伺服壓力機三角連桿傳動機構特性的仿真分析

王宗強，莫健華

（華中科技大學，湖北 武漢430074）

0 前言

伺服壓力機因取消了飛輪和離合器，可實現對滑塊變速運動的任意控制，但要求伺服電機具備大扭矩和在高負荷時的瞬間變速能力。許多學者希望改進傳動機構以減輕伺服電機的負擔，因而具有良好增力功能的傳動系統的創新設計成為機械伺服壓力機開發的關鍵技術之一[1]。國內外現有的伺服壓力機傳動形式，大致分為曲柄連桿傳動、螺桿直接驅動和多連桿傳動三種類型。各類型可單獨應用，也可組合成曲柄加多連桿、螺桿加多連桿等多種形式構成、各種性能不同的傳動形式[2][3]。多連桿傳動形式的特性在于結構簡單，剛性較高[4]，同時具有較高的合模和回程速度、較大的成形力和一定的保壓時間[5]。目前國內已有多家車企引入日本網野公司開發的機械多連桿式伺服壓力機，并得到很好應用，其傳動機構原理圖如1a 所示[6]。

中間三角板結構原理圖如圖1b 所示，其特點是將日本網野公司傳動機構中的連桿設計成三角連桿，將上、下肘桿及驅動螺母連接在一起，從而將驅動螺桿的轉動轉化為滑塊上下往復運動，使得該機構具有較好的載荷放大功能及公稱壓力行程大的優點[7]。本文主要對中間三角板的工作特性進行分析，探討適合不同加工工藝需求的中間三角連桿的結構形式。

圖1 多連桿機構原理圖

圖2 B 點縱坐標不同的中間三角連桿模型示意圖

1 三角連桿工作特性分析

1.1 建模

分析采用虛擬樣機分析軟件MSC.ADAMS，為方便研究上述連桿機構的運動學和動力學特性，將圖1 中左右完全對稱的機構取半邊機構簡化，建立模型如圖2所示。將機構高度和寬度分別設為900mm 和363mm。為方便建模和分析，以O點為原點建立笛卡爾坐標系，則各鉸鏈點初始位置及結構尺寸如表1 和表2[8]。圖中設定，OA 桿、AC 桿與CD 桿共線時為機構下死點，且機構下死點時為運動分析的起始點。結構初始模型建立后，如圖2 所示，以固定步長d 來調節B 點縱坐標進而改變中間三角連桿的結構形式，從而測量B 點不同位置處的機構速度與載荷放大系數曲線圖。

表1 各鉸鏈點的初始位置值

表2 各連桿鉸鏈間的長度尺寸

1.2 中間三角連桿結構對載荷及速度的影響

按照上述機構形式和尺寸，在ADAMS 中建立虛擬樣機模型，設定驅動螺桿轉速均為300r/min，導程為20mm，滑塊行程設為300mm，從而計算出螺母的運動速度為100mm/s。為方便計算伺服電機扭矩，同時在滑塊端施加一個大小為1T（10kN）、方向豎直向上的反作用力。虛擬樣機模型建立后進行運動仿真，建立滑塊速度、載荷放大倍數的測量函數，如圖3 所示，得到機構在相同驅動條件下的載荷放大系數—滑塊行程曲線（圖3a）和滑塊速度—行程曲線（圖3b）。同時，滑塊向上運動時，驅動螺桿扭矩[5]為：

式中：Fa——螺桿的軸向推力；

圖3 不同中間三角板形狀下的機構特性曲線

Ph——螺桿的導程；

η——傳動效率（本文取效率η=0.8）。

結合上述公式及ADAMS的后處理功能繪制出驅動螺桿所需扭矩曲線圖（圖3c）。

如圖3a 所示，圖中BY為傳動機構中B 點縱坐標。可見隨著BY值在負方向的增加，載荷的放大系數成正比增加，當BY絕對值達到250mm 以上后，載荷放大系數增量較大；達到300mm 后在距離下死點110mm 內開始出現載荷平臺；達到300mm 時，載荷平臺更明顯。而從圖3b 和圖3c 可以看到，隨著BY絕對值的增加，滑塊的速度與驅動螺桿所需扭矩都呈反比下降，并且滑塊速度和驅動螺桿扭矩的值，在接近下死點之前一段行程范圍內會出現穩定狀態，BY絕對值為300mm 時平穩的行程達110mm。這種特性適合板材沖壓加工的需要。

