高速压力机的运动仿真与振动分析

高速压力机的运动仿真与振动分析

毕业论文﹙设计﹚题目高速压力机的运动仿真与振动分析学生姓名学号所在院(系)专业班级指导教师完成地点年月日\n高速压力机的动态性能研究[摘要]：高速压力机的内部机构在运动时产生不平衡惯性力，该惯性力通过曲柄作用在机身上使机器和支承机器的地面产生振动。因此，对高速压力机内部进行改造使其达到减振降噪的要求具有重要的现实意义。本课题在对高速压力机的研究和分析的基础上，以拉延压力机多连杆机构运动时引起的惯性力为例进行研究。在ADAMS中建立曲柄滑块机构的模型，对曲柄滑块机构产生的振动力进行动平衡优化。为了实现减小高速压力机的振动的目的，在曲柄滑块机构上加平衡块和反向对称布置对惯性力进行动平衡。采用以柔性连杆代替刚性连杆进行总振动力的测量，比较振动力的变化。[关键词]：高速压力机;ADAMS;振动;仿真;优化\nStudyonDynamicPerformanceofHighSpeedPressAbstract:High-speedpressinternalinstitutionsinthesportsproducetheunbalancedinertialforce,whichthroughthecrankroleonthefuselagemakesmachineandthesupportofthegroundvibrationmachine.Therefore,thehigh-speedpressreforminternalsoastomeettherequirementsofreducingvibrationnoisereductionhasanimportantpracticalsignificance.Thistopicisbasedontheresearchandtheanalysisofhigh-speedpress,researchinertiaforceofcausedbySlider-crankmechanismmotionofHZ45highspeedpunchpress.Establishslider-crankmechanismmodelinADAMSandoptimizeVibration,vibrationtorqueanddeputyreactionforcecausedbytheSlider-crankmechanism.Inordertoachievethepurposeofreducingshock,weshouldgetadynamicbalanceofinertialforcebyaddingbalancepiecetoslider-crankmechanismandreversingsymmetricallayout.Itisthewaythatmeasuregrossvibrationforcebytakingtheflexibleconnectingrodinsteadofrigidconnectingrodandcontrastchangesofvibrationforce.Keywords:High-speedpress、ADAMS、Vibration、Thesimulation、optimization\n目录1.绪论11.1引言11.2机械压力机简介21.2.1机械压力机的分类21.2.2机械压力机的应用21.2.3机械压力机的工作原理31.3高速压力机31.3.1高速压力机的简介31.3.2高速压力机的内部机构31.4本论文的研究意义和主要内容31.4.1本文的研究意义31.4.2本文的研究内容42．高速压力机的内部机构的建模与仿真52.1高速压力机的内部机构52.2L4-630E3高速拉延压力的主要参数52.3曲柄滑块机构运动学分析62.4八杆压力机机构建模72.5曲柄滑块机构的运动学仿真82.6小结133．建立柔性连杆进行仿真143.1柔性体仿真简介143.2建柔性体进行动力学仿真143.2.1在ADAMS中使连杆柔性化143.2.2测量振动力153.3小结234.测量振动力并进行动平衡优化24I\n4.1动平衡的简介244.2测量振动力244.3加平衡块进行总振动力的测量264.4以平衡块X方向的位移为目标变量进行优化304.5以平衡块的Y方向的位移为目标变量进行优化334.6以平衡块Z方向的位移为目标变量进行优化354.7以总振动力优化时所对应的变量为研究对象进行总的优化374.8小结39总结与展望40致谢41参考文献42I\n1.