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(xiàn)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(tǒng)的創(chuàng)新設計成為機械伺服壓力機開發(fā)的關鍵技術之一[1]。國內外現(xiàn)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(wǎng)野公司開發(fā)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(wǎng)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(yōu)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(jié)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(shù)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(shù)的測量函數(shù)，如圖3 所示，得到機構在相同驅動條件下的載荷放大系數(shù)—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?？梢婋S著BY值在負方向的增加，載荷的放大系數(shù)成正比增加，當BY絕對值達到250mm 以上后，載荷放大系數(shù)增量較大；達到300mm 后在距離下死點110mm 內開始出現(xiàn)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(xiàn)穩(wěn)定狀態(tài)，BY絕對值為300mm 時平穩(wěn)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(tài)。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(shù)化變量對中間三角連桿進行參數(shù)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(shù)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(shù)的測量函數(shù)，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(shù)—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(shù)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(shù)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(shù)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(yōu)化，使載荷系數(shù)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(shù)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(shù)的影響。

根據(jù)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(shù)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(shù)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(yōu)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(yōu)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。

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