轉方向相反的等速兩套或4套相同的曲柄連桿滑塊機構。
圖4所示的高速沖床曲柄連桿滑塊機構的平衡裝置是一種最簡單的不完 全動平衡裝置。采用雙曲軸四點傳動方式，因此，水平慣性力已被很好的平 衡，所施加的平衡塊主要是用來進行垂直慣性力的平衡。由于曲柄轉速不同， 需要圖4中的偏心塊1、 6所能提供的離心力是不同的，因此采用這種動平衡 裝置的高速沖床在上模重量發生變化或者滑塊行程發生改變的時候，平衡效 果會變差。為此，可將圖4中安裝于兩齒輪上的扇環形平衡塊設計成多片組 裝式，不同轉速使用不同數量的扇環形平衡塊片。
對公稱壓力為1000kN滑塊行程次數為1250s.p.m的高速沖床進行實際計 算所采用的齒輪偏心塊如圖5所示，偏心塊的材料為銅(密度8.9g/mm3)和 鉛(11.37)，其中鉛片厚度為21mm，共4片；銅片厚度為10.5mm，共4片。
2、平衡塊質量的計算
由于本發明高速沖床采用了圖4結構的平衡裝置，所以水平方向的慣性
力F。2、 Q在系統內部自動平衡了，僅需要對垂直方向的慣性力F。!進行平衡。
由于它是四點壓力機，由式(17)式并忽略A4項可得
<formula>formula see original document page 19</formula>令！ = 0，分析可得工業實際中的曲柄滑塊機構的Fy極值點出現在
dor
(23)
(24)
(25)
(26)
"=1^(*=1,2，...)處，由此可以得到Fy的最大值Fy鵬和最小值Fymin，艮P
&隨=^ L=0= 4[(w + w2 + w3)g ++附2及+加3i )o;2 + (w2+w3)i fi)2^-m2^2 2Lc]
尸戸in = g Lt = 4 +附2 +附》g - (W^d +附2及+ W3i ) 2
而Fy的均值巧為
_ , +尸
^ =ymin^少max = 4 +附2 + ^)g + (附2 +附3 ^wU-mJ ]
垂直方向慣性力A^的振幅
=戶狀;，in = 4("4 +化i +附3/ ) 2 平衡時，采用在兩根曲軸上的傳動用的每個齒輪上加兩個偏心塊的方式，
當設平衡塊的等效旋轉半徑為P，四個平衡塊的總質量為4m，這樣平衡塊所
產生的離心力的振幅
AF=4w/9(W2 (27) 當Af =AF即可達到良好的平衡，由此可求得平衡塊的總質量m為
m = _^±M±M (28)
從式(28)可看出，本發明所建立的慣性力平衡質量僅與曲軸、連桿、 滑塊的質量ml 、 m2、 m3和曲柄尺寸RD、 R以及偏心塊等效旋轉半徑P有關， 而與連桿長度及曲軸轉速無關，這在工業實際應用中意義很大。因為工業實 際中的沖床常需要通過調整連桿長度來改變裝模高度，曲柄旋轉速度常設定 為不同值，采用這種平衡方法時，平衡效果不會隨連桿長度L及曲柄角速度 "變化而改變，即一旦設備制作好后，平衡效果只要按照式(28)進行設計就一定好。從而實現了依據模具不同質量來簡單調節偏心塊質量使慣性力達
到完全平衡的目的，將其應用于1000kN 1250s.p.m的高速沖床的慣性力平衡 之中，經在該高速沖床在實際運轉中取得了良好的動平衡效果。 3、慣性力的平衡要點
根據前述慣性力平衡計算過程，慣性力的平衡要點為
3.1彈簧鋼板的彈力相對很小，忽略不計，考慮的是兩方面的力①曲 柄連桿滑塊機構在曲柄轉動中心的等效慣性力；②齒輪偏心塊的離心力。
