JP4833695B2

JP4833695B2 - プレス機械

Info

Publication number: JP4833695B2
Application number: JP2006066726A
Authority: JP
Inventors: 卓也桑山; 規之鈴木
Original assignee: Nippon Steel Corp
Current assignee: Nippon Steel Corp
Priority date: 2005-03-15
Filing date: 2006-03-10
Publication date: 2011-12-07
Anticipated expiration: 2026-03-10
Also published as: JP2006289498A

Description

本発明は、サーボモーターを動力源としてプレス機スライド、しわ押さえ金型の少なくとも何れか一つを駆動するプレス機械に係わり、特に精密な荷重制御を行う際に発生する加圧力不均一や振動を低減する機構を有するプレス機械に関する。

プレス機械において、サーボモーターを動力源としてプレス機スライドを駆動するプレス機に関してはいくつかの発明が開示されており、例えば特許文献１には、油圧による加圧機構とサーボモーターによる駆動機構の両方を有し、プレス機スライドの位置・速度制御はサーボモーターによる駆動機構により行い、プレス機スライドの荷重制御はサーボモーターによる駆動機構と油圧による加圧機構を併用することにより、プレス機スライドの精密な位置・速度制御を可能とするプレス機械に関する発明が開示されている。
実開平７−３７４８４号のマイクロフィルム

特許文献１等に、油圧による加圧機構とサーボモーターによる駆動機構の両方を有し、プレス機スライドの精密な位置・速度制御を可能とするプレス機械に関する発明は開示されていても、上記発明では荷重制御に従来の油圧シリンダーによる加圧機構を用いており、加圧応答遅れや温度変化による応答性変化などが発生し、精密な荷重制御を行うことができない。また、油圧による加圧機構とサーボモーターによる駆動機構の両方を有することにより、装置サイズ、設置面積、ランニングコスト、騒音等が増大する。

また近年、単数もしくは複数個のサーボモーターによって複数のボールねじを回転させ、プレス機スライド、しわ押さえ金型の少なくとも何れかを駆動するプレス機械を使用することにより、精密な位置・速度制御のみならず精密な荷重制御もあわせて行う技術が期待されている。

しかし、複数のボールねじによってスライドを上下動させる際には、ボールねじがギア歯のバックラッシ等により同期して動かないことなどに起因して、スライドの平行度が保持できず均一な荷重付加ができない、振動が発生する、などの問題が生じる。

本発明は、特に精密な荷重制御が必要なときに問題となる加圧力不均一または振動を低減する機構を有する、サーボモーターを動力源とするプレス機械を提供することを目的とする。

係る課題を解決するため、本発明の手段は以下のとおりである。
（１）ポンチ、ダイ及びしわ押さえ金型を有するプレス機械において、前記ダイと連動するプレス機スライドと、複数の支持手段で前記プレス機スライドを駆動自在で、かつ該支持手段ごとに対応して設けられた流体が充填された圧力室と、該圧力室どうしを繋ぐ第１の絞り付き流路より構成される、前記第１の衝撃緩衝機構を有する前記第１の動力伝達機構と、前記第１の動力伝達機構を介して前記プレス機スライドを駆動する第１のサーボモーターと、複数の支持手段で前記しわ押さえ金型を駆動自在で、かつ該支持手段ごとに設けられた流体が充填された圧力室と、該圧力室どうしを繋ぐ第２の絞り付き流路より構成される前記第２の衝撃緩衝機構を有する前記第２の動力伝達機構と、前記第２の動力伝達機構を介して前記しわ押さえ金型を駆動する第２のサーボモーターと、前記第１の動力伝達機構と前記第２の動力伝達機構の前記圧力室どうしを繋ぐ第３の絞り付き流路を有し、前記プレス機スライドと連動する前記ポンチまたは前記ダイが被加工材へ当接した際に生じる前記プレス機スライドを支持する複数の前記支持手段間の圧力差によって、圧力の高い一方の前記圧力室から圧力の低い他方の前記圧力室に前記第１、前記第２および前記第３の絞り付き流路を介して前記流体を移動させることにより、前記一方の圧力室の体積を減少させ、前記他方の圧力室の体積を増加させることを特徴とするプレス機械。
（２）前記第１及び前記第２の衝撃緩衝機構が、液圧式ダンパー又は気圧式ダンパーであることを特徴とする（１）記載のプレス機械。
（３）更に、液圧式ダンパーまたは気圧式ダンパーの内部に発生する液圧または気圧の変化を測定する圧力測定手段と、前記測定結果から前記第１又は前記第２の衝撃緩衝機構の少なくとも何れかの減衰係数を演算する減衰係数演算手段と、前記演算結果に応じて前記第１又は前記第２の衝撃緩衝機構の少なくとも何れかの前記減衰係数を変化させる前記減衰係数制御手段からなる減衰係数調整装置を有することを特徴とする（２）記載のプレス機械。
（４）更に、液圧式ダンパーまたは気圧式ダンパーの内部に発生する液圧または気圧の変化を測定する圧力測定手段と、前記測定結果から前記第１又は前記第２のサーボモーターの少なくとも一方の出力を演算するサーボモーター出力演算手段と、前記演算結果に応じて、前記第１又は前記第２サーボモーターの少なくとも一方の出力を変化させるサーボモーター出力制御手段からなるサーボモーター出力調整装置を有することを特徴とする（２）記載のプレス機械。

本発明により、特に精密な荷重制御が必要なときに問題となる加圧力不均一や振動を低減する機構を有する、サーボモーターを動力源とするプレス機械を提供することができる。

本発明を実施するための最良の形態について、以下に図面を用いて詳細に説明する。

参考例の発明に係るプレス機械の概略図を図１aに示す。プレス機ボルスター１にダイ４が、プレス機スライド３にポンチ２が取り付けられている。ここでは、ポンチ２はプレス機スライド３に連動して移動する。また、参考例の発明に係る別のプレス機械の概略図を図１ｂに示す。プレス機ボルスター１にポンチ２が、プレス機スライド３にダイ４が取り付けられている。ここでは、ダイ４はプレス機スライド３に連動して移動する。

図１aまたは図１ｂのどちらの構成であっても、第１の動力伝達機構６ａは複数の支持手段２１でプレス機スライド３を駆動自在であり、かつ衝撃緩衝機構８ａを有する。また、第１のサーボモーター５ａは第１の動力伝達機構６ａを介してプレス機スライド３を駆動する。

参考例の発明に係るプレス機械の概略図を図１ｃに示す。

プレス機ボルスター１にポンチ２が、プレス機スライド３にダイ４が取り付けられている。ここでは、ダイ４はプレス機スライド３に連動して移動する。また、図１ｃのプレス機械はしわ押さえ金型７を有し、被加工材９にしわ押さえ加重を付与することが可能である。

第１の動力伝達機構６ａは複数の支持手段２１でプレス機スライド３を駆動自在であり、かつ衝撃緩衝機構８ａを有する。また、第１のサーボモーター５ａは第１の動力伝達機構６ａを介してプレス機スライド３を駆動する。

参考例の発明に係るプレス機械の概略図を図２に示す。

プレス機ボルスター１にポンチ２が、プレス機スライド３にダイ４が取り付けられている。ここでは、ダイ４はプレス機スライド３に連動して移動する。また、図２のプレス機械はしわ押さえ金型７を有し、被加工材９にしわ押さえ加重を付与することが可能である。

