一種伺服壓力機主傳動機構的設計

姜利 朱燈林

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

隨著大規模集成電路、5G通訊等高新技術的發展，機械零件對沖壓提出了高精密、高質量、高速度和低成本的要求。伺服電機驅動在成形裝備應用上具有明顯的優勢，可以實現裝備的柔性化和智能化，提高生產率和產品質量，而且節能環保。伺服壓力機利用計算機控制技術，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得到沖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機械式主傳動與液壓式主傳動壓力機無可比擬的優勢，還可以根據不同的加工工藝自由設定滑塊運動曲線，提高了工作性能和工藝適應性[1]，成為了沖壓技術及裝備發展的重要方向。目前國外企業，如日本村田（MURATA）、日本（天田）AMADA和芬蘭芬寶（FINN?POWER）等在伺服數控回轉頭壓力機研發和設計上處于領先地位。

機械傳動系統是壓力機的核心，傳動方案設計一直是壓力機開發的關鍵[2]，機械結構性能直接決定機床的沖壓行程精度和傳動效率，影響系統總體性能。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和電機驅動采用同步設計優化，即便照搬國外的機械設計也不可能。本文提出了一種新型的絲杠–楔塊驅動式主傳動機構，由滾珠絲杠、滾動導軌和小角度滾動楔塊等剛性結構組成，提高了主傳動機構總體剛度、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分析

伺服機械壓力機常采用的傳動機構有齒輪副、螺旋副、曲柄滑塊機構、肘桿和多連桿機構等，將這些傳動機構進行組合，實現增力比功能的優化設計，可大幅降低大噸位伺服機械壓力機的成本[3]。目前，伺服主傳動機構主要有兩種：一種是由伺服電動機帶動絲杠旋轉，驅動多桿機構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，驅動多桿機構推動滑塊實現沖壓過程。

1.1 “絲杠+旋轉杠桿”傳動方案

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

圖1 “絲杠+旋轉杠桿”傳動方案機構簡圖

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

1.2 “曲柄+肘桿機構”傳動方案

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

圖2 “曲柄+肘桿機構”傳動方案機構簡圖

該方案具有急回特性并且利用其曲柄肘桿機構特有的增力特性，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；但傳動機構桿件多，變形量較大，降低了傳動系統的線剛度，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 傳動機構的設計原則

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，電機及配套系統成本將增大。所以傳動機構的設計應遵循以下兩點原則[6]：

（1）確保滑塊的運動曲線在半個周期內單調，且滑塊在下死點附近運行時保持低速平穩特性。

（2）在滿足額定公稱壓力要求的前提下，通過傳動系統設計，保證所需驅動扭矩最小，實現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即絲杠–楔塊驅動機構作為伺服壓力機主傳動系統的機械結構，如圖3所示。相對于多桿機構來說，小角度單楔塊機構摩擦小、剛度高和精度穩定，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軸器帶動大導程滾珠絲杠旋轉，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；當電機反轉時，通過聯軸器帶動絲杠反轉，絲杠帶動楔塊沿導軌向右移動，楔塊的斜楔表面松開滾柱，沖壓頭在氣動恢復力作用下復位，完成一個工作循環。

圖3 絲杠–楔塊驅動機構簡圖

3 傳動機構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運動學和動力學曲線，以此來分析傳動機構中零件對扭矩影響和傳動結構的合理性，為傳動機構零件的具體設計提供理論依據。

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的伺服壓力機為設計對象。為了便于進行仿真，需要初選傳動機構的零件，選用結果如下：電機型號為DSD100L54O30-5，其轉動慣量為0.007 7 kg·m2；滾珠絲杠的型號：BLK5050-3.6經查THK綜合產品目錄絲杠的慣性力矩為4.82×10?2kg·cm2/mm2，設計絲杠的總長462 mm，絲杠的轉動慣量為0.002 22 kg·m2；安全聯軸器有2種備選型號：

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

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

3.2 基于ADAMS的傳動機構仿真分析

采用SolidWorks中創建傳動機構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，可以迅速的建立構件間的約束。定義滾珠絲杠、絲杠螺母約束為Screw，滑塊、滾動導軌為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 函數定義沖壓載荷。伺服電機的控制系統采用S形曲線，施加公稱力20 t，行程為10 mm的step 函數為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

以系統總轉動慣量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，對絲杠楔塊機構進行仿真，考察楔塊的楔角大小對電機扭矩及動態特性的影響。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%。可見，楔塊楔角對電機的峰值扭矩影響比較敏感，楔角的選取是設計的一個重要參數。

圖6 楔角7.5°時絲杠楔塊機構電機扭矩曲線

3.2.2 轉動慣量對電機扭矩影響的仿真分析

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

由圖7可以看出，當系統總轉動慣量為J1=0.01222kg·m2時，沖頭行程為5 mm，據下死點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；而當系統總轉動慣量為J1=0.012 22 kg·m2時，對應的電機峰值扭矩為198 N·m。可見轉動慣量僅僅減小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 絲杠楔塊機構在不同轉動慣量時電機扭矩曲線

系統的轉動慣量過大，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響應特性；轉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響應的要求起到非常重要的作用。

4 傳動機構轉動慣量的匹配

4.1 傳動機構轉動慣量匹配模型的建立

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

對傳動機構進行慣性匹配的方式主要有2種：一是選定伺服電機參數情況下，通過慣性匹配減小折算到電機軸上等效轉動慣量，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，選用規格盡可能小的伺服電動機，以降低成本。

（1）同規格伺服電機以求最大沖壓效率優化模型

在使用同規格伺服電動機時，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于優化變量X的函數；kE為空行程比系數，范圍為XEmax∈（0,1）；kT為沖壓過程電機力矩反向比例系數，范圍XEmax∈（0,1）；α為直線移動楔塊楔角；d為滾珠絲杠的導程。

在伺服電機規格已經選定的情形下，其楔塊楔角和絲杠導程作為已知參數進行輸入，優化時約束條件為提供足夠沖壓力，沖頭行程滿足設定行程Xset要求。

（2）滿足沖壓效率以求伺服電機規格最小優化模型

在滿足沖壓效率要求的情形下，求伺服電動機規格最小的模型為

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

在沖壓效率滿足要求的前提下，其轉矩、額定轉速和最高轉速作為已知參數進行輸入，優化時約束條件為提供足夠沖壓力，沖頭行程等于設定行程Xset。

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

4.2 傳動機構轉動慣量匹配模型的求解

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

圖8 理想最小規格伺服電動機的轉矩特性曲線

根據優化后獲得的理想電機扭矩曲線，結合BAUMULLER公司伺服電機的樣本參數，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，最高轉速2 000 r/min，功率13.4 kW，與理想電機的各項參數最為接近，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輸入以最高效率為目標的慣量匹配優化模型，以求得匹配該型號伺服電機的傳動機構最佳工作性能參數組合。此時，優化模型中的驅動電動機的規格變為功率13.4 kW，額定扭矩210 N·m，最高轉速2 000 r/min，優化后的結果見表1。最后，獲得傳動機構優化設計參數：螺距設計50 mm較合理，楔塊的楔角應適當增大至10.5°～10.8°較為合適。

表1 電規格機最小時，以效率為目標的優化結果

5 結語

本文提出了一種基于絲杠楔塊結構的新型伺服壓力機傳動方案，利用ADAMS建立仿真模型模型，分析影響電機動態響應特性的參數，再以慣性匹配模型為優化設計傳動機構零件具體參數，對伺服壓力機傳動機構的參數設計提供了一種設計思路和方法，具有一定的借鑒意義。