3.2由于高速沖床采用了四連桿機構，所以水平方向上的等效慣性力 Fx相互抵消，不會引起機器水平方向的搖擺。
3.3相嚙合的兩個帶偏心平衡塊的齒輪分別安裝在高速沖床的兩個曲軸 上，它們偏心塊的離心力的水平方向(即X方向)分力在系統內部相互平衡， 不需要考慮。
3.4能引起機身震動的力就是曲柄連桿滑塊機構在曲軸轉動中心的等 效慣性力的垂直分量Fy，齒輪偏心塊離心力的垂直分量。他們二者的綜合效 果得好壞，就是高速沖床系統震動平衡效果的好壞的直接反映。
高速沖床工作時，由于機構的對稱性，在水平方向上的各種力在系統內 部相互抵消，不會引起機器水平方向的搖擺。經過計算，系統在垂直方向上 平衡前后的慣性力曲線如圖6所示，平衡后系統的慣性力的振蕩范圍由未平 衡前接近54. 2kN振幅減小到不到0. 45kN，因此，垂直方向的慣性力得到了 很好的平衡。平衡后平均向上方向的垂直力6.3185kN，可被機器總重40kN 向下力抵消而得到平衡。而變化的力幅0. 45kN則經過減震基座的阻尼作用下 使其振動極小。可見，對于雙曲軸雙點或四點傳動方式，在傳動齒輪上設置 反對稱平衡塊的方式可使水平及垂直方向的慣性力均得到很好的平衡。本發明方法在lOOOkN的高速沖床實際進行滑塊行程次數為1250s.p,m的 定轉運行實驗后，結果表明動平衡效果相當好，完全滿足了實際要求。從而 驗證了本發明所設計的慣性力平衡方法及公式的創新性，該方法很值得在高 速沖床的設計中大量推廣應用。
權利要求
1. 一種高速沖床曲柄連桿滑塊機構慣性力平衡方法，其特征在于，包括下述步驟步驟1、在對曲柄旋轉角速度ω為常量的對心正置曲柄連桿滑塊機構動力學分析的基礎上，建立該機構滑塊的位移S、速度V分別為
2、根據權利要求1所述的高速沖床曲柄連桿滑塊機構慣性力平衡方法， 其特征在于，所述平衡塊質量的計算包括以下步驟(1) 由于4個曲柄連桿滑塊的垂直慣性力F。t方向相同而迭加，總的垂直方向的慣性力為& = 4&,由式(17)式并忽略;14項可得]、丄1 乂(2) 將上式對CI求導，并令^ = 0，可以得到Fy的最大值Fymax和最小 值Fymin分別為尸少min =尸> Lw = 4 +附2 +附3)g — 0^i^ +加2^ +附3^ >+ (附2 +w3)i <y2^l-m2^2<y2Lc]從而可得Fy的均值為(23)(24)_ +尸^ = — ^『=4[(w! + m2 + w3)g + (附2 + m3)i w2;i-m2;iVLC] 則垂直方向慣性力的振幅為(25)(26)(3)設平衡塊的等效旋轉半徑為p，四個平衡塊的總質量為4m，則平 衡塊所產生的離心力的振幅(27)當A^A,時，即可達到良好的平衡，由此可求得平衡塊的總質量m為附=
全文摘要
本發明公開了一種高速沖床曲柄連桿滑塊機構慣性力平衡方法，其特征在于，揭示了曲柄連桿滑塊機構產生慣性力的機理，以慣性力全平衡為設計思想，以雙點或四點雙曲柄的完全對稱曲柄連桿滑塊機構為基礎，推導出了慣性力全平衡時曲軸上大齒輪偏心塊平衡質量準確的計算公式，從而實現了依據模具不同質量來簡單調節偏心塊質量使垂直方向慣性力達到平衡的目的，在1000kN的高速沖床工業實際應用，獲得了良好動平衡效果。
文檔編號G06F17/50GK101303061SQ200810018388
公開日2008年11月12日 申請日期2008年6月5日 優先權日2008年6月5日
發明者軍 王, 趙升噸, 郝永江 申請人:西安交通大學