绪论1.1引言随着科学技术的不断发展、机械工业的日新月异，高速、质轻、高效、低噪声、智能化等己经成为现代机械的重要标志和发展方向，同时也给机械科学工程提出了更高的要求，引出一系列机械动力学方面的新课题。为了满足现代机械要求，提高机器动态性能，设计机构时要进行有关平衡的分析与综合工作、考虑构件弹性、运动副间隙、摩擦等因素。因此，机构动平衡问题是机构学领域，特别是机构动力学中重要的前沿课题之一。机器在运转过程中，除了受到外载荷的作用外，还受到其各部件本身所具有的质量和转动惯量在运动状态下产生的惯性作用。这种惯性作用随着其转速的提高而迅速增加，在现代高速机械系统中，其作用远远超过了外载。这种随机构运转而周期性变化的强惯性作用不仅会增大运动副中的摩擦和构件的内应力，降低机械效率和使用寿命，而且是产生机器振动、噪音和疲劳等现象的主要原因，其结果大大影响了机构的运动和动力性能。机构平衡的目的就是设法将构件的不平衡惯性力加以平衡，以消除或减小机构惯性造成不良影响。第42页共41页\n在许多机械中经常使用具有往复运动构件的机构，例如汽车发动机、活塞式压缩机、振动剪床等，对于这些具有作往复移动或平面一般运动构件的机械来说，它的平衡问题比旋转机械复杂的多。回转机械的平衡问题可以从构件的结构设计和制造中的平衡校正来实现，而且这种机械的惯性力可以在构件本身得到平衡。而具有作往复移动或平面一般运动构件的机械来说，它的惯性力不能在构件本身得到平衡，其平衡的主要对象有振动力、振动力矩、运动副反力等反映机构惯性作用的动力指标。这些动力学平衡指标从不同角度反映了机构的惯性作用，相互之间又有一定的联系，机构的动力特性正是由这些指标决定的。因此，随着现代高速、精密、重载机械的发展，克服这种不利的惯性作用、降低这些平衡指标就成为必须解决的重要问题。虚拟样机技术是CAE技术的重要组成部分，其中，ADAMS软件是目前最权威的集建模、求解、可视化技术于一体的虚拟样机软件，利用ADAMS软件可以对机械系统进行运动学和动力学的仿真分析。从仿真分析结果中我们可以求解出运动副之间的作用力和反作用力或施力单点外力以及各构件质心的速度、加速度、角速度、角加速度等动力学和运动学数据，并且这些数据可以以曲线图或数据表的形式直观地表示出来。随着计算机技术的广泛应用而不断发展，CAE技术在机械设计与制造领域被广泛采用，利用CAE类软件，可以快速而方便的建立机构的三维实体模型并对该模型进行运动学和动力学分析以及动态仿真，这使得在生产产品前就能针对不同的工作情况对产品进行仿真分析，不断改进产品的设计，提高产品的性能，缩短产品的生产周期，增强产品设计的可靠性。把样机当作刚性系统来处理，在大多数情况下可以满足要求，但在一些需要考虑构建变形的特殊情况下，完全把样机看成刚性系统来处理则达不到精度要求，必须把样机的部分构件或整体当成柔性体来处理。ADAMS中可以实现对柔性系统以及刚柔耦合系统的运动学和动力学仿真分析，以实现使所建模型最大限度的接近真实机械的状况。1.2机械压力机简介冲压是在室温下，利用安装在压力机上的模具对材料施加压力，使其产生分离或塑性变形，从而获得所需零件的一种压力加工方法。在冲压零件的生产中，合理的冲压成型工艺、先进的模具和高效的冲压设备是必不可少的三要素，具有生产率高、材料利用率高、零件精度高、复杂程度高、一致性高等突出优点，因此在批量生产中得到广泛的应用，在现代工业生产中占有十分重要的地位，是国防及民用工业生产中必不可少的加工方法。1.2.1机械压力机的分类冲压加工离不开冲压设备，冲压设备属锻压机械，常见的冷冲压设备有机械压力机和液压机。在锻压机械中，机械压力机的应用越来越广泛，其应用比重可占到锻压机械的50%以上。机械压力机按驱动滑块机构的种类可分为曲柄式和摩擦式;按滑块个数可分为单动和双动;按床身结构形式可分为开式和闭式;按自动化程度可分为普通压力机和高速压力机等。1.2.2机械压力机的应用机械压力机是板料冲压生产的主要设备，可用于冲孔、落料、切边、弯曲、浅拉伸和成形等工序，广泛应用于国防、航空、汽车、拖拉机、电机、电器、表、医疗器械、日用五金等行业中。近几年来，我国的汽车工业在飞速发展，又对机械压力机提出了进一步的要求。第42页共41页\n1.2.3机械压力机的工作原理摩擦压力机是利用摩擦盘与飞轮之间相互接触并传递动力，借助螺杆与螺母相对运动原理而工作。它的特点是结构简单，当超负荷时，只会引起飞轮与摩擦盘之间的滑动，而不致损坏机件。