陳修龍， 李躍文， 姜 帥， 宋 浩

(山東科技大學(xué) 機(jī)械電子工程學(xué)院，山東 青島 266590)

0 引 言

伺服壓力機(jī)具有高精度、高效率和節(jié)能環(huán)保等特點(diǎn)，在現(xiàn)代制造業(yè)中具有良好的發(fā)展前景[1]。伺服壓力機(jī)采用伺服電動機(jī)直接驅(qū)動多連桿機(jī)構(gòu)，結(jié)構(gòu)更簡單，傳動精度高，能耗低；可實(shí)現(xiàn)對滑塊位置的精確控制，改善壓力機(jī)的性能，提高了設(shè)備的柔性。因此，數(shù)控伺服壓力機(jī)的研發(fā)對提高我國制造裝備的水平具有重要的意義。

宋清玉[2]對大型機(jī)械伺服壓力機(jī)的重載傳動機(jī)構(gòu)構(gòu)型設(shè)計(jì)與優(yōu)化,并對高效拉深工藝軌跡優(yōu)化設(shè)計(jì)和主傳動系統(tǒng)參數(shù)標(biāo)定等問題進(jìn)行了研究。鹿新建等[3]分析了多連桿高速壓力機(jī)傳動系統(tǒng)的運(yùn)動過程，研究了曲柄半徑和固定支點(diǎn)對滑塊曲線形態(tài)和行程的影響。齊全全等[4]運(yùn)用矢量方程法對伺服壓力機(jī)傳動系統(tǒng)動態(tài)特性進(jìn)行了分析與研究。程永奇等[5]對伺服壓力機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)的基本原則進(jìn)行了探討，并對2 MN小松式肘桿機(jī)構(gòu)伺服壓力機(jī)的傳動系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化；乃舜峰等[6]對三角肘桿傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)；葛歆揚(yáng)[7]建立了對稱直動肘桿機(jī)構(gòu)的數(shù)學(xué)模型，并對直動肘桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

本文基于三角肘桿機(jī)構(gòu)，設(shè)計(jì)了一種100 kN伺服肘桿式壓力機(jī)實(shí)驗(yàn)平臺，擬應(yīng)用于機(jī)械類專業(yè)的實(shí)驗(yàn)教學(xué)。

1 壓力機(jī)的參數(shù)設(shè)計(jì)

根據(jù)結(jié)構(gòu)的不同，肘桿機(jī)構(gòu)可分為等長肘桿和三角形肘桿，考慮到在實(shí)際運(yùn)行過程中，若使用等長肘桿機(jī)構(gòu)，3根桿鉸接處會產(chǎn)生較大的摩擦力，加速機(jī)構(gòu)的磨損破壞，因此本文設(shè)計(jì)了一種三角肘桿機(jī)構(gòu)，與普通肘桿壓力機(jī)相比，其主要不同表現(xiàn)在：肘桿的兩臂不等長且由三角桿代替直線連桿。此外三角肘桿機(jī)構(gòu)還有以下特點(diǎn)：①在下死點(diǎn)附近具有更好的低速運(yùn)動特性；②具有一定的急回特性；③具有更優(yōu)的增力特性，可以降低伺服電動機(jī)的容量和成本[8]。因此本設(shè)計(jì)采用三角肘桿式機(jī)構(gòu)，擬定的壓力機(jī)實(shí)驗(yàn)平臺主要技術(shù)參數(shù)如下:公稱壓力100 kN,公稱壓力行程8 mm,滑塊行程200 mm,最大沖壓次數(shù)40次/min,最大高度≤1 500 mm。

根據(jù)以上技術(shù)參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)，經(jīng)過優(yōu)化改進(jìn)，最終確定機(jī)構(gòu)尺寸如圖1所示。其中L1=150 mm，L2=60 mm，L31=250 mm，L32=220 mm，L33=364.46 mm，L4=200 mm，X=186.19 mm，Y=177.89 mm。

圖1 壓力機(jī)機(jī)構(gòu)簡圖

Adams軟件是集建模、求解、可視化技術(shù)于一體的虛擬樣機(jī)軟件[9]，可以對機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)虛擬仿真分析[10-11]。根據(jù)初步確定的桿長，在Solidworks中建立壓力機(jī)主要桿件的三維模型，按照合理的配合方式進(jìn)行裝配，之后將三維模型導(dǎo)入Adams中，設(shè)置合適的約束及驅(qū)動，進(jìn)行運(yùn)動學(xué)仿真，得到機(jī)構(gòu)的位移、速度、加速度曲線。根據(jù)機(jī)構(gòu)位移及速度曲線選擇工作行程，在工作行程時間內(nèi)施加100 kN的載荷，進(jìn)行動力學(xué)仿真，得到機(jī)身支撐點(diǎn)上的合力及曲軸上所需要的轉(zhuǎn)矩曲線。圖2～7分別為滑塊的位移、速度、加速度，上部支撐桿合力，曲軸支撐處合力及曲軸上扭矩曲線。

