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by lab_msdsm, 2011-12-28 00:16:33, 人氣(1055)
104/01/20    針對推甄已上機電工程學系,尚未尋找指導老師的同學。                  倘若對產業實習有興趣的,可以與王宜明教授洽詢。聯絡                  式為E-mailwangym@cc.ncue.edu.tw

103/12/30    本實驗室新進2套西門子可程式邏輯控制器於教學實驗用

103/11/01    本實驗室新進設備3D印表機Prusa i3


102/12/22    本實驗室招募博、碩士生
             歡迎對王宜明教授(本實驗室)之研究領域有興趣之
             大學部學生,或具報考本系研究所資格者,請與教授洽談
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實驗室介紹Lab Introduction
by lab_msdsm, 2011-12-27 23:25:14, 人氣(1517)

本實驗室之工作內容以 有限元素分析、光學量測與結構控制為主

 


依研究領域分:

機構運動模擬、機構/結構 設計與分析、結構動態控制、機台結構模態/動態模擬與分析、

機械設備振動問題分析與量測、虛擬人機介面與控制器設計、微振動雷射光學精密量測。

 

在機電整合教學/研究方面,則以應用機電整合模組套件,如:

LEGO自組型機器人、人型伺服控制機器人、Boe-Bot機器人套件、Quanser倒單擺控制模組、

Quanser伺服馬達控制模組等,配合程式語言撰寫及Pro/E機構建模,

進行機電系統設計分析及系統功能模擬與驗證。

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研究方向說明
by lab_msdsm, 2012-02-20 13:55:01, 人氣(1646)

       在研究計畫方面,是以結構動態行為(structural dynamics) 之分析研究為基礎。如震動等結構體之 (vibrations) 動態行為,會使機構產生噪音,進而導致結構疲勞,造成機構或結構體崩潰。雖然一般性的震動可由結構的阻尼或震動制壓的裝置加以減除,卻無法減除超負荷震動(excessive levels of vibrations )的振幅(amplitude)。例如,結構共振(frequency resonance)產生的大幅震動,會導致震動制壓失敗的情形。此外,如共振等超負荷的震動,有在任何頻率均有可能產生的特性。因此系統動態行為的表現、動態不穩定的產生與動態不穩定邊界的探討,實屬必要且重要的。

        通常,系統的動態反應與動態不穩定(dynamic instability)之區域可由線性化的連結方程式得到。然而一個實際系統的動態行為極有可能受到非線性的影響而無法由線性模式來預測其動態行為。例如,當大量的能量傳遞至系統或因共振(resonance)而產生的過量負荷震動(excessive levels of vibrations)等的情況。因此,假如由小振幅震動成長到非線性區域的情況發生,則系統的動態行為會產生受到非線性作用的非預期性效應,而系統則有可能因此產生超過系統結構安全範圍之反應。故研究的範圍包括對非線性效應的探討。

        此外,探討機電系統或結構體受多頻率激震產生的反應、動穩定與分歧行為,特別是因頻率共振而產生模態交互作用的動態行為,亦是目前與未來研究的重點之一。此模態交互作用常見於機電製程設備的平鈑與殼的撓性振動、機械手臂的操作裝置、機電製程設備的旋轉機具、固定樑或旋轉樑的彎曲-彎曲(bending-bending)與彎曲-扭轉(bending-torsion)的動態運動、纜索的橫向振動與撓性結構體等。顯然這些模態的交互作用會引起相當複雜的反應。為了更長的有效使用週期、安全操控與防止系統失敗,對產生這些行為的原因有全盤的瞭解是相當關鍵的。

        近年來,精密加工設備(如精密CNC綜合加工中心機)產業成長迅速。而如何將加工設備高速化乃未來發展的重點之一,政府也已將高速精密加工設備納入國家型計畫內。然而因機台高速化都會牽涉到系統動態特性的應用與研究,如高轉速主軸的動態旋轉精度及其臨界轉速時的主軸行為、高速進給結構系統的動剛度、機械結構自然頻率與模態,或是進給控制系統的頻率響應分析等。換言之,因高速機台常伴隨結構振動與加工品質不穩定等現象的產生。因此,除了控制系統的能力外,對系統機台與基座的動態行為,例如造成動態不穩定的導因有全盤的瞭解,是設計此類系統所需具備的必要條件亦是國內高速機製造廠的主要技術關鍵。