第２の動力伝達機構６ｂは複数の支持手段２２でしわ押さえ金型７を駆動自在であり、かつ衝撃緩衝機構８ｂを有する。また、第２のサーボモーター５ｂは第２の動力伝達機構６ｂを介してしわ押さえ金型７を駆動する。

参考例に係るプレス機械の概略図を図３に示す。

プレス機ボルスター１にポンチ２が、プレス機スライド３にダイ４が取り付けられている。ここでは、ダイ４はプレス機スライド３に連動して移動する。また、図３のプレス機械はしわ押さえ金型７を有し、被加工材９にしわ押さえ加重を付与することが可能である。

次に衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構8ｂについて説明する。
衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構8ｂは、その設置される場所がそれぞれ動力伝達機構６a、動力伝達機構６ｂと異なるが、構成・機能については同じである。

よって、衝撃緩衝機構８bについて図４を用いて説明する。

図４では、複数のボールねじ12a、12b、12cと衝撃緩衝機構８ｂから構成される動力伝達機構６ｂを用いてしわ押さえ金型７を支持・駆動している。ここで動力伝達機構6ｂは複数のボールねじ12a、12b、12ｃと衝撃緩衝機構８ｂのみで構成されているが、構成はこの限りではなく、リンク機構やギア列が構成の一部として存在しても構わない。衝撃緩衝機構８ｂは、図に示すように、ボールねじ12a、12b、12ｃとしわ押さえ金型７の間に設置されるのが好ましいが、動力伝達機構6ｂの構成にリンク機構やギア列が存在すれば、その一部に設置されても構わない。

衝撃緩衝機構８ｂは圧力室１０と絞り付き流路１１より構成されることが好ましい。図２では圧力室１０はボールねじ１本に対して１個設けられているが、ボールねじ１本に対して複数個であっても構わない。圧力室１０には流体が充填されており、ボールねじ駆動による動力は圧力室１０に充填されている流体を経由してしわ押さえ金型７に伝達される。絞り付き流路１１は圧力室１０を図のように繋いでおり、圧力室間に圧力差が生じた場合は充填されている流体が絞り付き流路１１を経由して移動できるようになっている。絞り付き流路１１による圧力室１０の繋ぎ方は図に示す限りではなく、どの圧力室１０どうしが絞り付き流路１１で繋がれていても良いし、またそのとき絞り付き流路１１は複数本でも良い。

衝撃緩衝機構８ｂとして、圧力室１０と絞り付き流路１１より構成され、粘性流体の粘性抵抗を利用してダンパー効果を得るものを例示したが、衝撃緩衝機構８ｂの構成はこの限りではない。粘性流体ではなく、ゴムなどの粘弾性材からなる制振材を利用してダンパー効果を得る、圧電素子と分岐回路を組み合わせて分岐回路内抵抗による熱散逸を利用してダンパー効果を得る、ソレノイド（リニアモーター）を利用して電磁誘導によるダンパー効果を得る、などが考えられる。

次に、衝撃緩衝機構８ｂの効果について図５、図６、図７、図８を用いて説明する。

図５では、ボールねじ12aとボールねじ12bの２本のボールねじでしわ押さえ金型７を支持・駆動している。ここでは衝撃緩衝機構８ｂは設置されていない。

この場合、ボールねじ12aとボールねじ12bがギア歯のバックラッシ等により同期して動かないことなどに起因して、ボールねじ12aとボールねじ12bでdxだけ変位が発生し、しわ押さえ金型７とダイ４の平行度が保持できないことが考えられる。

図５の状態で被加工材９にクッション荷重を負荷した場合を図６に示す。ダイ４から被加工材９に作用する反力Ｆと釣り合うだけの荷重Ｆ１とＦ２が、それぞれボールねじ12aとボールねじ12bに発生する（Ｆ＝Ｆ１＋Ｆ２）。しかし、しわ押さえ金型７とダイ４の平行度が保持できていないことに起因して、Ｆ１とＦ２では荷重差が発生する（Ｆ１≠Ｆ２）。これが精密な荷重制御が必要なときに問題となる加圧力不均一である。

図７では、図３と同様にボールねじ12aとボールねじ12bの２本のボールねじでしわ押さえ金型７を支持・駆動しているが、ここではボールねじに衝撃緩衝機構８ｂが設置されている。衝撃緩衝機構８ｂとして、ボールねじ１本に対して１個の液圧室１０が設置されており、これらの液圧室１０は絞り付き流路１１により繋がれている。

この場合でも、ボールねじ12aとボールねじ12bがギア歯のバックラッシ等により同期して動かないことなどに起因して、ボールねじ12aとボールねじ12bでdxだけ変位が発生することが考えられる。クッション荷重が負荷されていないため、ボールねじ12aとボールねじ12bにはしわ押さえ金型７の自重のみ作用する。ボールねじ12aとボールねじ12bそれぞれに設置されている液圧室１０の高さはそれぞれu1、u2である。

図７の状態で被加工材９にクッション荷重Ｆを負荷した場合を図８に示す。ダイ４から被加工材９に作用する荷重Ｆと釣り合うだけの荷重Ｆ１とＦ２が、それぞれボールねじ12aとボールねじ12bに発生する（Ｆ＝Ｆ１＋Ｆ２）。

しかし、図６の場合と異なり、ここではボールねじに液圧室１０が設置されている。このため、しわ押さえ金型７とダイ４の平行度が保持できていないことに起因して、荷重Ｆ１とＦ２で差が少しでも発生すると（Ｆ１≠Ｆ２）、ボールねじ12a、ボールねじ12bに設置されている液圧室１０に圧力差が生じ、内部に充填されている流体が移動することで、液圧室１０の高さu1、u2がそれぞれu1−du1、u2+du2に変位する。図７の場合ではdu1=du2=dx/2の状態で荷重Ｆ１＝Ｆ２となり、また同時にしわ押さえ金型７とダイ４の平行度を確保することが可能となる。
動力伝達機構６ｂがしわ押さえ金型７を移動させる際に、ボールねじがギア歯のバックラッシ等により同期して動かないことに起因して、しわ押さえ金型７とダイ４の平行度を確保できず均一な加重負荷ができない可能性がある。この問題を解決する為には、動力伝達機構６ｂに衝撃緩衝機構８ｂを設置することが必要である。

また、図６のような衝撃緩衝機構８ｂを持たない動力伝達機構でしわ押さえ荷重Ｆを負荷する場合、加圧力が不均一であることに起因して、しわ押さえ金型７に自励振動が発生することが考えられる。また、サーボモーターの振動が伝達してしわ押さえ金型７が振動することも考えられる。こういった意図しない振動は騒音の原因となるだけでなく、摺動面潤滑状態の不安定要因となり得るため、好ましくない。

対して、図７のような衝撃緩衝機構８ｂを有する動力伝達機構でしわ押さえ荷重Ｆを負荷する場合、意図しない振動が発生したとしても、２つの液圧室１０とそれをつなぐ絞り付き流路１１がダンパーの機能を有することにより、発生した振動を低減させることができる。（例えば、振動に起因してしわ押さえ金型７に速度Ｖが発生したとしても、ダンピング機能によりその速度を打ち消す方向に減衰力Ｆ＝ＣＶ（Ｃ：減衰力特性）が発生する為、速度Ｖは減衰していき最後には０となる。）
ここではボールねじが２本の場合について記載したが、２本以上であっても同様である。

