CN101073924A - 开关磁阻电动机伺服驱动双肘杆机械压力机的传动系统 - Google Patents

Abstract

本发明公开了开关磁阻电动机伺服驱动双肘杆机械压力机的传动系统，开关磁阻电动机经一级皮带减速将动力传至同步齿轮机构，同步齿轮机构通过同轴固结的曲柄肘杆机构驱动滑块运动，同时保留适当转动惯量的飞轮。该发明满足伺服压力机滑块应该具有冲压阶段的低速特性、回程和进给阶段的快速特性，可以实现滑块运动的柔性控制，大大简化了压力机结构，最大限度的平衡惯性力，节能降耗，降低造价。

Description

开关磁阻电动机伺服驱动双肘杆机械压力机的传动系统

技术领域

本发明属于成形设备制造领域，涉及开关磁阻电动机的伺服控制技术，特别涉及开关磁阻电动机伺服驱动双肘杆机械压力机的传动系统。

背景技术

金属板材成形设备广泛用于汽车、航空航天、电子、通信及家用电器领域中大量板壳零件的生产。特别是随着现代汽车工业生产朝着生产规模化、车型个性化、车型批量相对变小、车型变化快、多车型共线生产、车身覆盖件大型化一体化的发展，传统的加工单一品种的刚性生产线已不适应形势的发展；传统的机械压力机板料冲压时由于冲压速度过高、产品质量差，且无法满足工作柔性可调。特别对高强度钢板的冲压成形传统机械压力机无法满足其工作要求，迫切需要数控新一代机械压力机的开发。鉴于自动控制理论、计算机技术、电子技术、信息技术、电机技术和流体传动技术的飞速发展及其在机械装备中的成功应用，促进了板材成形设备数控化的迅速普及和相应新产品的不断推出，具有高柔性和高效率的自动化冲压设备，是世界冲压技术及装备发展的主要潮流。

目前的通用机械压力机广泛采用的是对心上传动形式曲柄连杆滑块机构。对国产J23-80型公称压力为800kN的通用开式机械压力机进行计算，滑块在工件塑性变形阶段(通常α＝20°～60°)范围内的速度往往超过工件塑性变形所允许的最大速度，在下列材料的板料拉延工艺时，所允许的最大合理速度V分别为：低碳钢0.4m/s、不锈钢0.19m/s、纯铝0.8m/s、硬铝0.2m/s、锌0.76m/s。而钛合金塑性变形时对应变速率极为敏感，如TA15高温变形时应变速率小于1s^-1，Ti60等温变形温度为960℃时应变速率应在0.001s^-1之内。而目前通用机械压力机的最大滑块速度可达0.5～1.5m/s。因此常常无法满足塑性加工对速度的要求，导致在工业实际中往往不得不采用滑块在工件变形阶段速度较低的专用压力机，例如双动拉延压力机或冷挤压机甚至液压机，而这些专用设备结构复杂、造价高、调试模具复杂，使用时能耗大。此外由于机械压力机锻冲工件时的滑块速度过高，势必造成在滑块带动上模向下运动到与下模刚接触时冲击碰撞力大，从而使整机被激发出较大的冲击振动和结构噪声，同时也大大降低了模具的寿命。

美国E.W.Bliss公司研制“Powerbar Press”机械压力机，采用偏心机构，整机总高度可达十几米，很庞大，适合大吨位锻冲工艺之用。但采用这种结构方式对目前现有机械压力机改造时困难较大，因现有的通用型机械压力机采用偏心机构的很少，因此该机构仅适合中大吨位的机械压力机改造时采用，且设备横向尺寸很大。

