SP-160伺服壓力機傳動系統設計分析

王四森，黃 慧，魏鳳凱，岳 磊

（山東高密高鍛機械有限公司 研發部，山東 濰坊 261500）

SP-160伺服壓力機傳動系統設計分析

王四森，黃 慧，魏鳳凱，岳 磊

（山東高密高鍛機械有限公司 研發部，山東 濰坊 261500）

根據市場需求設計伺服壓力機的傳動系統，利用SolidWorks軟件進行壓力機傳動系統三維建模，并進行強度和剛度分析，校核各主要零部件是否滿足設計要求。

伺服壓力機；有限元分析；SolidWorks；虛擬樣機；仿真

自從大容量AC伺服電機研發以來，伺服壓力機的發展成為了必然。所謂伺服壓力機，顧名思義即利用伺服電機提供的瞬時扭矩作為動力源的壓力機。與傳統的機械壓力機不同之處在于伺服壓力機摒棄了慣量大、用來儲存和釋放能量的飛輪，使壓力機的結構更加簡化精確，滑塊的運動控制更加靈活，工作特性變得更可調，工藝范圍得到一定擴展，從而滿足不同材料加工工藝的要求[1]。本文SP-160伺服壓力機傳動的主要結構為：伺服電機聯接減速齒輪，帶動偏置曲柄滑塊機構運動（帶有急回性質），利用電磁制動器聯接電機軸從而控制伺服電機開關，電機軸和曲軸軸端設角位移傳感器，再將電磁制動器和角位移傳感器與電機控制器相連。本壓力機結構簡單，機械效率較高，且沖壓過程中滑塊的運動可隨時調控，比傳統機械壓力機優勢明顯。其工作原理如圖1所示。

圖1 伺服壓力機工作原理圖

根據用戶需求和壓力機標準及壓力機設計經驗，確定本曲柄伺服壓力機的基本參數如表1所示。

表1 曲柄伺服壓力機基本參數表

1 工作方案的確定

圖2 曲柄肘桿機構運動簡圖

本壓力機的傳動工作機構選用曲柄肘桿機構，運動簡圖如圖2所示。此種機構在工作時，有明顯的急回特性（行程速比系數為1.06），大大減少了空行程時間，提高生產率；滑塊在接觸到工件時的速度低且更均勻，有利于工件的成形，工作更平穩，振動更?。蝗切蔚倪B桿可降低曲柄承受的扭矩，減小離合、制動器的尺寸；為了在降低驅動速度的同時還能增大驅動的扭矩，還需要選用結構簡單、傳動平穩的一級減速齒輪。利用ADAMS動態分析軟件進行機構的動態仿真，建立各桿件的動態簡化模型，設置好各類約束，進行動態仿真分析。并根據以往經驗數據進行初步優化，最終得到各桿件尺寸：l1=100mm，l2=700mm，l3=300mm，l4=900mm，l5=400mm，l6=420mm。

2 傳動系統的設計

2.1 壓力機功能及總功

壓力機功能組成及總功A的計算表如表2所示。

表2 壓力機功能組成計算表[2]

2.2 電動機的選擇

經計算得壓力機工作行程的總功

實際選用電機的功率N=KNm=1.3×28151.5≈37kW

K——壓力機工作安全系數，查機械手冊可得。

本壓力機采用兩級齒輪傳動，由于兩級傳動系統一般采用1000r/min或1500r/min的電動機[3]，故選用上海珊華公司生產的SGMVH-3GD3DLN型伺服電機，額定輸出功率37kW，額定轉速1500r/min，滿載轉速為1000r/min。

2.3 傳動比的分配

2.3.1 總傳動比

由于伺服電機的滿載轉速為nm=1000r/min，故總傳動比：

2.3.2 分配傳動比

本壓力機選用兩級傳動，一級為帶傳動，一級為齒輪傳動。

式中：i0——帶傳動傳動比；

i1——齒輪傳動傳動比。

為保證帶傳動外廓尺寸在合理范圍內，在機械設計手冊中查表得到i0的數值取5，則可得到齒輪傳動的傳動比為：

2.4 帶傳動設計

2.4.1 確定功率

查文獻[4]中的表8-7得，工況系數KA=1.2，則：

2.4.2 確定帶型

由于本壓力機屬于伺服壓力機，能實現滑塊運動的微調，故選用圓弧齒輪帶，模數確定為m=14。

圓弧齒輪帶的接觸屬于線接觸，而經過力的傳遞過程又變形為面接觸，接觸強度更大了，所以在傳遞運動時比V帶傳動具有更好的實時性。圓弧齒輪嚙合過程中的磨損更均勻，故使用壽命相對延長。相對于V帶圓弧齒輪帶跑合性更好，機構更緊湊。