但飞轮轮缘磨损大，适用于中小型件的冲压加工，对于校正、压印和成形等冲压工序尤为适宜。曲柄压力机利用曲柄连杆机构进行工作，电机通过皮带轮及齿轮带动曲轴传动，经连杆使滑块作直线往复运动。曲柄压力机分为偏心压力机和曲轴压力机，二者区别主要在主轴，前者主轴是偏心轴，后者主轴是曲轴。偏心压力机一般是开式压力机，而曲轴压力机有开式和闭式之分。1.3高速压力机1.3.1高速压力机的简介高速压力机发展将近100年历史，就当前从高速概念来讲，通用机械压力机的滑块每分钟的行程次数n一般不超过200s.p.m.。因此，可简单地将n＞200s.p.m成为高速压力机。国内外有一些公司通常将高速分为以下3个速度等级：超高速n＞1000s.p.m，高速n＞400s.p.m，次高速n＞250-400s.p.m。国内高速压力机是上世纪80年代开始从国外引进技术发展起来的。1.3.2高速压力机的内部机构一个机构是由许多机器元件如杆件、齿轮、凸轮、轴承、弹簧和螺钉等以不同的方式如铰链和滑块等组合而成，以实现其特有的运动。常见的机构有铰链四连杆机构、曲柄滑块机构、齿轮机构、凸轮机构和日内瓦机构等。这些不同的机构因其机器元件组合方式的不同，造成不同的制约作用，因而产生其特有的相对运动关系。但同一种机构可应用在不同的地方而产生不同的功能，可将多种不同的机构加以组合运用以实现某一特殊用途。通过查找资料，为了研究方便本人选择压力机型为HZ45高速冲孔机为研究对象进行分析，建立其内部机构曲柄滑块机构为研究对象进行分析与优化。1.4本论文的研究意义和主要内容1.4.1本文的研究意义第42页共41页\n机械压力机中的高速压力机是机械制造业中广泛使用的冲压设备，量多面广。高速压力机多数采用曲柄滑块机构，将曲轴的旋转运动转化为滑块的直线运动，实现压力加工。曲柄滑块机构在运动过程中会产生惯性力，其中包括3部分即曲柄旋转运动产生的离心惯性力;滑块往复运动产生的往复惯性力;连杆平面运动产生的惯性力。由于高速冲床的转速较高,如果它的运动部件不能较好地达到很好的动平衡,该惯性力通过曲柄作用在机身上，使机器和支承机器的地面产生振动，从而导致机床精度的降低,因此必须采取相应的措施进行减震。近年来发展起来的虚拟样机技术为了解决复杂压力机结构模型的动平衡设计问题提供了很好的解决方案，ADAMS(AutomaticDynamicAnalysisMechanicalSystem)软件是美国MDI公司开发的机械系统动力学仿真分析软件,它使用交互式图形环境和零件库、约束库、力库,创建完全参数化的机械系统几何模型,其求解器用多刚体系统动力学理论中的拉格朗日方程方法,建立系统动力学方程,对虚拟机械系统进行静力学、运动学和动力学分析,输出位移、速度、加速度和反作用力曲线。可在ADAMS软件中建立简单压力机的参数化动力学模型,添加各构件之间的约束副以及主轴上的旋转驱动,对压力机模型进行仿真试验。本文研究了应用ADAMS软件，对机械压力机中的高速压力机工作机构进行运动学分析，运用数学方法和虚拟样机技术建立样机模型测得的数据进行分析。通过对仿真结果的比较和分析，采用合适的方法进行优化，达到减小振动的目的。1.4.2本文的研究内容本论文研究的主要内容包括四大部分:第一部分根据高速压力机的型号，在ADAMS中建立其工作机构即对心的曲柄滑块机构的模型，进行运动学仿真，测出滑块的位移，加速度，速度，与解析法得到的公式进行比较，验证虚拟样机的正确性。第二部分是进行运动学仿真，测出振动力，然后优化振动力;最后，把连杆柔体化，测出总振动力刚体模型的振动力进行比较。第42页共41页\n2．高速压力机的内部机构的建模与仿真2.1高速压力机的内部机构高速压力机运动时，内部回转部件与往复运动部件不能得到很好的动态平衡，就会产生剧烈的振动，特别在行程次数较高的场所，由此产生的振动污染更为严重。高速压力机在进行连续冲压工作时，由于冲击力作用与机身和滑块等附件上所激发的结构噪声和加速度噪声，随着行程次数的增大而变大，且比普通压力机大得多，本人将对高速压力机的内部机构进行动力学仿真分析，找出动态性能的各参数，并对主要参数进行优化设计，从而达到减震降噪的目的。曲柄滑块机构是高速压力机内部常用的一种机构。本文选拉延压力机多连杆机构进行运动分析和仿真。因为,运动分析既是综合的基础,又是力分析的基础。通常可使用图解法和解析法来进行运动分析。图解法因其做图、计算工作量大及精度差,在实际工程设计应用中有很大的局限性。