此外还有齿轮连杆式、椭圆齿轮式及双曲柄式等机构虽然可以满足一定低速锻冲要求，但由于惯性力大无法平衡、或因结构复杂无法在工业实际中大范围的推广使用。

由于机械压力机通过其上安装的模具所完成的往往是中大批量的工业化锻冲生产，故滑块行程次数n往往作为机械压力机的主要技术性能参数，通常不同吨位规格的机械压力机该滑块行程次数n不同。但在工业实际中使用的通用机械压力机的n值每分钟往往高达十几、几十甚至上百次，而高速机械压力机n值最高可达4000次/分。因此简单地依靠多增加一级或几级齿轮减速传动级数或采用交流可变频异步电动机来降低曲柄角速度，实现滑块在工作变形阶段速度的降低(即在0°～360°范围内的每个角度处速度都整体下降)，这样必然会降低滑块行程次数，使生产效率降低，同时也会大幅度降低飞轮速度，从而削弱飞轮提供瞬时高变形能的作用(由于机械压力机在工件塑性变形过程中的工件塑性变形功的80％都是依靠飞轮动能的变化提供的)，使机械压力机无法发挥公称压力，严重时会因飞轮速度降低太大而导致在工件变形阶段电动机烧坏或发生闷车事故。此外，采用变频器对普通的交流电动机进行控制时造价较高，例如在进行变频振动下料的研究时采用的普通7.5kW交流异步电动机售价仅为1000多元人民币，而与之配套的日本松下公司(Panasonic)M1×754BSA型低噪PWM控制方式的变频器，其输出频率范围为0.5～400Hz(分辨率为0.01Hz)，该变频器售价高达10000元。总而言之，在工业实际应用中，简单地将现有机械压力机中的交流恒速电动机换成带变频器的交流电动机，来实现低速锻冲急回特性是不可行的，鉴于上述同样的原因，在工业实际中在机械压力机中应用直流电动机也是不可行的。

国外只有日本将伺服电机产品化，但日本又把该项技术严格保密，几乎查不到任何关于该设备的关键技术和论述文献。由于其技术含量高，因此日本交流伺服压力机的造价是同规格传统设备的3～5倍。但国内研发出的交流伺服电机功率最大也只有5kW，不能驱动功率高达十几、几十甚至上百千瓦的机械压力机，不能满足经济、绿色制造要求的使用。

发明内容

本发明的目的在于克服上述现有技术不足，提供一种开关磁阻电动机伺服驱动双肘杆机械压力机的传动系统，通过对压力机传动系统设计，使机械压力机滑块位置、速度可调，能满足多种工艺对滑块运动特性的需要，实现滑块可停在上死点或任意设定的位置，压力机的柔性加工可调，同时实现了惯性力的平衡；减少模具的重复制造和浪费，节约了成本。

本发明的技术方案是这样实现的：

开关磁阻电动机转轴键链接小皮带轮，小皮带轮通过皮带轮连接大皮带轮，大皮带轮键链接在主传动轴上；主传动轴与主齿轮同心键链接，主曲柄一端与主传动轴固接，另一端通过连接在刚体三角形AB₁B₂的A点；刚体三角形AB₁B₂的B₁点与主上肘杆的一端销链接，刚体三角形AB₁B₂的B₂点与主下肘杆的一端连接，主下肘杆的另一端连接在滑块的一端，主齿轮和副齿轮同步啮合，副齿轮与副传动轴键链接；副曲柄固接在副传动轴上；副曲柄一端与副传动轴固接，另一端通过连接在刚体三角形A′B₁′B₂′的A′点；刚体三角形A′B₁′B₂′的B₁′点与副上肘杆的一端销链接，刚体三角形A′B₁′B₂′的B₂′点与副下肘杆的一端连接，副下肘杆的另一端连接在滑块的另一端。

