姜利 朱燈林

（①江蘇省常州技師學(xué)院，江蘇 常州 213000；②河海大學(xué)，江蘇 常州 213000）

隨著大規(guī)模集成電路、5G通訊等高新技術(shù)的發(fā)展，機械零件對沖壓提出了高精密、高質(zhì)量、高速度和低成本的要求。伺服電機驅(qū)動在成形裝備應(yīng)用上具有明顯的優(yōu)勢，可以實現(xiàn)裝備的柔性化和智能化，提高生產(chǎn)率和產(chǎn)品質(zhì)量，而且節(jié)能環(huán)保。伺服壓力機利用計算機控制技術(shù)，以交流伺服電機為動力，通過滾珠絲杠、曲柄連桿或其他機構(gòu)得到?jīng)_壓成形中滑塊所需的直線運動，不僅顯示出了高柔性、智能化和高精度等其他傳統(tǒng)機械式主傳動與液壓式主傳動壓力機無可比擬的優(yōu)勢，還可以根據(jù)不同的加工工藝自由設(shè)定滑塊運動曲線，提高了工作性能和工藝適應(yīng)性[1]，成為了沖壓技術(shù)及裝備發(fā)展的重要方向。目前國外企業(yè)，如日本村田（MURATA）、日本（天田）AMADA和芬蘭芬寶（FINN?POWER）等在伺服數(shù)控回轉(zhuǎn)頭壓力機研發(fā)和設(shè)計上處于領(lǐng)先地位。

機械傳動系統(tǒng)是壓力機的核心，傳動方案設(shè)計一直是壓力機開發(fā)的關(guān)鍵[2]，機械結(jié)構(gòu)性能直接決定機床的沖壓行程精度和傳動效率，影響系統(tǒng)總體性能。國外廠商在我國均申請了專利保護，也由于國外的傳動機構(gòu)和電機驅(qū)動采用同步設(shè)計優(yōu)化，即便照搬國外的機械設(shè)計也不可能。本文提出了一種新型的絲杠–楔塊驅(qū)動式主傳動機構(gòu)，由滾珠絲杠、滾動導(dǎo)軌和小角度滾動楔塊等剛性結(jié)構(gòu)組成，提高了主傳動機構(gòu)總體剛度、傳動精度以及伺服沖擊載荷能力。

1 伺服壓力機典型傳動機構(gòu)分析

伺服機械壓力機常采用的傳動機構(gòu)有齒輪副、螺旋副、曲柄滑塊機構(gòu)、肘桿和多連桿機構(gòu)等，將這些傳動機構(gòu)進行組合，實現(xiàn)增力比功能的優(yōu)化設(shè)計，可大幅降低大噸位伺服機械壓力機的成本[3]。目前，伺服主傳動機構(gòu)主要有兩種：一種是由伺服電動機帶動絲杠旋轉(zhuǎn)，驅(qū)動多桿機構(gòu)推動滑塊完成沖壓工作；另一種是由伺服電動機帶動曲柄旋轉(zhuǎn)，驅(qū)動多桿機構(gòu)推動滑塊實現(xiàn)沖壓過程。

1.1 “絲杠+旋轉(zhuǎn)杠桿”傳動方案

“絲杠+肘桿機構(gòu)”傳動方案的機構(gòu)運動簡圖如圖1所示，電機通過安全聯(lián)軸器直接驅(qū)動大導(dǎo)程滾珠絲杠；絲杠驅(qū)動水平滑塊作水平往復(fù)運動；水平滑塊通過鉸軸連接桿帶動旋轉(zhuǎn)杠桿作一定角度的往復(fù)擺動；旋轉(zhuǎn)杠桿帶動垂直滑塊實現(xiàn)上下方向的沖壓運動。