前記（１）の発明に係るプレス機械の概略図を図8aに示す。前記（１）の発明は参考例に係る発明に新たな機能を追加したものである。第１の動力伝達機構6aが有する第１の衝撃緩衝機構8aの圧力室１０と、第２の動力伝達機構6bが有する第２の衝撃緩衝機構8bの圧力室１０が、絞り付き流路１１により連結されることにより、第３の衝撃緩衝機構８ｃを構成している。
次に、衝撃緩衝機構８ｃについて、図８ｂを用いて説明する。

図８ｂでは、複数のボールねじ12a、12b、12ｃと衝撃緩衝機構８ｂから構成される動力伝達機構６ｂを用いてしわ押さえ金型７を支持・駆動している。また同時に、複数のボールねじ12d、12e、12fと衝撃緩衝機構８aから構成される動力伝達機構6aを用いてプレス機スライド３を支持・駆動している。

衝撃緩衝機構8ｃは圧力室１０と絞り付き流路１１より構成されることが好ましい。図８ｂでは圧力室１０はボールねじ１本に対して１個設けられているが、ボールねじ１本に対して複数個であっても構わない。圧力室１０には流体が充填されており、ボールねじ駆動による動力は圧力室１０に充填されている流体を経由してしわ押さえ金型７またはプレス機スライド３に伝達される。絞り付き流路１１は圧力室１０を図のように繋いでおり、圧力室間に圧力差が生じた場合は充填されている流体が絞り付き流路１１を経由して移動できるようになっている。絞り付き流路１１による圧力室１０の繋ぎ方は図に示す限りではなく、どの圧力室１０どうしが絞り付き流路１１で繋がれていても良いし、またそのとき絞り付き流路１１は複数本でも良い。

衝撃緩衝機構８ｃとして、圧力室１０と絞り付き流路１１より構成され、粘性流体の粘性抵抗を利用してダンパー効果を得るものを例示したが、衝撃緩衝機構８ｃの構成はこの限りではない。粘性流体ではなく、ゴムなどの粘弾性材からなる制振材を利用してダンパー効果を得る、圧電素子と分岐回路を組み合わせて分岐回路内抵抗による熱散逸を利用してダンパー効果を得る、ソレノイド（リニアモーター）を利用して電磁誘導によるダンパー効果を得る、などが考えられる。

次に、衝撃緩衝機構８ｃの効果について説明する。

すでに衝撃緩衝機構８ｂの効果を図５、図６、図７、図８を用いて説明したが、衝撃緩衝機構８ｃの効果についても、衝撃緩衝機構８ｂと同等の効果が期待できる。すなわち、成形時の加圧力不均一が解消でき、しわ押さえ金型７とダイ４の平行度を確保することが可能である。

また、図６のような衝撃緩衝機構８ｃを持たない動力伝達機構でしわ押さえ７にしわ押さえ荷重Ｆを負荷し、またダイ４を加圧しプレス成形する場合、しわ押さえ７またはダイ４への加圧力が不均一であることに起因して自励振動が発生することが考えられる。また、サーボモーターの振動が伝達してしわ押さえ金型７またはダイ４が振動することも考えられる。こういった意図しない振動は騒音の原因となるだけでなく、摺動面潤滑状態の不安定要因となり得るため、好ましくない。

対して、図８ｂのような衝撃緩衝機構８ｃを有する動力伝達機構でしわ押さえ荷重Ｆを負荷する場合、意図しない振動が発生したとしても、２つの液圧室１０とそれをつなぐ絞り付き流路１１がダンパーの機能を有することにより、発生した振動を低減させることができる。（例えば、振動に起因してしわ押さえ金型７に速度Ｖが発生したとしても、ダンピング機能によりその速度を打ち消す方向に減衰力Ｆ＝ＣＶ（Ｃ：減衰力特性）が発生する為、速度Ｖは減衰していき最後には０となる。）
特に、第１の衝撃緩衝機構8aと第２の衝撃緩衝機構8bを絞り付き流路１１で連結していることにより、ダイ４としわ押さえ金型７が同期して振動することを抑えることができる。

以上の発明において、サーボモーター５ａ、サーボモーター５ｂはどちらも複数個のサーボモーターから構成されていてよい。また動力伝達機構６ａ、動力伝達機構６ｂは、そのどちらも複数個の動力伝達機構から構成されていてよい。

前記（２）記載の発明では、前記（１）に記載のプレス機械において、衝撃緩衝機構が液圧式ダンパー又は気圧式ダンパーであることを特徴としている。

前記（３）記載の発明について、図８ｃを用いて説明する。

図８ｃでは、複数のボールねじ12a、12ｃと衝撃緩衝機構８ｂから構成される動力伝達機構６ｂを用いてしわ押さえ金型７を支持・駆動している。また同時に、複数のボールねじ12d、12fと衝撃緩衝機構８aから構成される動力伝達機構6aを用いてプレス機スライド３を支持・駆動している。また、衝撃干渉機構8aの圧力室１０と衝撃干渉機構８ｂの圧力室１０は絞り付き流路１１で連結されており、衝撃干渉機構８ｃを構成している。
また、プレス機は、圧力測定手段１６と、減衰係数演算手段１７と、減衰係数制御手段１８を有している。

圧力測定手段１６は衝撃干渉機構８a、８ｂ、８ｃが有する複数の液圧室１０内部の圧力変化を測定する。

減衰係数演算手段１７は、圧力測定手段１６によって測定された圧力変化から衝撃干渉機構８a、８ｂ、８ｃが有する絞り付き流路１１の減衰係数をそれぞれ演算する。

液圧室１０の数をｍ、絞り付き流路１１の数をｎとする。ｎ番目である絞り付き流路１１の減衰係数Ｃｎはｍ個ある液圧室１０それぞれの圧力変動Ｐ１〜Ｐｍを用いて以下の式で算出される。

減衰係数制御手段１８は、減衰係数演算手段１７により演算された減衰係数となるように、衝撃干渉機構８a、８ｂ、８ｃが有する絞り付き流路１１の減衰係数をそれぞれ制御する。

前記（４）記載の発明について、図８ｄを用いて説明する。

図８ｄでは、複数のボールねじ12a、12ｃと衝撃緩衝機構８ｂから構成される動力伝達機構６ｂを用いてしわ押さえ金型７を支持・駆動している。また同時に、複数のボールねじ12d、12fと衝撃緩衝機構８aから構成される動力伝達機構6aを用いてプレス機スライド３を支持・駆動している。また、衝撃干渉機構8 aの圧力室１０と衝撃干渉機構８ｂの圧力室１０は絞り付き流路１１で連結されており、衝撃干渉機構８ｃを構成している。
また、プレス機は、圧力測定手段１６と、サーボモーター出力演算手段１９と、サーボモーター出力制御手段２０を有している。

サーボモーター出力演算手段１９は、圧力測定手段１６によって測定された圧力変化から動力伝達機構6a、６ｂがそれぞれ有する第１のサーボモーター５a、第２のサーボモーター５ｂの出力をそれぞれ演算する。

液圧室１０の数をｍ、サーボモーターの数をｎとする。ｎ番目であるサーボモーターの出力Ｖｎはｍ個ある液圧室１０それぞれの圧力変動Ｐ１〜Ｐｍを用いて以下の式で算出される。

サーボモーター出力制御手段２０は、減衰係数演算手段１７により演算された減衰係数となるように、衝撃干渉機構８a、８ｂ、８ｃが有する絞り付き流路１１の減衰係数をそれぞれ制御する。