所述刚体三角形AB₁B₂中∠AB₁B₂确定为α角度，α范围为70°≤α≤90°。

本发明左右对称的双点双曲柄肘杆结构的传动机构取代传统压力机的单曲柄肘杆传动机构；开关磁阻电动机的伺服驱动方式代替了传统压力机的交流异步恒速电动机的驱动方式，及昂贵的交流伺服电动机新型驱动方式；由传统的单一连杆改进为刚体三角形式的连杆，而不是传统压力机传动机构中上、下肘杆和连杆的三点销轴链接方式；滑块与肘杆的链接也有单点链接改进为对称的双点链接。因此本发明的传动机构中，滑块运动特性能够满足低速锻冲的工作要求，实现了压力机的工作特性柔性可调，大大简化了压力机结构，最大限度的平衡惯性力，节能降耗，降低造价，提高了市场竞争力，实验表明比传统机械压力机可以节能30％。

附图说明

图1是本发明的系统结构图；

图2主传动机构简化受力分析示意图；

图3传动系统等效到曲轴上的转动惯量与曲轴转角关系图；

图4传动机构运动分析示意图；

图5传动系统等效到曲轴上的转动惯量与曲柄转角关系图；

图5(a)是从动系统等效到主曲柄上的转动惯量与主曲柄转角的变化关系图；

图5(b)是除飞轮外其它部件等效转动惯量与主曲柄转角的变化关系图；

图6负载条件下滑块运动学曲线图；

图6(a)负载条件下滑块位移变化曲线图；

图6(b)负载条件下滑块速度变化曲线图；

图6(c)负载条件下滑块加速度变化曲线图；

图7开关磁阻电动机伺服控制压力机系统的模型图。

下面结合附图对本发明的内容作进一步详细说明。

具体实施方式

参照图1所示，开关磁阻电动机传动轴20与小皮带轮1键链接，小皮带轮1通过皮带2连接大皮带轮21，大皮带轮21键链接在主传动轴4；主齿轮3与主传动轴4键链接，副齿轮14与副传动轴12键链接；主齿轮3与副齿轮14各种参数完全相等，两者啮合使主传动轴4与副传动轴12同步传动；主曲柄5一端与主传动轴4固接，副曲柄13是与副传动轴12固接在一起的；刚体AB₁B₂分别在点A与主曲轴5销链接、在点B₁与主上肘杆8销链接、在点B₂处与主下肘杆10销链接；刚体三角形A′B₁′B₂′的三边长度与刚体三角形AB₁B₂三边长度完全相等，刚体A′B₁′B₂′分别在点A′与副曲轴13销链接、在点B₁′与副上肘杆17销链接、在点B₂′处与副下肘杆19销链接；副上肘杆17与主上肘杆8尺寸相等；副下肘杆19与主下肘杆10尺寸相等；副下肘杆19和主下肘杆10分别通过销与滑块11链接，两个链接点关于滑块左右对称分布。

开关磁阻电动机转轴20带动小皮带轮1，小皮带轮1通过一级皮带轮2减速驱动大皮带轮21，由于大皮带轮21与主传动轴4同心键接，则主传动轴4与大皮带轮21等速运动；而又由于主传动轴4分别与主曲柄5固接、与主齿轮3键接，则同时驱动主曲柄5和主齿轮3与主轴4同步转动，然后主曲柄5带动刚体AB₁B₂和主上下肘杆8、10，从而可以驱动滑块11上下运动；又由于主齿轮3和副齿轮14同步啮合，则驱动副传动轴12与主传动轴4同步转动，从而带动刚体A′B₁′B₂′、副上下肘杆17、19分别与刚体AB₁B₂和主上下肘杆8、10等速运动，从而实现了滑块两链接点的同步运动。

参照图2所示，主曲柄5一端销接在主传动轴4上，一端销接在连杆22上，图1中的刚体三角形AB₁B₂简化为连杆22，连杆22的另一端与主上肘杆8、主下肘杆10销接与一点，主上肘杆8另一端与机身销接，主下肘杆10另一端与滑块销接。图2中P_g表示压力机公称压力(单位：N)，P_BD表示压力机主下肘杆10所受拉力(单位：N)，P_CB表示传动机构主上肘杆8所受拉力(单位：N)，P_AB表示连杆22所受拉力，S_D表示滑块的工作行程，φ表示主下肘杆10与竖直方向夹角(单位：deg)，ψ表示主上肘杆8与竖直方向夹角(单位：deg)，表示主上肘杆8与连杆22夹角(单位：deg)，γ表示主曲柄5的转角(单位：deg)。