        以目前產業界而言,目前業界所生產的加工設備的主軸轉速範圍約在8000rpm-16000rpm,在現有的結構條件下,加工設備機台與基座之動態行為表現尚屬良好,但在高轉速(30000rpm以上)狀態下,則機台與基座之振動情況則顯嚴重,極須尋求可靠有效解決方案。

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部份研究內容
by lab_msdsm, 2012-02-20 15:05:39, 人氣(2079)

 
 

一、晶圓真空壓膜機之模態分析與驗證

 

 

    近年來乾式光阻製程技術快速發展,逐漸取代一般濕式光阻製程的市場,主要原因是由於乾式光阻壓膜,可以預先將乾膜切割成比晶圓尺寸略小,所以在壓膜完成後,不必再做去除邊緣的製程,省去晶邊清洗的時間,減少一個製程手續也相對降低產生不良品機率,而以往濕膜製程則完全無法省去此段製程;目前傳統滾壓膜技術,是以熱滾壓方式,將光阻性質乾膜貼合於基板上,而本文晶圓真空壓膜機,是先使用高階的吸真空後,在進行上下腔體密合加壓貼膜,來完成晶圓壓膜之動作。本研究主要在於探討壓膜機結構之動態特性,避免系統共振而造成的損壞。

 

    本研究利用電腦輔助設計軟體Pro/Engineer(以下簡稱Pro/E)建構出壓膜機台之實體模型,以有限元素分析軟體Pro/Mechanica(以下簡稱Pro/M)進行模態與動態分析,藉由模態分析可得知,晶圓真空壓膜機之自然頻率與自然模態,以此可避免結構之外力激振頻率與機台自然頻率過於相近,而造成共振效應,進而影響壓膜品質;本文利用壓膜機導柱相關幾何尺寸的改變,及捲膜機構肋板形狀的變更,來探討整機模態、自然頻率、及剛性影響,最後將模擬之自然頻率與實際量測出來的自然頻率做差異比較分析。

 

整機模態分析
 

    將Pro/E建立之壓膜機幾何圖形,轉換至Pro/M進行分析,利用Pro/Mechanica–Structure之自動分割功能,進行精密機台網格化(三角形單元),並分割成35590個元素,如圖1.1所示。

 

1.1 晶圓真空壓膜機有限元素網格化

 

    整機模擬結果所得之共振頻率與模態如表1.1與圖1.2到1.5所示,由圖中可知,第一共振頻率為110.45 HZ,機台振形為扭轉所造成,第二共振頻率為135.01 HZ,機台以Z軸為方向做上下傾斜C字型彎曲,第三共振頻率為138.73HZ,上半部下半部沿著X軸方向做相反之左右傾斜彎曲,第四共振頻率為166.84 HZ,捲膜機構沿著Z軸方向做上下擺動。

 

    整機模擬結果所得之共振頻率與模態如表1.1與圖1.2到1.5所示,由圖中可知,第一共振頻率為110.45 HZ,機台振形為扭轉所造成,第二共振頻率為135.01 HZ,機台以Z軸為方向做上下傾斜C字型彎曲,第三共振頻率為138.73HZ,上半部下半部沿著X軸方向相反之左右傾斜彎曲,第四共振頻率為166.84 HZ,捲膜機構沿著Z軸方向做上下擺動。

 
 
1.1 晶圓真空壓膜機整機之自然頻率
 

模態

頻率(Hz)

振形

1

110.45

整體繞Z方向左右扭轉

2

135.01

整體機構以Z軸為方向做上下傾斜彎曲

3

138.73

整體機構沿著X軸方向做左右傾斜彎曲

4

166.84

捲膜機構沿著Z軸方向做上下擺動

 

 

1.2 第一模態之振形

 

 
1.3 第二模態之振形

 

 
1.4 第三模態之振形

 

 
1.5 第四模態之振形

 

模態分析與實際測量結果之比較
 

    本文利用敲擊槌敲擊壓膜機,再以三軸向加速規,以接觸方式,量測機台所被激發的振動,最後使用頻譜分析儀得出頻率響應函數,分析其自然頻率與動態頻率。

 

1.2 實驗之儀器設備

 

儀器名稱

型號

靈敏度

可用範圍

敲擊槌

Kistler 9724A5000

1mV/N

0~5000N

加速規

Kistler 8762A50

100mV/g

+/-50g

頻譜分析儀

G-Tech IMPAQ Elite

 

0~40kHz

 

 