（参考例1）
上述の発明を元に、参考例１として図１に示すプレス機械を試作し、加圧力不均一の低減効果について評価を行った。ここでは、衝撃緩衝機構８ａはプレス機スライド３を駆動する動力伝達機構のみに設置した。

評価試験は図９に示すように、プレス機スライド３としわ押さえ金型７の間にロードセル１３を９個設置し、しわ押さえ荷重１０tonfを負荷してロードセル１３からの出力を測定する方法で行った。

９個のロードセル１３に均等にしわ押さえ荷重が作用すれば、ロードセル１３の出力はどれも平均荷重1.11tonfであるが、加圧力に不均一があればロードセル１３の出力はばらつく。そこで、９つのロードセル出力の標準偏差を加圧力不均一の指標として算出した。

また、比較例１として、衝撃緩衝機構８ａを使用しないこと以外の条件は参考例１と同一として試験を行った。表１にその結果を示す。

表１から明らかなようにロードセル出力標準偏差は比較例１より参考例１の方が小さい。このことより参考例１では、衝撃緩衝機構８をプレス機スライド3を駆動する動力伝達機構に設置したことによって加圧力不均一が低減されたと考えられる。

また、試作したプレス機械を用いて、振動低減効果について評価を行った。

評価試験は図１０に示すように、プレス機スライド３に振動計１４を取り付けた状態で成形試験を行い、このときのプレス機スライド３の振動振れ幅[μｍP-P]を測定した。

表２に用いた鋼板の特性を示す。板厚1.0ｍｍ、２７０MPaクラスの普通鋼を用いた。

成形試験は図１１に示す、ポンチ低面が曲率半径１５００ｍｍ、ポンチ肩Ｒ５ｍｍ、６００ｍｍ×６００ｍｍの角筒部材の絞り成形を絞り深さ３０ｍｍで行った。

また比較例１として、衝撃緩衝機構８aを使用しないこと以外の条件は参考例１と同一として試験を行った。表３にその結果を示す。

表３から明らかなように振動振れ幅は比較例１より参考例１の方が小さい。このことより、参考例１では衝撃緩衝機構８をプレス機スライド３を駆動する動力伝達機構に設置したことによって振動が低減されたと考えられる。

また、試作したプレス機械を用いて、衝撃緩衝機構8a設置によるプレス成形性の変化について評価を行った。使用した鋼板特性は表２に示すとおりである。また、成形試験は図１１に示す成形品を作成した。

成形性評価の指標としては、しわ押さえ加重を５０ｋＮから６００ｋＮまで１ｋＮ間隔で変化させた成形を行い、しわ限界または破断限界を求めた。また、この試験をＮ数＝２００で行い、しわ限界／破断限界のバラツキについても評価を行った。

また、しわ押さえ加重を３００ｋＮ一定として成形を行い、その結果得た成形品底面を３次元形状測定機で計測し、図１１の弧１に沿って成形曲率（κ＝1/Ｒ）を算出した。ここでＲは曲率半径である。次に、測定した成形曲率κと、金型の成形曲率κdesignとの差の最大値Δκを計算した。すなわち、成形品が金型と同じ成形曲率分布を有していれば（κ＝κdesign）、Δκ＝0となる。このΔκを面精度・形状凍結性の指標とし、評価を行った。また、このΔκについてもＮ数＝２００の成形試験を行い、Δκのバラツキについて評価を行った。

また比較例１として、衝撃緩衝機構８aを使用しないこと以外の条件は参考例１と同一として試験を行った。表４にその結果を示す。

表４から明らかなようにしわ限界は比較例１より参考例１の方が小さい。参考例１では衝撃緩衝機構８aをプレス機スライド３を駆動する動力伝達機構に設置したことにより、加圧力不均一が解消され、しわ限界が向上したと考えられる。

また、割れ限界は比較例１より参考例１の方が大きい。これについても、参考例１では衝撃緩衝機構８を設置したことにより、加圧力不均一が解消され、割れ限界が向上したと考えられる。

また、Δκは比較例１より参考例１の方が小さい。これについても、参考例１では衝撃緩衝機構８を設置したことにより、加圧力不均一が解消され、成形下死点での成形品面内応力が均一化されたことにより、面精度形状凍結性が向上したと考えられる。

また、割れ限界／しわ限界、Δκの各指標において、比較例１より参考例１の方がバラツキは小さい。これについても、参考例１では衝撃緩衝機構８を設置したことにより、振動が低減し、バラツキも低減したと考えられる。

（参考例）
上述の発明を元に、参考例として図１aに示すプレス機械を試作し、加圧力不均一の低減効果について評価を行った。ここでは、衝撃緩衝機構８ａはプレス機スライド３を駆動する動力伝達機構のみに設置した。

評価試験は図９aに示すように、ポンチ２とダイ４の間にロードセル１３を９個設置し、しわ押さえ荷重１０tonfを負荷してロードセル１３からの出力を測定する方法で行った。

また、比較例２として、衝撃緩衝機構８ａを使用しないこと以外の条件は参考例と同一として試験を行った。表５にその結果を示す。

表５から明らかなようにロードセル出力標準偏差は比較例２より参考例の方が小さい。このことより参考例では、衝撃緩衝機構８aをプレス機スライド3を駆動する動力伝達機構に設置したことによって加圧力不均一が低減されたと考えられる。

評価試験は図１０aに示すように、プレス機スライド３に振動計１４を取り付けた状態で成形試験を行い、このときのプレス機スライド３の振動振れ幅[μｍP-P]を測定した。用いた鋼板は表２に示したものである。また、成形試験は図１１に示す部材を成形した。

また比較例２として、衝撃緩衝機構８aを使用しないこと以外の条件は参考例と同一として試験を行った。表６にその結果を示す。

表６から明らかなように振動振れ幅は比較例２より参考例の方が小さい。このことより、参考例では衝撃緩衝機構８aをプレス機スライド３を駆動する動力伝達機構に設置したことによって振動が低減されたと考えられる。

また、試作したプレス機械を用いて、衝撃緩衝機構8a設置によるプレス面精度・形状凍結性の変化について評価を行った。使用した鋼板特性は表２に示すとおりである。また、成形試験は図１１に示す成形品を作成した。

プレス面精度・形状凍結性の指標としては、成形品底面を３次元形状測定機で計測し、図１１の弧１に沿って成形曲率（κ＝1/Ｒ）を算出した。ここでＲは曲率半径である。次に、測定した成形曲率κと、金型の成形曲率κdesignとの差の最大値Δκを計算した。すなわち、成形品が金型と同じ成形曲率分布を有していれば（κ＝κdesign）、Δκ＝0となる。このΔκを面精度・形状凍結性の指標とし、評価を行った。また、このΔκについてＮ数＝２００の成形試験を行い、Δκのバラツキについて評価を行った。

また比較例２として、衝撃緩衝機構８aを使用しないこと以外の条件は参考例と同一として試験を行った。表７にその結果を示す。

表７から明らかなように、Δκは比較例２より参考例の方が小さい。これについても、参考例では衝撃緩衝機構８aを設置したことにより、加圧力不均一が解消され、成形下死点での成形品面内応力が均一化されたことにより、面精度・形状凍結性が向上したと考えられる。また、比較例２より参考例の方がΔκバラツキは小さい。これについても、参考例では衝撃緩衝機構８aを設置したことにより、振動が低減し、バラツキも低減したと考えられる。