对图2所示传动机构进行预分析。有 $P_{\mathrm{BD}}=\frac{P_g}{\cos \mathrm{\φ}}.$

因滑块工作行程S_D很小，故φ很小，取cosφ≈1，所以：P_BD≈P_g

主上下肘杆8受力

在压力机冲压行程内≈90°，ψ≈0，φ≈0，所以P_CB≈P_BD≈P_g。

连杆22所受拉力

参照图3所示，可以得到主传动轴4上的扭矩(不忽略摩擦条件下)为：

M_g＝M_l+M_μ＝P_g(m_l+m_μ)＝P_gm_g

式中：M_g表示作用在主传动轴4上的扭矩(单位：N·m)，M_l表示无摩擦时主传动轴4上的扭矩(单位：N·m)，M_μ表示由于摩擦的存在而附加到主传动轴4上的扭矩(单位：N·m)，m_l表示无摩擦时的当量力臂(单位：m)，m_μ表示为由于摩擦的存在而附加到主传动轴4上的当量力臂(单位：m)。

用l₁，l₂，l₃，l₄分别表示主曲柄5、连杆22、主上肘杆8、主下肘杆10的长度，取 $\frac{l_1}{l_2}=\mathrm{\λ},$ λ为连杆系数，且冲压阶段ψ非常小，cosψ≈1。r_o、r_A分别表示销轴O点和A点处销轴的半径，B、C、D点处的销轴设计时因为受力大小和破坏方式相似，取相同值，故在计算时均设为r。因此推导处：

$M_g\≈P_g{l}_1(\sin \mathrm{\γ}-\mathrm{\λ}\cos \mathrm{\γ}\sin \mathrm{\γ}+\frac{b-l_3}{l_2}\cos \mathrm{\γ})+\mathrm{\μ}{P}_g[r_0+r_A(1+\mathrm{\λ}\cos \mathrm{\γ})]$

$+\mathrm{\μr\λ}[(\frac{l_2{P}_g}{l_3}+\frac{2l_2{P}_g}{l_4}+\frac{l_2{P}_g}{l_3})\sin \mathrm{\γ}+P_g(\cos \mathrm{\γ}+\frac{l_2}{l_3}\sin \mathrm{\γ})]$

将杆系设计参数带入上式，得到主传动轴4上的阻力矩与主曲柄5的转角γ他们之间的关系：

M_g＝3771sinγ+243cosγ-309sin2γ+91

在压力机公称压力标定后，各处铰接的销轴直径及杆长由于自身强度条件相对变化不大时，主传动轴4上的阻力矩与主曲柄5的转角γ之间关系紧密。由图3可知，主传动轴4上的阻力矩随着主曲柄5的转角γ的增大而增大，所以要降低克服阻力矩消耗的功并减小所选电机功率，应当使冲压阶段主曲柄5转角尽可能的小。在满足各种约束条件下，可对角γ进行优化。