選擇電動機(jī)時應(yīng)綜合考慮各方而要求，以充分發(fā)揮伺服電動機(jī)的工作性能[12]。伺服電動機(jī)的選型原則主要包括以下幾個方面：①連續(xù)工作扭矩小于伺服電動機(jī)額定扭矩;②瞬時最大扭矩小于伺服電動機(jī)最大扭矩;③負(fù)載慣量要與轉(zhuǎn)子慣量相匹配;④連續(xù)工作速度小于電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速。

整個運(yùn)行過程中，除工作行程外，伺服電動機(jī)的負(fù)

圖2 滑塊位移曲線

圖3 滑塊速度曲線

圖4 滑塊加速度曲線

圖5 加載時上部支撐桿處合力

圖6 加載時曲軸支撐處合力

圖7 加載時曲軸上扭矩

載主要為各個連桿的重力及運(yùn)行過程中的摩擦力，因此在該過程中，電動機(jī)的連續(xù)工作扭矩肯定小于伺服電動機(jī)的額定扭矩；工作行程中，要求伺服電動機(jī)的瞬時最大扭矩大于所需要的扭矩。通過測量曲軸上的扭矩曲線最大值可知，曲軸上所需扭矩必須大于892.41 N·m。若選擇傳動比為36，則,

(1)

式中：Mq為電動機(jī)扭矩；Md為曲軸上的扭矩；i為傳動比。

根據(jù)式(1)得到電動機(jī)上的最大轉(zhuǎn)矩不小于24.78 N·m。對于電動機(jī)的大致功率，有:

P=Fv

(2)

式中：P為電動機(jī)功率；F為工作壓力；v為工作行程速度。

若控制v≤25 mm/s，F(xiàn)=100 kN，根據(jù)式(2)可得電動機(jī)功率約為2.5 kW。考慮在運(yùn)行時鉸接處的摩擦，因此選擇電動機(jī)功率必須大于2.5 kW。根據(jù)所得功率與最大扭矩可以初步選擇則安川SGMGH-30A伺服電動機(jī)，具體參數(shù)如下:額定電壓200 V,額定功率2.9 kW,額定轉(zhuǎn)矩18.6 N·m,瞬時最大轉(zhuǎn)矩45.1 N·m,額定轉(zhuǎn)速1 500 r/min,最高轉(zhuǎn)速3 000 r/min,轉(zhuǎn)子慣量46.0×10-4kg·m2,電動機(jī)慣量在5倍以下。同時可以選擇配套的二級行星齒輪減速機(jī)，減速比為36∶1。

一般情況下,應(yīng)選用電動機(jī)轉(zhuǎn)子慣量大于負(fù)載慣量的1/10。若電動機(jī)運(yùn)動定位頻率較高，則電動機(jī)轉(zhuǎn)子慣量必須提高至負(fù)載慣量的1/3以上[13]。

在計(jì)算轉(zhuǎn)動慣量時，需要將所有桿件的轉(zhuǎn)動慣量折算到電動機(jī)輸出軸上，由于所有桿件的形狀不規(guī)則且不易計(jì)算其轉(zhuǎn)動慣量，因此在Solidworks中賦予桿件相應(yīng)的材料屬性，在曲軸軸線為Z軸上建立直角坐標(biāo)系，運(yùn)用質(zhì)量屬性直接測得所有運(yùn)動桿件對所建立的坐標(biāo)系Z軸的轉(zhuǎn)動慣量為20.42×105kg·mm2。

J=Izz/i2

(3)

式中：Izz為所有運(yùn)動桿件對Z軸的轉(zhuǎn)動慣量；J為折算到電動機(jī)輸出軸上的轉(zhuǎn)動慣量。

根據(jù)式(3)可得，轉(zhuǎn)動慣量折算到電動機(jī)軸上J=1.994×10-3kg·m2，對比伺服電動機(jī)參數(shù)和電動機(jī)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量，可知所選電動機(jī)滿足要求。

本次設(shè)計(jì)預(yù)采用開式焊接機(jī)身，考慮到本設(shè)計(jì)以減速機(jī)代替減速齒輪，可使機(jī)身更加緊湊，同時保持機(jī)身穩(wěn)定性，初步設(shè)計(jì)機(jī)身寬度為280 mm，長度600 mm，高度1 270 mm。至于機(jī)身各鋼板的厚度，一些受力大的地方厚度要大些，比如機(jī)身中間肋板為20 mm，兩側(cè)為15 mm，需要支撐的地方設(shè)置凸臺，在必要的地方設(shè)置加強(qiáng)筋防止變形過大，材料選擇為Q235鋼板。

為了加工方便，單個桿件之間主要采用螺紋連接，桿與桿之間采用銷軸、軸瓦連接，曲柄與機(jī)架之間為法蘭、軸瓦連接。在伺服電動機(jī)及減速機(jī)下方設(shè)置控制柜，對機(jī)身起到一定的支撐著作用。整體結(jié)構(gòu)見圖8。

圖8 整體結(jié)構(gòu)