2 中間三角連桿鉸接點O點位置的影響

2.1 建模

參照表1、表2 各鉸鏈點初始位置和結構尺寸建立初始ADAMS 模型，如圖4 所示。以AD 桿與CD 桿豎直時為下死點，設定為運動的初始狀態。為便于確定O點不同位置時各鉸鏈點位置，以各桿桿長（LOA、LAB、LAC、LBC、LCD）及O點橫坐標（e）為參數化變量對中間三角連桿進行參數化設置，得到各鉸鏈點位置如表3 所示。樣機模型建立后，在確保ADAMS 模型結構尺寸不變（即各桿長不變）的情況下，通過改變固定鉸鏈O點的橫坐標，研究對載荷和速度的影響。

2.2 固定鉸鏈O點位置對載荷和速度的影響

圖4 固定鉸鏈點不同位置示意圖

表3 參數化機構中各鉸鏈點的位置坐標

虛擬樣機模型建立后進行運動仿真，建立滑塊速度、載荷放大倍數的測量函數，如圖5 所示，改變O點橫坐標，得到機構在相同驅動條件下O點不同位置處的載荷放大系數—滑塊行程曲線（圖5a），滑塊速度—滑塊行程曲線（圖5b）及驅動螺桿扭矩—滑塊行程曲線（圖5c）。

圖5 鉸鏈點O點不同位置處的機構特性曲線

由圖5 可看出：鉸接點O點從中心線向左偏移量越大，載荷的放大系數值成正比增加；當O點從中心線向右偏移量越大，載荷的放大系數值成反比下降。而滑塊速度及機構驅動螺桿扭矩值則與載荷系數相反，在O點從中心線向左偏移時，成反比下降，當O點從中心線向右偏移時，成正比增加。因此有必要對O點的位置進行優化，使載荷系數與滑塊速度和螺桿扭矩獲得合理的匹配，滿足加工工藝要求。

3 滑塊沖量對載荷放大系數的影響

伺服壓力機的傳動機構運動過程中，必然存在著機構沖量對載荷的影響。由于傳動機構中滑塊的質量往往遠大于其他各部分質量之和，因而在這部分中主要探討滑塊的沖量對機構載荷放大系數的影響。

根據沖量公式，在任意極短時間△t內所產生的力可表示為：

式中：I——物體沖量；

F——物體因沖量而產生的壓力；

m——物體質量；

△v——物體某一時間段△t 內的速度；

a——物體加速度。

因此，滑塊沖量產生的力可以用滑塊質量與滑塊加速度的乘積計算。采用MSC.ADAMS軟件對設計完成的壓力機傳動機構進行運動學分析，求得傳動機構的特性曲線如圖6 所示。

由設計完成的SolidWorks 模型，已知滑塊質量為42t，同時由圖6 知，滑塊下死點處載荷放大系數為6.1 倍，螺母端所受力為450kN，滑塊加速度為491.5mm/s2。經計算得，滑塊沖量所產生的載荷放大系數為0.023 倍，因而，在該壓力機傳動機構設計中滑塊沖量對載荷的影響可以忽略不計。

4 結論

（1）通過改變伺服壓力機傳動機構的三角連桿的形狀，可以提高滑塊的載荷輸出，同時減小伺服電機的驅動扭矩。但此時滑塊速度減慢，可通過提高伺服電機轉速來改變此狀況。

（2）通過對傳動機構的三角連桿形狀的優化設計，可以使滑塊的工作行程增加，并提高工作載荷，使載荷與行程的關系曲線形成一個顯著的載荷平臺，這正是板材塑性加工工藝需要的特性。

（3）連桿傳動機構上固定鉸接點的位置，從中心線向左偏移時可以降低驅動扭矩，同時也降低了滑塊移動速度。當該固定鉸接點的位置從中心線向右偏移時，滑塊速度增加了，同時也會使驅動扭矩增加。因此需要優化固定鉸接點的位置使之滿足加工工藝需要。

圖6 該傳動機構的特性曲線

（4）從對滑塊沖量對機構載荷輸出的仿真分析結果看，滑塊沖量所產生的力對載荷輸出的影響可以忽略不計。

[1]阮衛平，胡建國，孫友松.伺服機械壓力機傳動方案分析[J].鍛壓技術，2010，35（4）：68-71.

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