解析法的计算工作量很大,但随着计算机在工程设计领域的广泛应用,一些软件平台为解决复杂的工程计算提供了强有力的工具，ADAMS软件就是一种对动态系统进行建模、仿真和分析的软件包,其主要功能是预先对动态系统进行仿真和分析,从而在形成实际系统之前,能进行适时的修正,以减少系统反复修改的时间,实现高效开发的目的。2.2L4-630E3高速拉延压力的主要参数公称压力:6300KN公称力行程:750mm滑块冲程次数:8~16s.p.m滑块行程长度：750mm最大装模高度：660mm工作台尺寸:1900mm×3100mm工作台尺寸尺寸（前后*左右）:1900mm×3100mm第42页共41页\n滑块底面尺寸（前后*左右）：1900mm×3100mm=540mm(偏心轴的偏心量)2=1200mm(连杆长度)3=630mm(连杆长度)4=630mm(连杆长度)5=900mm(连杆长度)6=630mm(连杆长度)7=630mm(连杆长度)8=900mm(连杆长度)9=630mm(连杆长度)(连杆系数)L4-630E3高速拉延压力的主要机构是八杆机构，所以。以八杆机构为研究对象进行研究，使机构在运动中的振动力达到最小，从而达到减震的目的！2.3曲柄滑块机构运动学分析曲柄滑块机构如图2.1所示,其中:R为曲柄长度；S为滑块位移；L为连杆长度；a为曲柄转角:为连杆系数,=R∕L。由曲柄滑块机构运动简图可得，该机构运动时的表达式为:=-(1)而　sin／L=所以　代入式(1)整理得=［+∕-）］(2)一般小于0.3时,式(2)的根号部分可用泰勒级数展开并取前两项得≈∕2故由式(2)可得第42页共41页\n滑块位移为：S=R［］滑块速度为滑块加速度为：图2.1拉延压力机机构运动简图2.4八杆压力机机构建模L4-630E3高速拉延压力公称压力为6300KN，建模中所需的材料是45结构钢，由机械设计手册查所对应的的屈服极限是σs=355Mpa,由σ<σs=F/A可得A>F/σs=0.00124,所以建连杆时它的横截面必须大于A>0.00124。在ADAMS中建模，由L4-630E3高速拉延压力主要参数可知，取L2杆的长度为10cm,宽度为1.5cm,厚度为0.5cm；L9杆的长度为25cm,宽度为1.5cm,厚度为0.5cm；曲柄的长度取12cm,宽度为1.5cm,厚度为0.5cm,取滑块的长度为5cm,宽度为5cm,厚度为6cm.建立模型。模型如下图2.2所示第42页共41页\n图2.2曲柄滑块机构2.5曲柄滑块机构的运动学仿真在ADAMS/View中建好运动仿真模型后,由参数知滑块每分钟冲程次数1500次，可得每秒冲程次数是25，一个冲程次数是一圈即360度，所以25个冲程即25圈即3000度所以在主工具箱的Speed中输入3000其代表每秒钟转的圈数的总和，当转360度时即一圈时需要的时间T=360∕720=0.2s,即周期T=0.2S,以两个周期内各个量的变化为研究对象，所以取两个周期进行分析，然后进行仿真。第42页共41页\n在ADAMS/View，可以直接测出曲柄x方向与y方向位移.速度.加速度.依次测出曲柄x方向加速度，曲柄y方向加速度，连杆x方向加速度，连杆y方向加速度，滑块y方向的位移，滑块y方向的速度，滑块y方向的加速度。这些输出值通过ADAMS/View中的ploting以图形形式输出,从而能清晰的看出它们在仿真过程中的变化规律。下面就是该曲柄滑块机构的运动学仿真结果。图2.3所示是曲柄运动过程中x方向产生的加速度图2.4所示是曲柄运动过程中y方向产生的加速度图2.5所示是连杆L2运动过程中x方向产生的加速度图2.6所示是连杆L2运动过程中y方向产生的加速度图2.7所示是滑块往复运动过程中y方向的位移图2.8所示是滑块往复运动过程中y方向的速度图2.9所示是滑块往复运动过程中y方向的加速度图2.3曲柄x方向加速度第42页共41页\n图2.4曲柄y方向加速度图2.5连杆L2x方向加速度第42页共41页\n图2.6连杆L2y方向加速度图2.7滑块y方向的位移第42页共41页\n图2.8滑块y方向的速度图2.9滑块y方向的加速度第42页共41页\n2.6小结从仿真结果可以看出,滑块在竖直方向运动行程为50mm,把t代入解析法得到的公式中的,其中=3000，可知解析法的结果与仿真得到滑块的位移、速度、加速度变化曲线结果。仿真结果和实际参数基本相符,说明所建立的模型基本正确，证明了虚拟样机技术的准确性。