    圖1.6是利用ME Scope軟體的Overlay Trace功能,將實測的所有頻率響應函數資料疊加於一個圖上,可使資料在進行比對時,容易觀察分析,本文從頻率響應函數中較為明顯峰值去挑選,並利用虛部圖加以去做確認比對,最後判斷結果,實測第一共振頻率為113 HZ,第二共振頻率為127HZ,第三共振頻率為147HZ,第四共振頻率為166HZ,並把實際測量共振頻率與模擬分析的共振頻率,加以對照算出彼此誤差關係,如表1.3。從中發現四個模態誤差平均值為3.675%,由此誤差可知,可以視為合理實驗誤差範圍內。

 

 
1.6 頻率響應函數圖

 

1.3 模態分析與實際量測之自然頻率

模態

分析頻率(Hz)

實際頻率(Hz)

誤差(%)

1

110.45

113

2.31

2

135.01

127

5.93

3

138.73

147

5.96

4

166.84

166

0.5

 

捲膜機構變更設計之分析
 

    本文變更壓膜機捲膜結構中之肋板形狀,肋板形狀可分為,L形、原本形狀、三角形、長方形、扇形此五種形狀,如圖1.7,並分別探討每個肋板形狀,對於捲膜機構自然頻率之影響。由下表1.4得知,扇形肋板形狀之每個自然頻率都高於其他形狀,原因是由於扇形因幾何形狀圓滑,不易造成力量集中之緣故,所以扇形肋板比原來形狀肋板,自然頻率平均提高32.4%。

 

 

L形狀

原本形狀

三角形

 

矩形

扇形

 

1.7 捲膜結構之肋板形狀
 

 

1.4 捲膜機構變更之模態分析

形狀

L形

原本

三角形

長方形

扇形

模態

1

79.32

82.01

96.32

78.74

93.99

2

79.99

107.2

121.23

108.8

121.63

3

97.73

129.38

210.84

210.9

211.1

4

110.9

147.65

227.14

223.6

227.23

元素

8680

9152

8973

8902

9000

質量(kg)

39.7

41.3

43.2

48.3

45.1

 

 

1.8 變更設計後壓膜機之第一模態分析

 

 
 
 

二、導柱結構對晶圓真空壓膜機整平機構剛性之影響

 
 
 

    晶圓真空壓膜機,是先使用高階的吸真空後,在進行上下腔體密合加壓貼膜,來完成晶圓壓膜之動作,故,整平機構導柱結構的良劣對壓膜機之動態特性具關鍵性的影響。

本研究利用Pro/Engineer(以下簡稱Pro/E)建構半導體晶圓壓模設備內的整平機構之實體模型,並以Pro/Mechanica(以下簡稱Pro/M)進行有限元素分析,獲得其自然頻率與模態,並與實測結果做比較,找出結構較為薄弱的導柱做修改與探討。

 

整平機構3D模型建構
 
    由於整個機構組件繁多,如圖2.1,在模型建構時又必須顧慮到簡化的問題,簡化多可能會造成與實際測量誤差太多,簡化少會導致分析運算時的錯誤或硬體不足的問題,需要跟後述的模態分析不斷的做嘗試,此模型尺寸X方向寬約為600mm,Y方向長約為580mm,Z方向高約為580mm,圖四為簡化後的整平機構。
 
 
2.1 簡化前之整平機構圖
 
 

2.2 簡化後之整平機構組立圖

 

整平機構模態分析與實測比較
 

    分析時記憶體資源的利用是先需要注意的,為了讓記憶體資源足夠模態分析使用,必須要對模型做簡化的動作,Pro/Mechanica對於太過複雜的模型是沒辦法做分析的,簡化除了針對模型特徵細節以外(如:孔、洞、導角),不連續面也必須注意,太多的不連續面可能導致系統運算時的幾何錯誤,模擬結果得知自然頻率與模態如表2.1、圖2.3至圖2.7。由圖中可知,第一自然頻率為88.05 Hz,機台振形為左右扭轉,第二自然頻率為114.46Hz,機台以Z軸為上下傾斜彎曲,第三自然頻率為119.75Hz,機台以X軸為方向做相反之左右傾斜彎曲,第四自然頻率為144.58Hz,下半部沿X軸擺動,第五自然頻率為146.54Hz,下半部沿X軸擺動。

 

2.1 整平機構之自然頻率

模態

頻率(Hz)

振形

1

88.05

整體繞Z方向左右扭轉

2

114.46

整體機構沿著Z軸方向作上下傾斜彎曲

3

119.75

整體機構沿著X軸方向作左右傾斜彎曲

4

144.58

下半部機構沿X方向做擺動

5

146.54

下半部機構沿Y方向做擺動

 