图4是传动机构运动分析示意，由于机构采用对称式方式，故只对其一边进行相关分析，最后计算结果乘上相应比例因子即可。

根据矢量环定律：

β——表示刚体三角形AB₁B₂中固接杆6与固接杆7的固结角/°；

p——表示刚体三角形AB₁B₂中固接杆7长度/m；

X，Y——表示传动机构与机身铰接处的距离/m；

l₁，l₂，l₃，l₄——分别表示主曲柄5、刚体三角形AB₁B₂中固接杆6、主上肘杆8、主下肘杆10的长度/m；

₁，₂，₃，₄——分别表示曲柄5、刚体三角形AB₁B₂中固接杆6、主上肘杆8、主下肘杆10与x轴正方向的夹角/°。

在x和y轴进行分解：

令 可得到刚体三角形AB₁B₂、

主上肘杆8、主下肘杆10的转角表达式如下：

而点B₂的位置在x轴和y轴上分解，分量表达式如下：

滑块位置可以表示如下：

则ω₂，ω₃和ω₄可具体表示为：

点B₂的速度在x轴和y轴上分解得其分量表达式如下：

杆件的质心速度和滑块的运动速度可以表示成如下形式：

v_s＝v_px+ω₄l₄ sin₄

$v_{c3}=\frac{1}{2}{\mathrm{\ω}}_3{l}_3$

v_s，v_c2，v_c3，v_c4——表示滑块11、刚体三角形AB₁B₂、主上肘杆8、主下肘杆10质心速度/m·s^-1；

v_c2，x，v_c2，y，v_c4，x，v_c4，y，v_px，v_py——表示刚体三角形AB₁B₂、主下肘杆10的质心速度和点B₂的速度在x轴和y轴上的分量/m·s^-1；

从运动学基本理论分析可得如下关系：

a_px，a_py——铰接点B₂加速度矢量在x和y轴的分量/m·s^-2；

ω₁，ω₂，ω₃，ω₄——分别表示主曲柄5、刚体三角形AB₁B₂、主上肘杆8、主下肘杆10的角速度/rad·s^-1；

a₁，a₂，a₃，a₄，a_s——分别表示主曲柄5、刚体三角形AB₁B₂、主上肘杆8、主下肘杆10角加速度和滑块11的加速度/m·s^-2。

应用运动学理论推理可得主曲柄5质心加速度如下：

同理可得主上肘杆8质心的加速度如下：

同理可得刚体三角形AB₁B₂的质心加速度：

同理可得主下肘杆10的质心加速度：

a_ci(i＝1，2，3，4)——分别表示主曲柄5、刚体三角形AB₁B₂、主上肘杆8、主下肘杆10的质心加速度/m·s^-2；

l_ci(i＝1，2，3，4)——分别表示主曲柄5、刚体三角形AB₁B₂、主上肘杆8、主下肘杆10的质心到其铰接点的距离/m；

a_ci，x，a_ci，y(i＝1，2，3，4)——分别表示主曲柄5、刚体三角形AB₁B₂、主上肘杆8、主下肘杆10的质心加速度在x和y轴的分量/m·s^-2；

图5是传动系统等效到曲轴上的转动惯量与曲柄转角关系。从动系统转动惯量与主动件，亦即曲轴的转角呈函数关系，随着曲轴转角变化而变化。从动系统等效转动惯量J_e∈(13.84，15.3)(kg·m²)，而一般说来，在保证飞轮的转动惯量满足压力机冲压工作要求的前提下，为使开关磁阻电动机转子转动惯量与从动系统等效转动惯量最优匹配，应该尽量减小从动系统等效转动惯量J_e。

对比观察图5(a)和图5(b)可知，飞轮和曲轴等绕曲轴中心转动的部件的转动惯量占从动系统等效转动惯量的绝大比例，所以要想降低从动系统等效转动惯量，只需通过改进绕主曲轴5中心转动部件的机械结构或者传动方式就可以实现。由上面飞轮转动惯量理论计算值，即保证冲压工作正常进行的最小值为10.6kg·m²可知，传动系统转动惯量过大。因此，在保证压力机正常工作前提下，传动系统转动惯量应该减小13.84-10.6＝3.24kg·m²，以使所选伺服电动机转子转动惯量变小，从而电机的外向尺寸、重量以及功率都可以进一步的减小，压力机整体结构也更加完善。按照上述理由，在不降低机械性能的前提下，对飞轮、同步齿轮等一些对从动系统转动惯量影响较大的部件进行了改进，使传动系统等效转动惯量减小到11kg·m²。