由图还可以看出,在高速压力机高速运行过程中,滑块的加速度和连杆质心的加速度特别大,即惯性力很大，所以必须考虑对其运动引起的惯性力必须加以平衡，才能降低振动。第42页共41页\n3．建立柔性连杆进行仿真3.1柔性体仿真简介机械系统动力学仿真分析是机械设计的重要内容,过去分析时建立的模型,其构件均为刚体,在作运动分析时不会发生弹性变形。而实际上,在较大载荷或加、减速的情况下,机构受力后会有较大的变形和位移变化,从而产生振动。实现柔性体运动仿真分析,以弹性体代换刚体,可以更真实地模拟出机构动作时的动态行为,同时还可以分析构件的振动情况。近年来，柔性体仿真已成为仿真领域的一个研究重点和热点，它在机械、航空、船舶等领域都有着广泛的应用前景。在机械系统中，柔性体会对整个系统的运动产生重要影响，在进行运动学分析时如果不考虑柔性体的影响将会造成很大的误差，同样整个系统的运动情况也反过来决定了每个构件的受力状况和运动状态。在ADAMS中建立了三维实体模型，把连杆进行柔体化进行仿真。3.2建柔性体进行动力学仿真3.2.1在ADAMS中使连杆柔性化如图3.1是在ADAMS中建立的柔体，把该柔体加入ADAMS中的模型如下图3.2所示，并对其进行仿真。第42页共41页\n图3.1柔体模型3.2.2测量振动力首先给机构的周期和转速与没柔体化的参数一样，下面就是该曲柄滑块机构柔化后的运动学仿真结果：第42页共41页\n图3.2所示是曲柄运动过程中x方向产生的位移图3.3所示是曲柄运动过程中x方向产生的速度图3.4所示是曲柄运动过程中x方向产生的加速度图3.5所示是曲柄运动过程中y方向产生的位移图3.6所示是曲柄运动过程中y方向产生的速度图3.7所示是曲柄运动过程中y方向产生的加速度图3.8所示是柔性体运动过程中x方向的加速度图3.9所示是柔性体运动过程中y方向的加速度图3.10所示是滑块运动过程中y方向的位移图3.10所示是滑块运动过程中y方向的速度图3.10所示是滑块运动过程中y方向的加速度图3.2曲柄X方向的位移第42页共41页\n图3.3曲柄X方向的速度图3.4曲柄x方向加速度第42页共41页\n图3.5曲柄Y方向的位移图3.6曲柄Y方向的速度第42页共41页\n图3.7曲柄y方向加速度图3.8柔性体x方向加速度第42页共41页\n图3.9柔性体y方向加速度图3.10滑块Y方向的位移第42页共41页\n图3.11滑块Y方向的速度图3.12滑块y方向加速度滑块X方向的的位移速度加速度几乎没有变化；滑块Y方向的位移速度也没有变化，滑块的加速度在柔化后比刚体的振幅小，有较小的波动。再进行力的合成，可得出x方向的振动力如下图3.13所示以及y方向的振动力如下图3.14所示。第42页共41页\n图3.13x方向的合力图3.14y方向的合力。在进行力的合成得到总力如下图3.15所示，连杆是刚体时测得的总振动力为下图3.16所示。第42页共41页\n图3.15柔体连杆总的合力图3.16刚体连杆总的合力3.3小结把连杆柔体化使模型的运动更实际化，更准确化，通过上面的图3.15与3.16，可知连杆柔体化测得的总振动力比连杆是刚体时测得的总振动力大，最小值比刚体时测得的更小，即柔体模型总的振动力的波动范围比较大。第42页共41页\n4.测量振动力并进行动平衡优化4.1动平衡的简介机构优化设计是近代机构设计的一个重要发展方向。这种设计方法是建立在数学规划论的基础上,利用计算机按照某种设计准则建立优化的评价函数,即目标函数,在考虑附加约束条件下,去寻求机构的最优方案。动平衡优化是指在系统变量满足约束条件时,使目标函数取最小值。此处对HZ45高速型曲柄压力机进行动平衡优化,。目标函数就是加平衡块之后的运动部件总的惯性力。通过设计变量使压力机在工作过程中,所产生的机械振动尽可能小。即运动部件对机床基体产生的惯性冲击力尽可能小。优化时,应能反映惯性力的变化情况。在ADAMS/View中,选择“Simulate”菜单中的“DesignEvaluation…”命令,在系统弹出的优化设计变量对话窗中,选取Minimumof为目标函数,将平衡块的质量进行参数化,设定为系统变量,选取适当变量范围后系统对设计变量进行优化分析。ADAMS自动生成设计研究报告，在设计研究报告中选取目标函数最小时所对应的系统变量,即为优化结果。4.2测量振动力首先在ADAMS/View软件中创建函数，此曲柄滑块机构的总振动力等于机构在x方向的振动力总和与在Y方向的振动力总和的矢量和。