2.4.3 確定帶輪節徑

2.4.3.1 確定小帶輪節徑

根據 [4]中的表8-6、8-8取小帶輪直徑dd1= 142mm。

2.4.3.2 確定大帶輪節徑

根據[4]中的式8-15a，得大帶輪直徑

2.4.3.3 確定中心距a及帶長L

由于98.25mm≤a0=2050mm[4]，故初步設定中心距a0=930mm。

根據圓弧齒輪帶的基準長度選定為帶長

3 三維模型的建立

根據設計數據建立主要傳動零件的三維模型，如圖3～6所示。

圖3 小帶輪圖

圖4 大帶輪圖

圖5 直齒輪圖

圖6 齒輪軸圖

3.1 曲軸應力場分析

曲軸在本壓力機中承受巨大的彎矩和扭矩，相比于其他零件，曲軸的受力更加復雜，故在設計時曲軸的校核和分析更顯重要，制造的要求也更高。本文中的曲軸材料選用45鋼，支撐頸處精車并磨光，整個零件進行調質處理，使其更耐磨，強度更高，使用壽命延長。采用三維繪圖軟件SolidWorks進行曲軸的三維建模，建立更能真實反映實際受力情況的三維模型。將此模型直接在SolidWorks的SimulationXpress模塊中進行靜態和模態分析，為其結構的優化提供依據。本壓力機的曲柄三維模型建立如圖7所示。

圖7 曲軸三維模型圖

定義45鋼作為有限元模型的材料類型，其密度為ρ=7.8×103kg/m3，泊松比μ，=0.3彈性模量E= 2.1×105MPa。由于曲柄肘桿機構的滑塊在下死點時各部件受力最大，通過受力分析求得曲軸軸頸處受到的力最大為F1=334.91kN。

將載荷加載到曲軸軸頸上，在SolidWorks軟件中運行計算，得到等效應力分布云圖如圖8所示。

由于曲軸材料為45鋼，屈服強度σs=355MPa，

圖8 曲軸等效應力分布云圖

由此可得出許用應力[σ0]為[5]：

其中曲軸是在動載荷條件下工作，故s值取3。由等效應力圖中可以看出，曲軸過渡圓角處的應力集中明顯，最大為σmax=67MPa，仍然比許用應力小，故曲軸尺寸設計完全滿足強度要求。

3.2 曲軸變形場分析

曲軸位移圖如圖9所示。

曲軸軸頸受力產生的變形需要與許用撓度[δ]相比較[6]：

圖9 曲軸變形圖

由圖可知曲軸的最大變形發生在曲軸軸頸中間下部，δmax=0.02208mm，δmax＜[δ]，故其剛度滿足條件。

3.3 連桿、搖桿的分析

建立連桿和搖桿的有限元模型，添加邊界條件和加載載荷條件，網格劃分的順序在SolidWorks中對連桿進行靜力分析設定。參考曲軸的載荷確定方法，得到連桿上加載的載荷大小為132MPa，搖桿上加載的載荷大小為174MPa。最后運行得到連桿和搖桿的應力云圖分別如圖10、12所示，應變云圖分別如圖11、13所示。

圖10 連桿等效應力分布云圖

圖11 連桿變形圖

圖12 搖桿等效應力分布云圖

圖13 搖桿變形圖

由于連桿和搖桿的材料均為ZG310-570，屈服強度σs=310MPa，由此可以得出許用應力[σ0]為：

其中s值取1.3。由等效應力圖可以看出，連桿下部孔與銷軸接觸面的上半圓處的應力集中明顯，最大為σmax=147.6MPa，遠小于許用應力[σ0]，故連桿強度要求已經滿足。最大變形δmax=0.1159mm，小于其材料許用撓度，故剛度也滿足要求。搖桿下部孔與銷軸接觸面的半圓處的應力集中明顯，最大為σmax= 121MPa，遠小于許用應力[σ0]，故搖桿強度要求可以滿足。最大變形δmax=0.05297mm，小于其材料許用撓度，故剛度也滿足要求。

4 結論

本文設計了1600kN的曲柄伺服壓力機的傳動系統，傳動系統中的電機選用上海珊華公司生產的SGMVH-3GD3DLN型伺服電機，帶傳動選定跑合性更好的JB/T7512.1-1994圓弧齒輪帶，能實現微調，齒輪傳動采用二級傳動；工作執行機構采用曲柄肘桿機構，利用公式確定出各部件的尺寸，再利用三維設計分析軟件SolidWorks對較重要部件如曲軸等進行分析校核，確定各傳動部件最終滿足設計要求。最終確定出傳動執行機構的三維圖如圖14所示。

圖14 傳動系統模型圖

[1]呂 言，周建國，等.最新伺服壓力機的開發以及今后的動向[J].鍛壓裝備與制造技術，2006，41（1）：11-14.

[2]王衛衛.材料成型設備[M].北京：機械工業出版社，2011.

[3]林道勝.鍛壓機械及其有限元計算[M].北京：北京工業大學出版社，1998.

[4]張松林.軸承手冊[M].南昌：江西科學技術出版社，2004.

[5]劉鴻文.材料力學[M].北京：高等教育出版社，2004.

[6]何德譽.曲柄壓力機[M].北京：機械工業出版社，1987.

Design and analysis of the transmission system for SP-160 servo press

WANG Sisen，HUANG Hui，WEI Fengkai,YUE Lei
（R&D department,Shandong Gaomi Gaoduan Machinery Co.,Ltd.,Weifang 261500,Shandong China）

The transmission system of servo press has been designed as per the marketing demands.The 3D model has been established to transmission system of servo press by use of Solidworks software.The strength and rigidity have been analyzed.Each main part has been checked to meet the design demands.

Servo press;Finite element analysis;Virtual prototype simulation.

TG315

A

10.16316/j.issn.1672-0121.2016.01.004

1672-0121（2016）01-0021-03

2015－08－07

王四森（1972-），男，從事鍛壓機械設計研發。E-mail：wss007@yeah.net