圖1 “絲杠+旋轉(zhuǎn)杠桿”傳動方案機構(gòu)簡圖

該方案可以承受工作行程內(nèi)任何位置的公稱壓力，傳動系統(tǒng)的間隙誤差小[4]，肘桿增力機構(gòu)的使用，從而降低對伺服電機低速大扭矩的要求；但旋轉(zhuǎn)絲杠也存在剛度差、變形大的缺陷。

1.2 “曲柄+肘桿機構(gòu)”傳動方案

“曲柄+肘桿機構(gòu)[5]”傳動方案的機構(gòu)運動簡圖如圖2所示，采用了旁置曲柄的肘桿式增力傳動機構(gòu)，其工作原理：伺服電機通過大功率減速箱驅(qū)動曲柄旋轉(zhuǎn)；曲柄帶動連桿，連桿帶動肘桿擺動；肘桿帶動垂直滑塊產(chǎn)生上下方向的沖壓運動。

圖2 “曲柄+肘桿機構(gòu)”傳動方案機構(gòu)簡圖

該方案具有急回特性并且利用其曲柄肘桿機構(gòu)特有的增力特性，可以較低伺服電機的負載扭矩，并且曲柄轉(zhuǎn)1周，滑塊上下運動2次，這樣能達到更高的沖壓頻率；但傳動機構(gòu)桿件多，變形量較大，降低了傳動系統(tǒng)的線剛度，且運動副多，間隙的累積誤差大，影響了沖壓精度。

2 伺服壓力機新型傳動方案的確定

2.1 傳動機構(gòu)的設(shè)計原則

伺服壓力在沖壓過程中通常需要保持低速特性，且隨著其功率和額定扭矩的增加，電機及配套系統(tǒng)成本將增大。所以傳動機構(gòu)的設(shè)計應(yīng)遵循以下兩點原則[6]：

（1）確?；瑝K的運動曲線在半個周期內(nèi)單調(diào)，且滑塊在下死點附近運行時保持低速平穩(wěn)特性。

（2）在滿足額定公稱壓力要求的前提下，通過傳動系統(tǒng)設(shè)計，保證所需驅(qū)動扭矩最小，實現(xiàn)最大限度降低電機功率及扭矩需求的目標。

2.2 方案的確定

本文吸收以上傳動機構(gòu)的特點，采用了高可靠性、高效和高精度的滾珠絲杠和滾動楔塊的增力傳動系統(tǒng)即絲杠–楔塊驅(qū)動機構(gòu)作為伺服壓力機主傳動系統(tǒng)的機械結(jié)構(gòu)，如圖3所示。相對于多桿機構(gòu)來說，小角度單楔塊機構(gòu)摩擦小、剛度高和精度穩(wěn)定，使下死點精度得到有效保障。該方案中，伺服電機通過安全聯(lián)軸器帶動大導(dǎo)程滾珠絲杠旋轉(zhuǎn)，絲杠通過絲杠螺母帶動楔塊向左移動，此時楔塊的斜楔表面壓緊滾柱，壓下沖壓頭，完成沖壓過程；當電機反轉(zhuǎn)時，通過聯(lián)軸器帶動絲杠反轉(zhuǎn)，絲杠帶動楔塊沿導(dǎo)軌向右移動，楔塊的斜楔表面松開滾柱，沖壓頭在氣動恢復(fù)力作用下復(fù)位，完成一個工作循環(huán)。

圖3 絲杠–楔塊驅(qū)動機構(gòu)簡圖

3 傳動機構(gòu)中零件對扭矩影響的分析

在物理樣機制造以前可以利用ADAMS進行仿真獲得傳動機構(gòu)運動學(xué)和動力學(xué)曲線，以此來分析傳動機構(gòu)中零件對扭矩影響和傳動結(jié)構(gòu)的合理性，為傳動機構(gòu)零件的具體設(shè)計提供理論依據(jù)。