2 主要部件的有限元仿真

壓力機(jī)的機(jī)身是封閉構(gòu)件，承受工藝過程中產(chǎn)生的力和力矩。根據(jù)Adams仿真情況，在滑塊處于工作行程時機(jī)身受力最大，根據(jù)動力學(xué)仿真曲線，測得到上部支撐桿的支撐點(diǎn)最大的合力為101.930 kN，曲柄處最大支撐力為30.581 kN。根據(jù)桿件運(yùn)行位置，可得到作用在機(jī)身上力的方向，在機(jī)身最底端設(shè)置固定約束，求解得到機(jī)身的應(yīng)力分布云圖和總體位移圖。

取安全系數(shù)n=3，機(jī)身為Q235鋼板，則許用應(yīng)力為78.33 MPa。由板材焊接而成的壓力機(jī)，考慮焊縫及動載荷的影響，一般壓力機(jī)工作時開式機(jī)身的許用應(yīng)力為50 MPa左右[14]。由圖9可以看出，應(yīng)力集中主要出現(xiàn)在工作臺支撐板與中間肋板接觸的位置，最大應(yīng)力為47.466 MPa，因此在實(shí)際加工時應(yīng)在此處設(shè)置圓角，減少應(yīng)力集中；除應(yīng)力集中處外，其他部分應(yīng)力分布都較小，均低于31.63 MPa，不會引起機(jī)身的破壞。由圖10可以看出，最大變形出現(xiàn)在機(jī)身上部，為0.458 23 mm，變形情況可以接受。

圖9 機(jī)身應(yīng)力分布云圖

曲軸是壓力機(jī)的主要零件，它往往對壓力機(jī)的剛度和工作可靠性起著決定性作用，通過有限元仿真可以更清楚地獲得曲軸的應(yīng)力分布，校核每個截面上的應(yīng)力。將兩端圓柱面設(shè)置為固定約束，在曲軸中部施加25.049 kN的力，進(jìn)行求解。

圖10 機(jī)身整體位移云圖

曲軸材料選45號鋼，屈服強(qiáng)度360 MPa，考取安全系數(shù)n=3，許用應(yīng)力為120 MPa。由圖11可知，應(yīng)力集中出現(xiàn)在圓角處，最大應(yīng)力值為106.26 MPa，可以通過增大圓角的方式來減少應(yīng)力集中，曲軸其他部分應(yīng)力均小于70.84 MPa，因此該設(shè)計(jì)可以滿足要求。由圖12可知，最大變形位于曲軸頸部，大小為99.3 μm，出現(xiàn)在曲軸中部。

圖11 曲軸應(yīng)力分布云圖

圖12 曲軸整體位移分布云圖

壓力機(jī)工作時，連桿主要承受沿桿方向的壓力，對于下部連桿，根據(jù)其約束及受力方式，在與三角桿連接的銷軸處施加固定約束，在連桿下端施加101.930 kN的力，方向向上。連桿材料為45號鋼，屈服強(qiáng)度360 MPa，取安全系數(shù)n=3，則許用應(yīng)力為120 MPa。由圖13可知，桿接頭未倒角處出現(xiàn)應(yīng)力集中，大小為154 MPa，在加工時此處可以倒角來避免，大部分應(yīng)力不超過120.17 MPa，因此可以滿足要求。由圖14可知，其最大變形量為0.053 477 mm，出現(xiàn)在連桿最下端。

對于上部連桿，在兩側(cè)圓柱面施加固定約束，在與三角桿連接處向上施加101.930 kN載荷，進(jìn)行求解。

圖13 下部連桿應(yīng)力分布云圖

圖14 下部連桿整體位移分布云圖

由圖15可知，與機(jī)身相連的支撐桿圓角處出現(xiàn)應(yīng)力集中，最大值為213.24 MPa，大部分應(yīng)力均低于118.48 MPa，因此在實(shí)際加工中需要增大圓角，避免應(yīng)力集中，取安全系數(shù)n=3，許用應(yīng)力為120 MPa，則整體不會屈服，勉強(qiáng)符合要求。由圖16可知，其最大變形量為87.036 μm，出現(xiàn)在連桿下端鉸接處。

圖15 上部連桿應(yīng)力分布云圖

圖16 上部連桿整體位移分布云圖

3 結(jié) 語

本文設(shè)計(jì)了一種100 kN三角肘桿式伺服壓力機(jī)實(shí)驗(yàn)平臺，用伺服電動機(jī)通過減速機(jī)驅(qū)動，與傳統(tǒng)壓力機(jī)相比具有結(jié)構(gòu)簡單、效率高、噪音小等優(yōu)點(diǎn)，而且實(shí)現(xiàn)滑塊的工藝曲線可調(diào)和更高的成型要求。通過Adams對機(jī)構(gòu)進(jìn)行仿真，并根據(jù)仿真結(jié)果對壓力機(jī)的傳動系統(tǒng)，機(jī)身結(jié)構(gòu)等進(jìn)行設(shè)計(jì)，利用Ansys對主要部件進(jìn)行了有限元分析，驗(yàn)證了本設(shè)計(jì)能夠滿足剛度、精度、可靠性等性能要求，為物理樣機(jī)的設(shè)計(jì)制造奠定了重要的基礎(chǔ)。

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