また、試作したプレス機械を用いて、表８に示す４種の鋼板を成形し比較することで、衝撃緩衝機構8a設置による割れ／しわ限界の変化について評価を行った。

ｎ数１５０で成形を行い、９割以上が割れ／しわ無く成形できた場合を○、５割以上９割未満が割れ／しわ無く成形できた場合を△、５割未満しか割れ／しわ無く成形できなかった場合を×とした。

また比較例２として、衝撃緩衝機構８aを使用しないこと以外の条件は参考例と同一として試験を行った。表９にその結果を示す。

表９に示されるとおり、割れ／しわ限界について、参考例の方が良好な結果を得られた。これについても、参考例では衝撃緩衝機構８aを設置したことにより、加圧力不均一が解消され、割れ／しわ限界が向上したものと考えられる。
（参考例）
上述の発明を元に、参考例として図１ｂに示すプレス機械を試作し、加圧力不均一の低減効果について評価を行った。ここでは、衝撃緩衝機構８ａはプレス機スライド３を駆動する動力伝達機構のみに設置した。

評価試験は図９ｂに示すように、ポンチ２とダイ４の間にロードセル１３を９個設置し、しわ押さえ荷重１０tonfを負荷してロードセル１３からの出力を測定する方法で行った。

また、比較例３として、衝撃緩衝機構８ａを使用しないこと以外の条件は参考例と同一として試験を行った。表１０にその結果を示す。

表１０から明らかなようにロードセル出力標準偏差は比較例３より参考例の方が小さい。このことより参考例では、衝撃緩衝機構８aをプレス機スライド3を駆動する動力伝達機構に設置したことによって加圧力不均一が低減されたと考えられる。

また、試作したプレス機械を用いて、振動低減効果について評価を行った。評価試験は図１０ｂに示すように、プレス機スライド３に振動計１４を取り付けた状態で成形試験を行い、このときのプレス機スライド３の振動振れ幅[μｍP-P]を測定した。用いた鋼板は表２に示したものである。また、成形試験は図１１に示す部材を成形した。

また比較例３として、衝撃緩衝機構８aを使用しないこと以外の条件は参考例と同一として試験を行った。表１１にその結果を示す。

表１１から明らかなように振動振れ幅は比較例３より参考例の方が小さい。このことより、参考例では衝撃緩衝機構８aをプレス機スライド３を駆動する動力伝達機構に設置したことによって振動が低減されたと考えられる。

また比較例3として、衝撃緩衝機構８aを使用しないこと以外の条件は参考例と同一として試験を行った。表12にその結果を示す。

表12から明らかなように、Δκは比較例3より参考例の方が小さい。これについても、参考例では衝撃緩衝機構８aを設置したことにより、加圧力不均一が解消され、成形下死点での成形品面内応力が均一化されたことにより、面精度・形状凍結性が向上したと考えられる。また、比較例3より参考例の方がΔκバラツキは小さい。これについても、参考例では衝撃緩衝機構８aを設置したことにより、振動が低減し、バラツキも低減したと考えられる。

また、試作したプレス機械を用いて、表8に示す４種の鋼板を成形し比較することで、衝撃緩衝機構8a設置による割れ／しわ限界の変化について評価を行った。

また比較例3として、衝撃緩衝機構８aを使用しないこと以外の条件は参考例と同一として試験を行った。表13にその結果を示す。

表１３に示されるとおり、割れ／しわ限界について、参考例の方が良好な結果を得られた。これについても、参考例では衝撃緩衝機構８ aを設置したことにより、加圧力不均一が解消され、割れ／しわ限界が向上したものと考えられる。

（参考例）
上述の発明を元に、参考例として図２に示すプレス機械を試作し、加圧力不均一の低減効果について評価を行った。ここでは、衝撃緩衝機構８ｂはしわ押さえ金型７を駆動する動力伝達機構のみに設置した。

評価試験は図１２に示すように、プレス機スライド３としわ押さえ金型７の間にロードセル１３を９個設置し、しわ押さえ荷重１０tonfを負荷してロードセル１３からの出力を測定する方法で行った。

また、比較例4として、衝撃緩衝機構８ｂを使用しないこと以外の条件は参考例と同一として試験を行った。表14にその結果を示す。

表１４から明らかなようにロードセル出力標準偏差は比較例４より参考例の方が小さい。このことより参考例では、衝撃緩衝機構８ｂをしわ押さえ金型７を駆動する動力伝達機構に設置したことによって加圧力不均一が低減されたと考えられる。

また、試作したプレス機械を用いて、振動低減効果について評価を行った。ここでは、衝撃緩衝機構８ｂはしわ押さえ金型７を駆動する動力伝達機構のみに設置した。

評価試験は図１３に示すように、しわ押さえ金型７に振動計１４を取り付けた状態で成形試験を行い、このときのしわ押さえ金型７の振動振れ幅[μｍP-P]を測定した。使用した鋼板の特性は表２に示したものと同一である。

また比較例4として、衝撃緩衝機構８ｂを使用しないこと意外の条件は参考例と同一として試験を行った。表１5にその結果を示す。

表１５から明らかなように振動振れ幅は比較例４より参考例の方が小さい。このことより、参考例では衝撃緩衝機構８ｂをしわ押さえ金型７を駆動する動力伝達機構に設置したことによって振動が低減されたと考えられる。

また、試作したプレス機械を用いて、衝撃緩衝機構8ｂ設置によるプレス成形性の変化について評価を行った。使用した鋼板特性は表２に示すとおりである。また、成形試験は図１１に示す成形品を作成した。

また比較例4として、衝撃緩衝機構８bを使用しないこと以外の条件は参考例と同一として試験を行った。表１6にその結果を示す。

表１６から明らかなようにしわ限界は比較例4より参考例の方が小さい。参考例では衝撃緩衝機構８ｂをしわ押さえ金型７を駆動する動力伝達機構に設置したことにより、加圧力不均一が解消され、しわ限界が向上したと考えられる。

また、割れ限界は比較例４より参考例の方が大きい。これについても、参考例では衝撃緩衝機構８ｂを設置したことにより、加圧力不均一が解消され、割れ限界が向上したと考えられる。

また、Δκは比較例4より参考例の方が小さい。これについても、参考例では衝撃緩衝機構８ｂを設置したことにより、加圧力不均一が解消され、成形下死点での成形品面内応力が均一化されたことにより、面精度・形状凍結性が向上したと考えられる。

また、割れ限界／しわ限界、Δκの各指標において、比較例４より参考例の方がバラツキは小さい。これについても、参考例では衝撃緩衝機構８ｂを設置したことにより、振動が低減し、バラツキも低減したと考えられる。

（参考例２）
上述の発明を元に、参考例２として図３に示すプレス機械を試作し、加圧力不均一の低減効果について評価を行った。ここでは、衝撃緩衝機構８ａ、８ｂはしわ押さえ金型７を駆動する動力伝達機構と、プレス機スライド３を駆動する動力伝達機構の両方に設置した。

評価試験は図１４に示すように、プレス機スライド３としわ押さえ金型７の間にロードセル１３を９個設置し、しわ押さえ荷重１０tonfを負荷してロードセル１３からの出力を測定する方法で行った。

また、比較例5として、衝撃緩衝機構８ａ、８ｂを使用しないこと意外の条件は参考例２と同一として試験を行った。表17にその結果を示す。

表１7から明らかなように、ロードセル出力標準偏差は比較例5より参考例２の方が小さい。また、参考例１と比較しても参考例２の方が小さい。このことより、参考例２では衝撃緩衝機構８ａ、８ｂをしわ押さえ金型７を駆動する動力伝達機構とプレス機スライド３を駆動する動力伝達機構の両方に設置したことにより、加圧力不均一が低減されたと考えられる。