3.1 主要零件的初選

以公稱壓力200 kN、沖頭速度頻次1 500 CPM的伺服壓力機為設(shè)計對象。為了便于進行仿真，需要初選傳動機構(gòu)的零件，選用結(jié)果如下：電機型號為DSD100L54O30-5，其轉(zhuǎn)動慣量為0.007 7 kg·m2；滾珠絲杠的型號：BLK5050-3.6經(jīng)查THK綜合產(chǎn)品目錄絲杠的慣性力矩為4.82×10?2kg·cm2/mm2，設(shè)計絲杠的總長462 mm，絲杠的轉(zhuǎn)動慣量為0.002 22 kg·m2；安全聯(lián)軸器有2種備選型號：

（1）ES2-150 由工諾科技提供的數(shù)據(jù)資料查到轉(zhuǎn)動慣量為2.3×10?3kg·m2。

（2）SKF-150由工諾科技提供的數(shù)據(jù)資料查出轉(zhuǎn)動慣量為1.6×10?3kg·m2。由計算公式J=J電機+J聯(lián)軸器+J絲杠可知：當安全聯(lián)軸器的型號選ES2-150時，傳動系統(tǒng)的總轉(zhuǎn)動慣量為J1=0.012 22 kg·m2；當選擇安全聯(lián)軸器的型號為SKF-150時，主傳動系統(tǒng)的總轉(zhuǎn)動慣量為J2=0.011 52 kg·m2。

3.2 基于ADAMS的傳動機構(gòu)仿真分析

采用SolidWorks中創(chuàng)建傳動機構(gòu)各零件三維實體模型，以Parasolid（*.x_t）格式輸出，利用圖形接口模塊ADAMS/Exchange，將零件模型輸入到ADAMS軟件中[7]。ADAMS 中提供了豐富的載荷和運動約束，可以迅速的建立構(gòu)件間的約束。定義滾珠絲杠、絲杠螺母約束為Screw，滑塊、滾動導(dǎo)軌為Translational Joint Motion，活塞缸、沖頭為Translational Joint Motion，軸承為Revolute。壓力機的載荷為周期載荷，且在沖壓的整個行程中，工作載荷近似于脈沖沖擊載荷。在沖壓工件時刻承受較大的載荷，其他工作時間載荷幾乎為零。借助 ADAMS 中提供的 step 函數(shù)定義沖壓載荷。伺服電機的控制系統(tǒng)采用S形曲線，施加公稱力20 t，行程為10 mm的step 函數(shù)為step(time,85.6e-3,0,96.9e-3,2e+5)+step(time,105e-3,0,110e-3,-2e+5)+5 000，S型曲線定義的IF函數(shù)表達式IF(time-57e-3:?30*446*3.14/180/57e-3*((time/57e-3)**4-2*(time/57e-3)**3+(time/57e-3)**2),0,+30*446*3.14/180/57e-3*(((time-57e-3)/57e-3)**4-2*((time-57e-3)/57e-3)**3+((time-57e-3)/57e-3)**2))，定義約束和載荷后的ADAMS仿真模型如圖4所示。

圖4 定義約束和載荷后的ADAMS仿真模型

3.2.1 楔塊對電機扭矩影響的仿真分析

以系統(tǒng)總轉(zhuǎn)動慣量J1=0.01222kg·m2為例，在沖頭上施加20 t載荷的情況下，楔角分別取9°和7.5°時，對絲杠楔塊機構(gòu)進行仿真，考察楔塊的楔角大小對電機扭矩及動態(tài)特性的影響。沖頭行程10 mm時不同楔角對電機扭矩大小對比如圖5、6所示。

圖5 楔角9°時絲杠楔塊機構(gòu)電機扭矩曲線

由圖5和圖6可以看出，當楔角取9°時，沖頭行程10 mm，距下死點5～8 mm處施加20 t載荷的情況下電機的峰值扭矩為216.22 N·m；而當楔角為7.5°時，此時對應(yīng)的電機峰值扭矩確為249.52 N·m。楔角增大1.5°，電機的峰值扭矩降低了了13.3%?？梢?，楔塊楔角對電機的峰值扭矩影響比較敏感，楔角的選取是設(shè)計的一個重要參數(shù)。