图6是负载条件下滑块运动学特性曲线。图6(a)曲线所示滑块11位移为46.8mm，满足设计要求；由图6(b)所示的滑块11移动速度与主曲柄5转角关系曲线可知，速度曲线在幅值0处有一个明显的平台区域，说明双肘杆机构由开关磁阻动机伺服驱动即可实现低速锻冲特性；图6(c)所示的滑块11在负载条件下的加速度曲线也说明了滑块11的速度变化是符合要求，在未到工作行程时，速度变化剧烈，而在工作行程范围之内速度变化缓慢，且回程时有较大的速度变化。

图7是实验台模型。传感器23采集滑块11位置信号，发送给上位机25，上位机25根据柔性控制的要求，发送速度信号给开关磁阻电动机的调速控制器27，开关磁阻电动机的调速控制器27发送要求脉冲给PLC26，PLC26根据脉冲信号再发送控制信号给开关磁阻电动机的调速控制器27，然后利用开关磁阻电动机的调速控制器27对开关磁阻电动机28进行速度调节。该试验台从功能上可以分为如下三部分：开关磁阻电动机28状态监控部分，伺服压力机滑块11位置检测部分以及开关磁阻电动机28转速控制部分。其中，开关磁阻电动机28状态监控部分实现从计算机数字量控制信号到具体光电开关(光电二极管)的动作，负责伺服驱动器及电机状态信号的提取和开关电动机28启停控制；滑块11位置检测部分主要对滑块11位移信号采集并进行实时分析，为开关磁阻电动机电机28转速控制部分提供变速依据；开关磁阻电动机28转速控制部分根据滑块11位置监测部分提供的滑块11位置给伺服驱动器输入相应的模拟控制信号，从而控制开关电动机11的转速输出，使开关磁阻伺服驱动压力机的滑块按设定的速度曲线运动，满足各种工艺对滑块运动速度的要求。

(1)开关磁阻伺服驱动的传动系统设计

从开关磁阻电动机伺服驱动功率匹配和扭矩匹配的角度来看，在压力机冲压工作阶段，电动机轴上的负载扭矩和负载功率不能过大，即传动机构必须具有增力效果，使传递到电动机主轴上的负载扭矩和负载功率尽可能小，从而使压力机的开发成本得到降低。因此传动机构的选择必须具有冲压阶段增力减速、回程和空程阶段的高速特性。

图2所示肘杆机构受力示意图。在确定传动系统参数之前，对其进行受力预分析，获得影响传动系统关键参数的影响因素，然后采用相关优化方法对传动系统参数进行优化，获得最佳特性的传动系统。

对传动机构进行预分析，得到作用在主传动轴4上的阻力矩模型：

$M_g\≈P_g{l}_1(\sin \mathrm{\γ}-\mathrm{\λ}\cos \mathrm{\γ}\sin \mathrm{\γ}+\frac{b-l_3}{l_2}\cos \mathrm{\γ})+\mathrm{\μ}{P}_g[r_0+r_A(1+\mathrm{\λ}\cos \mathrm{\γ})]$

$+\mathrm{\μr\λ}[(\frac{P_g}{m_1}+\frac{2P_g}{m_2}+\frac{P_g}{m_1})\sin \mathrm{\γ}+P_g(\cos \mathrm{\γ}+\frac{1}{m_1}\sin \mathrm{\γ})]$

根据强度条件和双肘杆约束条件得到的杆系初步设计参数带入上式，得到图2主传动轴4上的阻力矩与主曲柄转角γ之间关系。主传动轴4上作用的阻力矩随着角γ的增大而增大，所以要降低克服阻力矩消耗的功并减小所选电机功率，应当使冲压阶段主曲柄5转角尽可能的小。