また、試作したプレス機械を用いて、振動低減効果について評価を行った。ここでは、衝撃緩衝機構８ａ、８ｂはしわ押さえ金型７を駆動する動力伝達機構と、プレス機スライド３を駆動する動力伝達機構の両方に設置した。

評価試験は図１５に示すように、プレス機スライド３に振動計14a、しわ押さえ金型７に振動計14bを取り付けた状態で成形試験を行い、このときのプレス機スライド３としわ押さえ金型７の振動振れ幅[μｍP-P]を測定した。使用した鋼板の特性は表２に示したものと同一である。

また比較例5として、衝撃緩衝機構８ａ、８ｂを使用しないこと意外の条件は参考例２と同一として試験を行った。表１8にその結果を示す。

表１8から明らかなように振動振れ幅は比較例5より参考例２の方が小さい。このことより、参考例２では衝撃緩衝機構８aをプレス機スライド３を駆動する動力伝達機構に、また、衝撃緩衝機構８ｂをしわ押さえ金型７を駆動する動力伝達機構に設置したことによって振動が低減されたと考えられる。

また、試作したプレス機械を用いて、衝撃緩衝機構8aと衝撃緩衝機構8ｂの設置によるプレス成形性の変化について評価を行った。使用した鋼板特性は表２に示すとおりである。また、成形試験は図１１に示す成形品を作成した。

また比較例5として、衝撃緩衝機構８a、衝撃緩衝機構８ｂを使用しないこと以外の条件は参考例２と同一として試験を行った。表１9にその結果を示す。

表１9から明らかなようにしわ限界は比較例5より参考例２の方が小さい。参考例２では衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構8ｂを設置したことにより、加圧力不均一が解消され、しわ限界が向上したと考えられる。

また、割れ限界は比較例5より参考例２の方が大きい。これについても、参考例２では衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構８ｂを設置したことにより、加圧力不均一が解消され、割れ限界が向上したと考えられる。

また、Δκは比較例5より参考例２の方が小さい。これについても、参考例２では衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構８ｂを設置したことにより、加圧力不均一が解消され、成形下死点での成形品面内応力が均一化されたことにより、面精度・形状凍結性が向上したと考えられる。

また、割れ限界／しわ限界、Δκの各指標において、比較例5より参考例２の方がバラツキは小さい。これについても、参考例２では衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構８ｂを設置したことにより、振動が低減し、バラツキも低減したと考えられる。
（実施例１）
上述の発明を元に、本発明例１として図８aに示すプレス機械を試作し、加圧力不均一の低減効果について評価を行った。ここでは、衝撃緩衝機構８ａ、８ｂはしわ押さえ金型７を駆動する動力伝達機構と、プレス機スライド３を駆動する動力伝達機構の両方に設置した。また、衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構８ｂを絞り付き流路１１で連結することで、衝撃緩衝機構８ｃを構成している。

評価試験は図１６に示すように、プレス機スライド３としわ押さえ金型７の間にロードセル１３を９個設置し、しわ押さえ荷重１０tonfを負荷してロードセル１３からの出力を測定する方法で行った。

また、比較例6として、衝撃緩衝機構８ａ、８ｂ、８ｃを使用しないこと意外の条件は本発明例１と同一として試験を行った。表20にその結果を示す。

表20から明らかなように、ロードセル出力標準偏差は比較例6より本発明例１の方が小さい。また、参考例２と比較しても本発明例１の方が小さい。このことより、本発明例１では衝撃緩衝機構８ａ、８ｂをしわ押さえ金型７を駆動する動力伝達機構とプレス機スライド３を駆動する動力伝達機構の両方に設置し、また衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構８ｂを絞り付き流路１１で連結したことにより、加圧力不均一が低減されたと考えられる。

また、試作したプレス機械を用いて、振動低減効果について評価を行った。ここでは、衝撃緩衝機構８ａ、８ｂはしわ押さえ金型７を駆動する動力伝達機構と、プレス機スライド３を駆動する動力伝達機構の両方に設置した。また、衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構８ｂを絞り付き流路１１で連結することで、衝撃緩衝機構８ｃを構成している。

評価試験は図１7に示すように、プレス機スライド３に振動計14a、しわ押さえ金型７に振動計14bを取り付けた状態で成形試験を行い、このときのプレス機スライド３としわ押さえ金型７の振動振れ幅[μｍP-P]を測定した。使用した鋼板の特性は表２に示したものと同一である。

また比較例6として、衝撃緩衝機構８ａ、８ｂ、８ｃを使用しないこと意外の条件は本発明例１と同一として試験を行った。表21にその結果を示す。

表21から明らかなように振動振れ幅は比較例6より本発明例１の方が小さい。また、参考例２と比較しても本発明例１の方が小さい。このことより、本発明例１では衝撃緩衝機構８をプレス機スライド３を駆動する動力伝達機構と、しわ押さえ金型７を駆動する動力伝達機構に設置し、また衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構８ｂを絞り付き流路１１で連結したことにより、振動が低減されたと考えられる。

また、試作したプレス機械を用いて、衝撃緩衝機構8a、８ｂ、８ｃの設置によるプレス成形性の変化について評価を行った。使用した鋼板特性は表２に示すとおりである。また、成形試験は図１１に示す成形品を作成した。

また比較例6として、衝撃緩衝機構8 a、８ｂ、８ｃを使用しないこと以外の条件は本発明例１と同一として試験を行った。表22にその結果を示す。

表22から明らかなようにしわ限界は比較例6より本発明例6の方が小さい。また、参考例２と比較しても、本発明例１の方が小さい。本発明例１では衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構8ｂを設置し、また衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構８ｂを絞り付き流路１１で連結したことにより、加圧力不均一が解消され、しわ限界が向上したと考えられる。

また、割れ限界は比較例6より本発明例１の方が大きい。また、参考例２と比較しても、本発明例１の方が大きい。これについても、本発明例１では衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構８ｂを設置し、また衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構８ｂを絞り付き流路１１で連結したことにより、加圧力不均一が解消され、割れ限界が向上したと考えられる。

また、Δκは比較例6より本発明例１の方が小さい。また、参考例２と比較しても、本発明例１の方が小さい。これについても、本発明１では衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構８ｂを設置し、また衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構８ｂを絞り付き流路１１で連結したことにより、加圧力不均一が解消され、成形下死点での成形品面内応力が均一化されたことにより、面精度・形状凍結性が向上したと考えられる。

また、割れ限界／しわ限界、Δκの各指標において、比較例6より本発明例１の方がバラツキは小さい。また、参考例２と比較しても、本発明例１の方が小さい。これについても、本発明例１では衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構８ｂを設置し、また衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構８ｂを絞り付き流路１１で連結したことにより、振動が低減し、バラツキも低減したと考えられる。
（実施例2）
上述の発明を元に、本発明例２として図８ｃに示すプレス機械を試作した。ここでは、衝撃緩衝機構８ａはプレス機スライド３を駆動する動力伝達機構に設置した。また衝撃緩衝機構８ｂはしわ押さえ金型７を駆動する動力伝達機構に設置した。

衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構８ｂは、液圧室１０と絞り付き流路１１から構成される液圧式ダンパーを使用した。また、衝撃緩衝機構８aと衝撃緩衝機構８ｂを絞り付き流路１１で連結することで、衝撃緩衝機構８ｃを構成した。