圖6 楔角7.5°時絲杠楔塊機構(gòu)電機扭矩曲線

3.2.2 轉(zhuǎn)動慣量對電機扭矩影響的仿真分析

不同聯(lián)軸器對應(yīng)傳動機構(gòu)的總轉(zhuǎn)動慣量分別為J1=0.01222kg·m2和J2=0.01152kg·m2，以楔塊楔角α=9°為例，對傳動機構(gòu)進行仿真研究，考察轉(zhuǎn)動慣量對伺服電機扭矩及動態(tài)特性的影響。沖頭行程5 mm時，傳動系統(tǒng)中不同轉(zhuǎn)動慣量對電機扭矩對比如圖7所示。

由圖7可以看出，當系統(tǒng)總轉(zhuǎn)動慣量為J1=0.01222kg·m2時，沖頭行程為5 mm，據(jù)下死點3～4.5 mm處施加20 t的力情況下，電機峰值扭矩為214.1 N·m；而當系統(tǒng)總轉(zhuǎn)動慣量為J1=0.012 22 kg·m2時，對應(yīng)的電機峰值扭矩為198 N·m。可見轉(zhuǎn)動慣量僅僅減小0.000 7 kg/m2，減少了5.6 %，電機的峰值扭矩卻減小了7.5 %。

圖7 絲杠楔塊機構(gòu)在不同轉(zhuǎn)動慣量時電機扭矩曲線

系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動慣量過大，除了會提高電機扭矩外，更重要的是會降低伺服電機的動態(tài)響應(yīng)特性；轉(zhuǎn)動慣量太小對沖壓也不利。因此合理地分配各部件慣量對減低電機扭矩和滿足機器高動態(tài)響應(yīng)的要求起到非常重要的作用。

4 傳動機構(gòu)轉(zhuǎn)動慣量的匹配

4.1 傳動機構(gòu)轉(zhuǎn)動慣量匹配模型的建立

轉(zhuǎn)動慣量的匹配的目的是使傳動機構(gòu)響應(yīng)速度加快，因此轉(zhuǎn)動慣量匹配是提高數(shù)控機床伺服機構(gòu)性能的關(guān)鍵之一，通過慣量匹配可提高機床的響應(yīng)速度，而提高沖壓的響應(yīng)速度成為提高加工效率的關(guān)鍵目標之一。

對傳動機構(gòu)進行慣性匹配的方式主要有2種：一是選定伺服電機參數(shù)情況下，通過慣性匹配減小折算到電機軸上等效轉(zhuǎn)動慣量，以提高沖壓速度，獲得最佳沖壓效率；二是在滿足沖壓效率要求的前提下，選用規(guī)格盡可能小的伺服電動機，以降低成本。

（1）同規(guī)格伺服電機以求最大沖壓效率優(yōu)化模型

在使用同規(guī)格伺服電動機時，以獲得最大沖壓效率的模型為

式中：tp(X)為沖壓過程消耗時間關(guān)于優(yōu)化變量X的函數(shù)；kE為空行程比系數(shù)，范圍為XEmax∈（0,1）；kT為沖壓過程電機力矩反向比例系數(shù)，范圍XEmax∈（0,1）；α為直線移動楔塊楔角；d為滾珠絲杠的導(dǎo)程。

在伺服電機規(guī)格已經(jīng)選定的情形下，其楔塊楔角和絲杠導(dǎo)程作為已知參數(shù)進行輸入，優(yōu)化時約束條件為提供足夠沖壓力，沖頭行程滿足設(shè)定行程Xset要求。