 

2.3 整平機構第一模態振形

 

 

2.4 整平機構第二模態振形

 

 

2.5 整平機構第三模態振形

 

 

2.6 整平機構第四模態振形

 

 

2.7 整平機構第五模態振形

 

模態分析與實際測量結果之比較
 

    使用頻譜分析儀量測機台被敲擊鎚激發的振動,得出頻率響應函數,並用模態測試軟體ME-scope統整試驗中的振動訊號,將所有的數據資料疊加在一個圖上,使所有資料容易觀察與比對,如圖2.8。

 

 
2.8 頻率響應函數圖

 

   得出頻率響應函數圖後,可用內建的Curve Fitting功能,對每一個峰值作計算,選出合適的數據,由Curve Fitting計算出的模態不一定全是真的,如圖2.9,我們可用阻尼(Damping)去判斷真偽,一般來說,阻尼需再1%~5%之間,低於1%之模態則為假的或雜訊造成的,可以忽略。

 

 
2.9 實測中頻譜分析儀判斷出之模態

 

    將模態分析與實際敲擊後的數據加以對照,並計算出誤差,如表2.2,發現其平均誤差為3.04 %,可視為合理實驗誤差範圍內。

 

2.2 分析與實際比較結果與誤差

模態

分析頻率(Hz)

實際頻率(Hz)

誤差(%)

1

88.05

94

6.76

2

114.46

117

2.22

3

119.75

124

3.55

4

144.58

146

0.98

5

146.54

149

1.68

 

導柱更改後模態分析
 
    為了避免結構自然頻率與外在環境因素所擁有的頻率過於接近而產生共振現象,方法有兩種,一為避開不適當的轉速,二為提升結構之共振頻率,本研究是以提高結構共振頻率的前提下做修改。如圖2.10所示,主要是針對導柱長度與空心程度做改變;長度以增加與減少40 mm分析,實心與空心的分析是以不影響面積極慣性矩的方式去計算出四個不同內外徑的圓柱下去進行分析,如表2.3;表2.4、表2.5為導柱變更後的模態分析結果。

 
 
2.10 改變整平機構導柱長度與中空示意圖

 

2.3 導柱實心與空心尺寸

 

實心

空心A

空心B

空心C

空心D

外徑(mm)

25

27

29

31

33

內徑(mm)

0

18.19

22.45

25.74

28.61

 

 

 

 

 

 

2.4 導柱實心與空心之分析(原長度270mm)

形狀

模態

實心

空心A

空心B

空心C

空心D

1

93.34

95.59

98.25

100.47

102.7

2

124.15

126.46

128.58

129.7

130.66

3

128.32

130.95

133.56

134.53

136.41

4

145.21

147.68

150.64

153.4

156.24

5

147.03

149.03

151.75

154.14

157.45

元素

36152

41577

44208

47900

52478

質量(kg)

419.9

415.7

414.4

413.6

412.9

 

2.5 變更導柱長度之分析(實心)

長度

(mm)

模態

230

270

(原長)

310

350

390

1

111.11

93.34

79.18

67.95

59.24

2

130.54

124.15

111.65

99.02

88.71

3

136.21

128.32

113.9

100.83

90.12

4

166.21

145.21

138.33

134.25

125.47

5

167.4

147.03

142.07

138.03

127.13

元素

35605

36152

35471

36144

36104

質量(kg)

418.2

419.9

421.4

423

424.7

 

 

2.11 整平機構最佳化模型
 

 

2.6 改善前與改善後比較與差異

模態

原始模型(Hz)

結構改善(Hz)

差異量(%)

1

88.05

112.33

27.58

2

114.46

125.47

9.62

3

119.75

131.71

9.99

4

144.58

177.11

22.5

5

146.54

178.44

21.77

 

 

三、晶圓與微機電真空壓膜機取膜機構之動態分析與微震動測量

 
 
    現今半導體晶圓或微機電的光阻塗佈,大部份採濕式塗佈製程,但因濕式製程有塞孔、顯影不良、高成本及費時等缺點,故近年始發展乾式光阻膜之塗佈製程,以達到製程簡化與降低成本的目標;而不同於傳統的滾輪式壓膜,本文所探討的晶圓/微機電真空壓膜機有著高貼合度及免洗邊之優點,故可於預裁切完成後,直接以取膜機構將晶圓/微機電移至壓膜單元。但,因取膜機構為一旋轉之懸臂機構,其精度容易受到機台本身或外來振動所影響,進而影響其產品良率。
 