また、圧力測定手段１６、減衰係数演算手段１７、減衰係数制御手段１８を設置した。これらの使用方法について図８ｃ−１を用いて説明する。圧力測定手段１６としては、液圧室１０の液圧測定用液圧計を使用した。また、この液圧計は圧力測定結果を電圧信号で出力することができる。液圧室１０の数は４つあり、各液圧室の液圧はＰ１〜Ｐ４[MPa]である。

減衰係数演算手段１７としては、計算機を用いて、下記演算を行った。ここでは、４つの液圧室１０を接続する絞り付き流路１１の数も４本であり、各絞り付き流路の減衰係数はＣ１〜Ｃ４[Ｎｓ／ｍ]である。

減衰係数Ｃ１〜Ｃ４の値は以下の式を用いて算出する。

Ｃ１ = （2000／0.01）×｜Ｐ１−Ｐ２｜
Ｃ２ = （2000／0.01）×｜Ｐ２−Ｐ３｜
Ｃ３ = （2000／0.01）×｜Ｐ３−Ｐ４｜
Ｃ４ = （2000／0.01）×｜Ｐ４−Ｐ１｜
上式によれば、隣り合う２つの液圧室の圧力差が0.01[MPa]のときに、その２つの液圧室を結ぶ絞り付き流路の減衰係数は2000[Ｎｓ／ｍ]となり、また、圧力差が大きくなったときは比例して減衰係数が大きくなる。

減衰係数制御手段18としては、電磁比例弁を使用した。減衰係数演算手段１７により算出した減衰係数Ｃ１〜Ｃ４を電圧信号として各絞り付き流路の電磁比例弁に指示し、所望の減衰係数を得た。

試作したプレス機械を用いて、加圧力不均一の低減効果について評価を行った。評価試験は図１６に示すように、プレス機スライド３としわ押さえ金型７の間にロードセル１３を９個設置し、しわ押さえ荷重１０tonfを負荷してロードセル１３からの出力を測定する方法で行った。

また、比較例７として、本発明を使用しないこと意外の条件は本発明例２と同一として試験を行った。表2３にその結果を示す。

表2３から明らかなように、ロードセル出力標準偏差は比較例７より本発明例２の方が小さい。また、本発明例１と比較しても本発明例２の方が小さい。本発明では、圧力測定手段１６、減衰係数演算手段１７、減衰係数制御手段１８の設置により、加圧力不均一の低減に最適な減衰係数を設定することができた為に、一層の加圧力不均一低減が実現されたと考えられる。

また、試作したプレス機械を用いて、振動低減効果について評価を行った。評価試験は図１7に示すように、プレス機スライド３に振動計14a、しわ押さえ金型７に振動計14bを取り付けた状態で成形試験を行い、このときのプレス機スライド３としわ押さえ金型７の振動振れ幅[μｍP-P]を測定した。使用した鋼板の特性は表２に示したものと同一である。

また比較例７として、本発明を使用しないこと意外の条件は本発明例２と同一として試験を行った。表2４にその結果を示す。

表2４から明らかなように振動振れ幅は比較例７より本発明例２の方が小さい。また、本発明例１と比較しても本発明例２の方が小さい。本発明では、圧力測定手段１６、減衰係数演算手段１７、減衰係数制御手段１８の設置により、振動低減に最適な減衰係数を設定することができた為に、一層の振動低減が実現されたと考えられる。

また、試作したプレス機械を用いて、プレス成形性について評価を行った。使用した鋼板特性は表２に示すとおりである。また、成形試験は図１１に示す成形品を作成した。

また比較例７として、本発明を使用しないこと以外の条件は本発明例２と同一として試験を行った。表2５にその結果を示す。

表2５から明らかなようにしわ限界は比較例７より本発明例２の方が小さい。また発明例１と比較しても本発明例２の方が小さい。本発明例２では、高度に加圧力不均一が解消されたことにより、しわ限界が向上したと考えられる。

また、割れ限界は比較例７より本発明例２の方が大きい。また、発明例１と比較しても本発明例２の方が大きい。これについても、本発明例２では、高度に加圧力不均一が解消されたことにより、割れ限界が向上したと考えられる。

また、Δκは比較例７より本発明例２の方が小さい。また、発明例１と比較しても本発明例２の方が小さい。これについても、本発明２では高度に加圧力不均一が解消されたことにより、成形下死点での成形品面内応力が均一化され、面精度・形状凍結性が向上したと考えられる。

また、割れ限界／しわ限界、Δκの各指標において、比較例７より本発明例２の方がバラツキは小さい。また発明例１と比較しても本発明例２の方が小さい。これについても、本発明２では高度の振動低減が達成できたことにより、バラツキも低減したと考えられる。
（実施例3）
上述の発明を元に、本発明例３として図８ｄに示すプレス機械を試作した。ここでは、衝撃緩衝機構８ａはプレス機スライド３を駆動する動力伝達機構に設置した。また衝撃緩衝機構８ｂはしわ押さえ金型７を駆動する動力伝達機構に設置した。

また、圧力測定手段１６、サーボモーター出力演算手段１９、サーボモーター出力制御手段２０を設置した。これらの使用方法について図８ｄ−１を用いて説明する。圧力測定手段１６としては、液圧室１０の液圧測定用液圧計を使用した。また、この液圧計は圧力測定結果を電圧信号で出力することができる。液圧室１０の数は４つあり、各液圧室の液圧はＰ１〜Ｐ４[MPa]である。

サーボモーター出力演算手段19としては、計算機を用いて、下記演算を行った。ここでは、プレス機スライドを駆動するサーボモーターが２つ、しわ押さえ金型を駆動するサーボモーターが２つ、合計４つのサーボモーターがある。各サーボモーターの出力はＶ１〜Ｖ４[kW]である。

サーボモーター出力Ｖ１〜Ｖ４の値は以下の式を用いて算出する。

Ｖ１ = （20／0.01）×（Ｐ１−Ｐ２）
Ｖ２ = （20／0.01）×｜Ｐ２−Ｐ３｜
Ｖ３ = （20／0.01）×｜Ｐ３−Ｐ４｜
Ｖ４ = （20／0.01）×｜Ｐ４−Ｐ１｜
上式によれば、隣り合う２つの液圧室の圧力差が0.01[MPa]のときに、各液圧室が配置されている動力伝達機構を駆動するサーボモーター出力は20ｋＷとなり、また、圧力差が大きくなったときは比例して減衰係数が大きくなる。

また、比較例８として、本発明を使用しないこと意外の条件は本発明例３と同一として試験を行った。表2６にその結果を示す。

表2６から明らかなように、ロードセル出力標準偏差は比較例８より本発明例３の方が小さい。また、本発明例１と比較しても本発明例３の方が小さい。本発明では、圧力測定手段１６、サーボモーター出力演算手段１９、サーボモーター出力制御手段２０の設置により、加圧力不均一の低減に最適な減衰係数を設定することができた為に、一層の加圧力不均一低減が実現されたと考えられる。

また、試作したプレス機械を用いて、振動低減効果について評価を行った。評価試験は図１7に示すように、プレス機スライド３に振動計14a、しわ押さえ金型７に振動計14bを取り付けた状態で成形試験を行い、このときのプレス機スライド３としわ押さえ金型７の振動振れ幅[μｍP-P]を測定した。