（2）滿足沖壓效率以求伺服電機規(guī)格最小優(yōu)化模型

在滿足沖壓效率要求的情形下，求伺服電動機規(guī)格最小的模型為

式中：Pm(X)為伺服電動機功率關(guān)于優(yōu)化變量X的函數(shù)；kE為空行程比系數(shù)，范圍為XEmax∈（0,1）；kT為沖壓過程電機力矩反向比例系數(shù)，范圍XEmax∈（0,1）；α為直線移動楔塊楔角；d為滾珠絲杠的導(dǎo)程；Tm為伺服電動機的額定轉(zhuǎn)矩；Nr為伺服電動機的額定轉(zhuǎn)速；Nmax為伺服電動機的最大轉(zhuǎn)速。

在沖壓效率滿足要求的前提下，其轉(zhuǎn)矩、額定轉(zhuǎn)速和最高轉(zhuǎn)速作為已知參數(shù)進行輸入，優(yōu)化時約束條件為提供足夠沖壓力，沖頭行程等于設(shè)定行程Xset。

優(yōu)化后便可以得到滿足沖壓效率要求的理想規(guī)格伺服電動機的額定轉(zhuǎn)矩、額定轉(zhuǎn)速和最高轉(zhuǎn)速等參數(shù)，進而選擇與其接近的商品化的標準規(guī)格伺服電動機。

4.2 傳動機構(gòu)轉(zhuǎn)動慣量匹配模型的求解

為獲得優(yōu)化后的沖壓機構(gòu)的設(shè)計參數(shù)，需對已在MATLAB軟件中建立沖壓機構(gòu)的動力學(xué)模型進行求解優(yōu)化。MATLAB軟件本身的Optimization Toolbox 提供了應(yīng)用范圍廣泛的算法集合，可用于求解常規(guī)和大型的優(yōu)化問題。將電動機功率17 kW，額定扭矩210 N·m，最高轉(zhuǎn)速3 000 r/min等傳動機構(gòu)現(xiàn)有參數(shù)代入已建立MATLAB計算模型，首先以最高效率為目標進行慣量匹配優(yōu)化，然后再對優(yōu)化結(jié)果以減小伺服電機規(guī)格為目標進行慣量匹配優(yōu)化。獲得結(jié)果為伺服電機的額定轉(zhuǎn)矩、額定轉(zhuǎn)速和最高轉(zhuǎn)速等，理想最小規(guī)格伺服電機的轉(zhuǎn)矩特性曲線如圖8所示。

圖8 理想最小規(guī)格伺服電動機的轉(zhuǎn)矩特性曲線

根據(jù)優(yōu)化后獲得的理想電機扭矩曲線，結(jié)合BAUMULLER公司伺服電機的樣本參數(shù)，最終選取伺服電機型號為DSD100L54O20-5。該伺服電機的額定扭矩210 N·m，最高轉(zhuǎn)速2 000 r/min，功率13.4 kW，與理想電機的各項參數(shù)最為接近，且功率滿足要求。

在伺服電機型號確定后，再將該電機的性能參數(shù)輸入以最高效率為目標的慣量匹配優(yōu)化模型，以求得匹配該型號伺服電機的傳動機構(gòu)最佳工作性能參數(shù)組合。此時，優(yōu)化模型中的驅(qū)動電動機的規(guī)格變?yōu)楣β?3.4 kW，額定扭矩210 N·m，最高轉(zhuǎn)速2 000 r/min，優(yōu)化后的結(jié)果見表1。最后，獲得傳動機構(gòu)優(yōu)化設(shè)計參數(shù)：螺距設(shè)計50 mm較合理，楔塊的楔角應(yīng)適當增大至10.5°～10.8°較為合適。

表1 電規(guī)格機最小時，以效率為目標的優(yōu)化結(jié)果

5 結(jié)語

本文提出了一種基于絲杠楔塊結(jié)構(gòu)的新型伺服壓力機傳動方案，利用ADAMS建立仿真模型模型，分析影響電機動態(tài)響應(yīng)特性的參數(shù)，再以慣性匹配模型為優(yōu)化設(shè)計傳動機構(gòu)零件具體參數(shù)，對伺服壓力機傳動機構(gòu)的參數(shù)設(shè)計提供了一種設(shè)計思路和方法，具有一定的借鑒意義。