传动系统是双曲柄肘杆机构，属于平面连杆机构，通过对其杆系参数进行优化设计，使针对传动系统设定的目标函数达到最优值。

a.优化参数

传动系统的设计变量即为：X＝[x₁，x₂，x₃，x₄，x₅，x₆]^T＝[l₁，l₂，l₃，l₄，a，b]^T

式中：

a，b——表示传动机构与机身铰接处的距离/m，见图2示；

l₁，l₂，l₃，l₄——分别表示主曲柄5、连杆22、主上肘杆8、主下肘杆10的长度/m。

传动系统是由一级皮带减速机构串联一级同步齿轮机构驱动两套参数完全相同的曲柄肘杆机构构成的，因皮带减速机构和同步齿轮机构是线性机构，即传力特性和传速比一定，主要是主曲柄肘杆机构的参数对传动系统性能影响较大。

b.约束条件

I型摇杆机构满足： $g_1={l_2}^2+{l_3}^2-({l_1}^2+\sqrt{a^2+b^2})>0$

由平面曲柄摇杆机构存在条件可得如下约束方程：

$\left\{\begin{array}{c}{g}_2=l_3-l_1>0\\ g_2=l_2-l_1>0\\ g_3=\sqrt{a^2+b^2}-l_1>0\\ g_4=l_2+l_3-(l_1+\sqrt{a^2+b^2})>0\\ g_5=\sqrt{a^2+b^2}+l_3-(l_1+l_2)>0\\ g_6=l_2+\sqrt{a^2+b^2}-(l_1+l_3)>0\end{array}\right.$

在冲压过程中，为了避免滑块在下死点位置出现单行程双冲压现象，应使滑块下死点时肘杆与竖直方向夹角大于零，可得出约束条件如下：

$g_7=a\cos \frac{{l_3}^2+(a^2+b^2)-{(l_2-l_1)}^2}{2l_3\sqrt{a^2+b^2}}-a\tan (a/b)>0$

再由压力机行程设计要求可得如下约束条件：

g₈＝(s_l-s_h)-44＞0

g₉＝45-(s_l-s_h)＞0

上式，s_h和s_l分别表示滑块上下死点相对上肘杆铰接点的位移，两者差值即为压力机的最大行程，

$\left\{\begin{array}{c}{s}_l=l_3\cos \∠1+l_4\cos \∠2\\ s_h=l_3\cos \∠1^{\′}+l_4\cos \∠2^{\′}\\ \∠1=a\cos \frac{{l_3}^2+(a^2+b^2)-{(l_2-l_1)}^2}{2l_3\sqrt{a^2+b^2}}-a\tan (a/b)\\ l_3\sin \∠1=l_4\sin \∠2\\ \∠1^{\′}=a\cos \frac{{l_3}^2+(a^2+b^2)-{(l_2+l_1)}^2}{2l_3\sqrt{a^2+b^2}}-a\tan (a/b)\\ l_3\sin \∠1^{\′}=l_4\sin \∠2^{\′}\end{array}\right.$

除上面的性能约束外，最后根据压力机长、宽、高的限制，确定变量的上下边界约束，故增加6×2＝12个边界约束。

上述传动系统优化的约束条件为g₁，g₂，…，g₂₁。

c.目标函数的确定

取机械压力机冲压行程所对应的主曲柄转角5，即工作行程角θ最小，得传动系统优化目标函数如下：f(X^*)＝minf(X)＝min(θ)(X∈R⁶)

根据平面解析几何的有关理论，将上述目标函数细化为设计变量的表达式：

$\left\{\begin{array}{c}\mathrm{\θ}=\mathrm{\β}-\mathrm{\α}\\ \mathrm{\α}=-\frac{\mathrm{\π}}{2}+a\tan (a/b)+a\cos \frac{{(l_2-l_1)}^2+a^2+b^2-{l_3}^2}{2(l_2-l_1)\sqrt{a^2+b^2}}\\ \mathrm{\γ}=a\cos (1-\frac{2}{l_3})\\ l_0=\sqrt{{l_3}^2+a^2+b^2-2l_3\sqrt{a^2+b^2}\cos (a\tan (a/b)+\mathrm{\γ})}\\ \∠\mathrm{BCD}=a\cos \frac{{l_0}^2+a^2+b^2-{l_3}^2}{2l_0\sqrt{a^2+b^2}}\\ \∠\mathrm{BCD}=a\cos \frac{{l_0}^2+{l_1}^2-{l_2}^2}{2l_0{l}_1}\\ \mathrm{\β}=\mathrm{\π}-(\∠\mathrm{BCD}-(\∠\mathrm{BCD}-a\tan (a/b)))\end{array}\right.$