    在講求效率與高度電腦化的現代,電腦輔助工程已成為在機台設計或改良時不可或缺的工具。因此,本文係以半導體晶圓/微機電真空壓膜機的取膜機構為研究對象,對其做模態分析與實測,先以電腦輔助設計軟體Pro/Engineer建立機台結構3D模型與有限元素分析軟體Pro/Mechanica進行模態分析,再利用頻譜分析儀做實際的測量,將模擬與實測的自然頻率作比較,並將取膜機構做更改,探討其對整機的影響,再利用模態分析之振形,探討其差異性以作為設計之參考。

 

 

3.1晶圓真空壓膜機預切模組實體圖

 

  
 

3.2 真空壓膜機預切模組組立圖

 

    另因本文研討重點在於預切模組之取膜機構,即為模組之上部,故將組力模型簡化如下圖3.3。

 
 
3.3預切模組取膜機構組立圖

 

整機模態分析
 

    將Pro/E建立之壓膜機幾何圖形,轉換至Pro/M進行分析,利用Pro/Mechanica–Structure之自動分割功能,進行精密機台網格化(三角形單元),並分割成7713個元素,如圖3.4所示。

 
 
3.4 晶圓真空壓膜機預切模組有限元素網格化

 

    整機模擬結果所得之共振頻率與模態如表3.2與圖3.5到3.8所示,由圖中可知,第一共振頻率為24.14 HZ,取膜機構振形為延X軸微位移以及扭轉所造成;第二共振頻率為36.60 HZ,取膜機構以Y軸為方向做上下搖擺彎曲;第三共振頻率為64.67HZ,取膜機構振形是以Z軸為軸做大幅度擺動;第四共振頻率為74.93 HZ,振型是以Y-Z平面為基準,旋轉部做前後擺動以及取膜機構呈現扭轉振型。

 

3.2真空壓膜機預切模組之自然頻率 
 

模態

頻率(Hz)

振形

1

24.14

取膜機構延X軸微位移及扭轉

2

36.60

取膜機構以Y軸為方向做上下搖擺彎曲

3

64.67

取膜機構以Z為軸做大幅度擺動

4

74.93

Y-Z平面為基準,旋轉部做前後擺動、取膜機構呈扭轉振型

 
 
3.5 第一模態之振形

 

 
3.6 第二模態之振形

 

 
3.7 第三模態之振形

 

 
3.8 第四模態之振形

 

模態分析與實際測量結果之比較
 

本文利用敲擊槌敲擊壓膜機,再以三軸向加速規,以接觸方式,量測機台所被激發的振動,最後使用頻譜分析儀得出頻率響應函數,分析其自然頻率與動態頻率。

 

 
3.9 頻率響應函數圖

 

3.3 模態分析與實際量測之自然頻率

模態

分析頻率(Hz)

實際頻率(Hz)

誤差(%)

1

24.14

23.40

3.07

2

36.60

36.90

0.82

3

64.67

66.00

2.06

4

74.93

72.50

3.24

 

取膜機構變更設計之分析
 

    本文變更取膜機構中之懸臂板結構,臂板結構可分為:原始結構、H型結構、弧形三種形狀,如圖3.11,並分別探討每個臂板形狀對於取膜機構自然頻率之影響。由下表3.4得知,H型結構臂板的每個自然頻率都高於其他形狀,原因是由於H型結構截面各點延伸較均勻、內應力較小,故H型結構臂板比原始結構臂板,自然頻率平均提高32.18%。

 

 
3.11 取膜機構之臂板形狀

 

3.4 取膜機構變更之模態分析

(由左至右;結構、工字結構、弧形結構)

形狀

模態

原本

H型

弧形

1

43.99

57.36

49.52

2

50.20

74.43

57.25

3

125.01

138.91

125.61

4

164.44

228.48

176.83

元素

1259

1623

1504

質量(kg)

10.52

10.97

10.62

 

壓膜機結構最佳化之模態分析
 

    從表3.5中結果發現,預切模組改變設計後,第一自然頻率提升11.23%,第二自然頻率提升3.84%,第三自然頻率提升25.45%,第四自然頻率提升17.68%,總體頻率平均升高14.55%。

 

3.5 改變設計後之整機分析及結果與比較

模態

原始模型(Hz)

改變設計後(Hz)

差異量(%)

1

24.1

27.15

11.23%

2

36.6

38.06

3.84%

3

64.67

86.75

25.45%

4

74.93

91.02

17.68%

 

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