使用した鋼板の特性は表２に示したものと同一である。

また比較例８として、本発明を使用しないこと意外の条件は本発明例３と同一として試験を行った。表２７にその結果を示す。

表2７から明らかなように振動振れ幅は比較例８より本発明例３の方が小さい。また、本発明例１と比較しても本発明例３の方が小さい。本発明では、圧力測定手段１６、サーボモーター出力演算手段１９、サーボモーター出力制御手段２０の設置により、振動低減に最適な減衰係数を設定することができた為に、一層の振動低減が実現されたと考えられる。

また、試作したプレス機械を用いて、プレス成形性について評価を行った。

使用した鋼板特性は表２に示すとおりである。また、成形試験は図１１に示す成形品を作成した。

また比較例８として、本発明を使用しないこと以外の条件は本発明例３と同一として試験を行った。表2８にその結果を示す。

表28から明らかなようにしわ限界は比較例8より本発明例３の方が小さい。また、発明例１と比較しても、本発明例３の方が小さい。本発明例３では、高度に加圧力不均一が解消されたことにより、しわ限界が向上したと考えられる。

また、割れ限界は比較例8より本発明例３の方が大きい。また発明例１と比較しても本発明例３の方が大きい。これについても、本発明例３では、高度に加圧力不均一が解消されたことにより、割れ限界が向上したと考えられる。

また、Δκは比較例8より本発明例３の方が小さい。また発明例１と比較しても本発明例３の方が小さい。これについても、本発明３では高度に加圧力不均一が解消されたことにより、成形下死点での成形品面内応力が均一化され、面精度・形状凍結性が向上したと考えられる。

また、割れ限界／しわ限界、Δκの各指標において、比較例8より本発明例３の方がバラツキは小さい。また、発明例１と比較しても本発明例３の方が小さい。これについても、本発明例３では高度の振動低減が達成できたことにより、バラツキも低減したと考えられる。

衝撃緩衝機構を有するプレス機械の概略図を示す。衝撃緩衝機構を有するプレス機械の概略図を示す。衝撃緩衝機構を有するプレス機械の概略図を示す。衝撃緩衝機構を有するプレス機械の概略図を示す。衝撃緩衝機構を有するプレス機械の概略図を示す。衝撃緩衝機構の概略図を示す。衝撃緩衝機構を持たない動力伝達機構の概略図を示す。衝撃緩衝機構を持たない動力伝達機構の概略図を示す。衝撃緩衝機構を持つ動力伝達機構の概略図を示す。衝撃緩衝機構を持つ動力伝達機構の概略図を示す。衝撃緩衝機構を有するプレス機械の概略図を示す。衝撃緩衝機構の概略図を示す。衝撃緩衝機構に加えて、圧力測定手段、減衰係数演算手段、減衰係数調整手段を有するプレス機械の概略図を示す。圧力測定手段、減衰係数演算手段、減衰係数調整手段と組み合わされる衝撃緩衝機構の概略図を示す。衝撃緩衝機構に加えて、圧力測定手段、サーボモーター出力演算手段、サーボモーター出力制御手段を有するプレス機械の概略図を示す。圧力測定手段、サーボモーター出力演算手段、サーボモーター出力制御手段と組み合わされる衝撃緩衝機構の概略図を示す。図１のプレス機について、加圧力不均一低減効果の評価方法の概略図を示す。図１aのプレス機について、加圧力不均一低減効果の評価方法の概略図を示す。図１bのプレス機について、加圧力不均一低減効果の評価方法の概略図を示す。図１のプレス機について、振動低減効果の評価方法の概略図を示す。図１aのプレス機について、振動低減効果の評価方法の概略図を示す。図１bのプレス機について、振動低減効果の評価方法の概略図を示す。実施例における成形品の概観図を示す。図２のプレス機について、加圧力不均一低減効果の評価方法の概略図を示す。図２のプレス機について、振動低減効果の評価方法の概略図を示す。図３のプレス機について、加圧力不均一低減効果の評価方法の概略図を示す。図３のプレス機について、振動低減効果の評価方法の概略図を示す。図8a、図8ｃ、図８ｄのプレス機について、加圧力不均一低減効果の評価方法の概略図を示す。図8a、図８ｃ、図８ｄのプレス機について、振動低減効果の評価方法の概略図を示す。

符号の説明

１プレス機ボルスター２ポンチ
３プレス機スライド４ダイ
５サーボモーター６動力伝達機構
７しわ押さえ金型８衝撃緩衝機構
９被加工材１０液圧室
１１絞り付き流路 1２ボールねじ
１３ロードセル１４振動計
１５ギア列１６圧力測定手段
１７減衰係数演算手段１８減衰係数制御手段
１９サーボモーター出力演算手段２０サーボモーター出力制御手段
２１支持手段２２支持手段

Claims

ポンチ、ダイ及びしわ押さえ金型を有するプレス機械において、前記ダイと連動するプレス機スライドと、複数の支持手段で前記プレス機スライドを駆動自在で、かつ該支持手段ごとに対応して設けられた流体が充填された圧力室と、該圧力室どうしを繋ぐ第１の絞り付き流路より構成される、前記第１の衝撃緩衝機構を有する前記第１の動力伝達機構と、前記第１の動力伝達機構を介して前記プレス機スライドを駆動する第１のサーボモーターと、複数の支持手段で前記しわ押さえ金型を駆動自在で、かつ該支持手段ごとに設けられた流体が充填された圧力室と、該圧力室どうしを繋ぐ第２の絞り付き流路より構成される前記第２の衝撃緩衝機構を有する前記第２の動力伝達機構と、前記第２の動力伝達機構を介して前記しわ押さえ金型を駆動する第２のサーボモーターと、前記第１の動力伝達機構と前記第２の動力伝達機構の前記圧力室どうしを繋ぐ第３の絞り付き流路を有し、
前記プレス機スライドと連動する前記ポンチまたは前記ダイが被加工材へ当接した際に生じる前記プレス機スライドを支持する複数の前記支持手段間の圧力差によって、圧力の高い一方の前記圧力室から圧力の低い他方の前記圧力室に前記第１、前記第２および前記第３の絞り付き流路を介して前記流体を移動させることにより、前記一方の圧力室の体積を減少させ、前記他方の圧力室の体積を増加させることを特徴とするプレス機械。
前記第１及び前記第２の衝撃緩衝機構が、液圧式ダンパー又は気圧式ダンパーであることを特徴とする請求項１に記載のプレス機械。
更に、液圧式ダンパーまたは気圧式ダンパーの内部に発生する液圧または気圧の変化を測定する圧力測定手段と、
前記測定結果から前記第１又は前記第２の衝撃緩衝機構の少なくとも何れかの減衰係数を演算する減衰係数演算手段と、
前記演算結果に応じて前記第１又は前記第２の衝撃緩衝機構の少なくとも何れかの前記減衰係数を変化させる前記減衰係数制御手段からなる減衰係数調整装置を有することを特徴とする請求項２記載のプレス機械。
更に、液圧式ダンパーまたは気圧式ダンパーの内部に発生する液圧または気圧の変化を測定する圧力測定手段と、
前記測定結果から前記第１又は前記第２のサーボモーターの少なくとも一方の出力を演算するサーボモーター出力演算手段と、
前記演算結果に応じて、前記第１又は前記第２サーボモーターの少なくとも一方の出力を変化させるサーボモーター出力制御手段からなるサーボモーター出力調整装置を有することを特徴とする請求項２記載のプレス機械。