在求机构总的振动力前，先得测出机构在x方向的振动力总和与在Y方向的振动力总和。各运动构件的加速度已测出，各构件产生的振动力为自身质量与加速度的乘积。各构件的质量可通过ADAMS/View软件测出，其中，曲柄质量m=0.563734677kg，连杆质量m=3.196572177kg，滑块质量m=1.17015kg，整个模型的材料都为steel，密度为7801kg/。通过ADAMS/View中的可以直接由F=ma测出如下图4.1所示是x方向的振动力第42页共41页\n图4.1x方向的振动力用上面同样的方法可以测出y方向的振动力，如下图4.2所示是y方向的振动力图4.2y方向的振动力此曲柄滑块机构的总振动力等于机构在x方向的振动力总和与在Y方向的振动力总和的矢量和，通过图4.1与图4.2可知x方向的振动力小于y方向的振动力，所以曲柄滑块机构在运行过程中Y方向的振动力比X方向振动力对整个机构的运行产生的振动影响更大。第42页共41页\n如下图4.3是L4-630E3高速拉延压力的内部曲柄滑块机构在1800s.p.m运行过程产生的总振动力图4.3机构的总振动力4.3加平衡块进行总振动力的测量首先建立圆柱形平衡块，平衡块加的位置不同以及平衡块的质量不同果就不同，，因此，在该振动力的动平衡优化设计中，建立一设计变量点将该点的x、y、z坐标值都参数化，x、y、z分别对应设计变量DV_1、DV_2、DV_3，把圆柱的半径和长度设为变量。如下图4.4所示第42页共41页\n图4.4加平衡块的模型把平衡块加在曲柄上，在ADAMS进行建模如下图所示。Z轴垂直于纸面向外，水平向右为x轴正向，竖直向下Y轴正向，其中，变量点的初始坐标值为（0.05,0.03,0），圆柱高度和半径的初始值分别取0.020m和0.020m。然后以该设计变量点为基准建立圆柱形平衡块.此时，计算机构总振动力时应该将平衡块的振动力考虑在内。首先建立对平衡块质心在X和Y方向的加速度的测量，在ADAMS/View中测得平衡块在x和y方向上的加速度的曲线分别如下图4.5和4.6所示。然后再测出加平衡块之后x方向的振动力与y方向的振动力，如下图4.7和4.8所示，然后再测出加滑块之后总的振动力如图4.9。第42页共41页\n图4.5加平衡块X方向加速度图4.6加平衡块Y方向加速度第42页共41页\n图4.7加平衡块后X方向振动力图4.8加平衡块后Y方向振动力第42页共41页\n图4.9加平衡块后总的振动力4.4以平衡块X方向的位移为目标变量进行优化把X方向的标准值设为104.5mm，变化范围设为-300至-10mm，以加平衡块后的振动力方程为目标函数进行第一次优化。由分析得出的数据可知，最右边的Sensitivity即敏感度较大，可知X方向的变化对目标函数即总振动力的影响很大。第42页共41页\n图4.10上图4.10是X方向的位置取不同的值所对应的最小值力，由图可知X方向的位置变化范围上图变化时在较小时的振动力。图4.11上图4.11是X方向的位置取不同的值所对应的总振动力的优化结果。由上图可知，X方向在82.056至100mm变化时总振动力有最小值，由ADAMS分析的数据MinimumValue:3.1032(trial4)可知，第四次测量的数据有最小值，该力的大小为6110.3N所对应的X方向的坐标为94.050mm。下来把半径的标准值设为21.8181mm，变化范围设为-10至10mm，以加平衡块后的振动力方程为目标函数进行第二次优化第42页共41页\n图4.12上图4.12是X方向的位置取不同的值所对应的最小值力，由图可知X方向的位置在0.05时总振动力有最小值。由上图可知，X方向在0.05时总振动力有最小值，由ADAMS分析的数据MinimumValue:7134.98第42页共41页\n可知，第三次测量的数据有最小值，该力的大小为7134.98N为其所对应的X方向的坐标为103.41mm。以加平衡块后的振动力方程为目标函数进行总的优化4.5以平衡块的Y方向的位移为目标变量进行优化把高度的标准值设为0.0715m，变化范围设为0.00815m至0.0615m，以加平衡块后的振动力方程为目标函数进行第一次优化如下表4.13是高度第一次优化的结果表4.13高度第一次优化结果由分析得出的数据可知，最右边的Sensitivity即敏感度，可知高度的变化对目标函数即总振动力的影响较大。图4.14第42页共41页\n上图是高度取不同的值所对应的最小值力，由图可知高度变化范围在0至-0.010m变化时总振动力有最小值。由上图可知，高度在0至0.030m变化时总振动力有最小值，由ADAMS分析的数据MinimumValue:9227.19N可知，第二次测量的数据有最小值，该力的大小为9227.19N为其所对应的高度为-0.086499m。下来把高度的标准值设为-95.1405478594mm，变化范围设为-10mm至0mm，以加平衡块后的振动力方程为目标函数进行第二次优化图4.15第42页共41页\n上图4.15是高度取不同的值所对应的最小值力，由图可知高度变化范围在-12.8372mm至0mm变化时总振动力有最小值。图4,.16上图是优化结果。由上图可知，高度在0.015至0.025m变化时总振动力有最小值，由ADAMS分析的数据MinimumValue:9028N可知，第三次测量的数据有最小值，该力的大小为9028N为其所对应的高度为-95.136mm。下来把高度的标准值设为-95.1405478594mm，变化范围设为-12.8372mm至0mm，以加平衡块后的振动力方程为目标函数进行总的优化4.6以平衡块Z方向的位移为目标变量进行优化并把长度的标准值设为0.00m，变化范围设为-10至10mm，以加平衡块后的振动力方程为目标函数进行第一次优化。如下图4.17；第42页共41页\n由分析得出的数据可知，最右边的Sensitivity即敏感度很小很小，可知Z方向的变化对目标函数即总振动力几乎不影响。图4.18上图4.18是Z方向的位置取不同的值所对应的最小值力，由图可知Y方向的位置变化-10至10mm变化时总振动力保持不变。由上图可知，Z方向在-10至10mm变化时总振动力不变，由ADAMS分析的数据可知，第五次测量的数据相等，该力的大小为43178N为其所对应的Z方向的坐标为0.35m。第42页共41页\n4.7以总振动力优化时所对应的变量为研究对象进行总的优化由上面的敏感度分析可知，半径，高度，X方向Y方向的变量对对振动力影响很大，Z方向几乎不影响，所以进行总的优化时以上面的两个变量为研究对象进行总的优化，通过软件得到的数据如下，ADAMS分析的数据为图4.19优化结果数据由ADAMS分析的数据MinimumValue:3.1032(trial1)可知，第一次测量的数据最小，该力的大小为46254.7N，X方向取113.74mm，Y方向取-86.4993mm,把测得的数据代入，进行仿真测得优化后的总振动力如下图3.34。第42页共41页\n图4.20优化后的总振动力把开始没加平衡块的的总振动力与加平衡块优化后的总振动力放在一块如下面的图3.35所示，其中fxfyheli曲线是没加平衡块测得的总振动力曲线，Current曲线是加平衡块优化之后的总振动力，由图可知加平衡块之后总振动力明显降低，所以加平衡块之后可以有效地减小振动，此方法可行。图4.21平衡前后振动力第42页共41页\n4.8小结通过加平衡块法进行多次优化，可以优化曲柄滑块机构在运动过程中产生的振动力，从而达到减振的目的，提高压力机的加工精度。第42页共41页\n总结与展望（1）本课题的主要结论本文以高速压力机的主要机构为研究目标，从高速压力机的主要机构曲柄滑块机构高速运动过程中产生的振动入手，通过ADAMS软件对高速压力机的机构高速运动过程中产生的振动进行分析并采用加平衡块法和反向机构布置法进行分析，使高速压力机的主要机构在运动过程产生的振动力减小。通过上面各章的论述可以得出如下主要成果和结论：本文应用ADAMS软件，对机械压力机中的高速压力机工作机构进行运动学分析，运用数学方法和虚拟样机技术建立样机模型测得的数据进行分析。通过对仿真结果的比较和分析，得出高速压力机在高速运动过程中产生的平衡力采用加平衡块法的方法进行优化，也可以进行反向机构布置法达到减小振动的目的。通过柔性体运动仿真分析,以弹性体代换刚体,可以更真实地模拟出机构动作时的动态行为,同时还可以分析构件的振动情况。柔性体仿真产生的振动比刚体仿真更加明显，振动力更大。（2）展望机械系统动力学问题包含面比较广，其中振动、动平衡问题都是重要的内容之一。现有的动平衡研究大都是通过建立解析关系求解，这比较适合于解决结构简单的机构动平衡问题，若要进行优化，要求优化变量与优化目标之间具有显式的解析关系。而基于仿真的方法可以更方便地解决诸如机构复杂、构件截面形状不规则的复杂构件的机构动平衡问题，这类问题的优化目标与优化变量不易得到显式解析关系。本文通过建立机构曲柄滑块机构动平衡的优化，实现了基于仿真的机构动平衡研究，为含有复杂构件的机构动平衡提供了一种有效的求解方法，并对进一步的实验设计提供了指导。本文以曲柄滑块机构为例，对高速运动过程中产生的振动力进行了一定的分析，得到了一些比较实用的结论。最后，还对仿真模型，做了刚柔联合仿真，为进一步的设计奠定了基础。第42页共41页\n致谢毕业设计在预期的计划中顺利完成，终于可以深深地吸口气放松一下了。在这次毕业设计使我对高速压力机的动态性能分析比较全面的了解。在这个不断分析、学习、修改、再分析的反复操作过程中，我潜移默化地学习到了一种科学的思路和方法，这对我们以后的工作态度和方法将产生积极的影响。特别是在利用现代化的分析问题上，我有了很多的自己的思想。在通过参考、查阅各种有关的资料，请教老师和同学解决和分析过程中遇到的问题，使我在这么短的时间里，对ADAMS软件的认识有了一个质的飞跃，也培养了我独立思考，解决问题的能力。我的毕业论文是在学校各位老师的指导、同学的帮助下完成的，在这里我向他们表示深深的敬意，特别要感谢我的指导老师何亚银老师，她对我在分析高速压力机动态性能中出现的问题不仅给予详细深刻的讲解，同时还亲自为我们收集相关的资料。从陌生到开始接触，从了解到熟悉，这是每个人学习事物所必经的一般过程，我对ADAMS软件的认识过程亦是如此。经过三个月的努力，我相信这次毕业设计论文一定能为四年的大学生涯画上一个圆满的句号，为将来的事业奠定坚实的基础。最后，还要感谢母校XXXX学院，为我提供了这样一个学习的好环境，使我能够掌握丰富的专业知识，具备了本科生应有的素质，并顺利地完成了毕业论文。真诚祝愿母校兴旺发达，名甲天下。第42页共41页\n参考文献[1]范宏才.现代锻压机械[M].北京：北京机械工业出版社，1994.5-25[2]何德誉.曲柄压力机[M].北京：北京机械工业出版社，1981.25-18[3]何德誉.专用压力机[M].北京：北京机械工业出版社，1989-06.4-9[4]周文.高速曲柄压力机的动平衡[J].锻压机械,1998,(5):22-23.10-15[5]杨国泰.高速压力机的振动扰力与隔振设计[J].重型机械,1988,(5):34-38.[6]曾梁彬,孙宇,彭武彬.基于动态响应的高于压力机的综合平衡优化[J].中国机械工程,2010,(5):23-25.[7]赵升吨,韩慧兰,史维祥,尚春阳.高速冲床噪声特性及隔音技术的研究[J].重型机械,1999,(2):19-22.[8]赵海成,曲庆文.高速冲压机动力的特性分析[J].科技信息,2010,5:35-37.[9]陈正中.高速精密压力机的动平衡[J].锻压机械,1998,(5):8-9.[10]许文江,施国强.高速压力机的振动及隔离安全[J].科技信息，2002，(5):7-10.[11]闵学熊，倪朋南.锻压机械的新发展[J].锻压机械，1997，(4):3-6.[12]姚艳.高速压力机弹性动力学研究及仿真[N].西安理工大学学报，2007(7).[13]张宪栋.机床结构动态性能分析与设计的应用研究[N].天津大学学报.2005(4).[14]李陪武,郑效忠.开式压力机模态分析[N].山东工业大学学报.2010(2).[15]戴德沛.阻尼减振降噪技术[M].西安：西安交通大学出版社.1986.6.34-35[16]詹俊勇.高速压力机的结构优化与振动控制研究[N].扬州大学学报.2010(5).[17]方雅.肘杆式伺服曲柄压力机动力学仿真与实验研究[N].广东工业大学学报.2011(8).[18]赵升吨,于集凤.冲床自鸣噪声的控制[J].重型机械.1990.(5):25-32.[19]茅军,张晓阳.闭式高速压力机对称平衡的研究[N].金陵科技学院学报.2007(4).[20]HuangT.LiuB.S，Wang.Int.Conf.onMeehandMeeh.Transmission，Tianjin，China，1997，323一327[21]BeyerR.Kinematiesynthesisofmeehanisms.London:Translatedby.ChamPanHallLtd.，1963，200-210[22]UiekerJPennekGShigleyJE.Theoryofmaehinesndmeehanisms.NewYork:oxfordUniver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