根据提取的约束不等式g₁，g₂，…，g₂₁和优化目标函数f(X^*)，应用Matlab软件，采用单目标多约束优化方法编程进行优化，并对结果进行圆整，得出如下优化杆系参数：

l₁＝40mm，l₂＝240mm，l₃＝175mm，l₄＝165mm，a＝198mm，b＝190mm

在具体的结构设计过程中，发现在销轴B处由于l₂、l₃、l₄通过销轴同心连接在一起，使得销轴B轴向尺寸过大，从而使机器的前后尺寸过大，结构不合理，故对杆系进一步进行改进，将铰接点B分解为两个铰接点B₁和B₂，并对杆系进行适当调整，其中，lB₁B₂＝120mm，∠α＝87.1°，l_OO′＝410mm，其他参数不变，得到参数优化后的传动系统，如图3示。

(2)实现开关磁阻电动机在单机上控制各种工件的工艺，使压力机滑块的运动特性可调整，有效控制机构运动。

压力机传动机构运动过程中，各个构件都受到力的作用，特别是冲压阶段，构件受力情况变化较大。作用在机构上的力，不仅是影响机器的运动和动力性能的重要参数，而且也是决定相应构件形状和选择电动机的重要依据。JSD25-63型伺服压力机传动机构，见图1。

曲柄动力学分析(见图4运动分析)：

滑块动力学分析：

$\left\{\begin{array}{c}-m_{s}g-F_{4s,x}-f_{\mathrm{os}}+F_{\mathrm{extr}}=m_s{a}_s\\ -F_{4s,y}+N_{\mathrm{os}}=0\\ f_{\mathrm{os}}=N_{\mathrm{os}}\·{\mathrm{\μ}}_{\mathrm{os}}\end{array}\right.$

滑块位置表达式：

滑块速度表达式：v_s＝v_px+ω₄l₄ sin₄

(3)JSD25-63机身的有限元分析。

基于双曲柄肘杆机构的传动系统研发的伺服压力机，机身为开式焊接机身，采用对称结构。机身主要由左右两块具有喉口区的板料、承受冲压反力和固定的电动机的顶板、支撑曲轴的前后两块板料、工作台面等构成。主要技术参数如下：

公称压力：630kN；

公称压力行程：4mm；

滑块行程：45mm；

滑块行程次数：150r/min；

最大装模高度：250mm；

装模高度调节量：110mm；

机身喉口深度：280mm；

工作台面尺寸：500×1350mm²

Claims (2)

1.一种开关磁阻电动机伺服驱动双肘杆机械压力机的传动系统，其特征在于：

开关磁阻电动机转轴(20)键链接小皮带轮(1)，小皮带轮(1)通过皮带轮(2)连接大皮带轮(21)，大皮带轮(21)键链接在主传动轴(4)上；主传动轴(4)与主齿轮(3)同心键链接，主曲柄(5)一端与主传动轴(4)固接，另一端通过连接在刚体三角形AB₁B₂的A点；刚体三角形AB₁B₂的B₁点与主上肘杆(8)的一端销链接，刚体三角形AB₁B₂的B₂点与主下肘杆(10)的一端连接，主下肘杆(10)的另一端连接在滑块(11)的一端，主齿轮(3)和副齿轮(14)同步啮合，副齿轮(14)与副传动轴(12)键链接；副曲柄(13)固接在副传动轴(12)上；副曲柄(13)一端与副传动轴(12)固接，另一端通过连接在刚体三角形A′B₁′B₂′的A′点；刚体三角形A′B₁′B₂′的B₁′点与副上肘杆(17)的一端销链接，刚体三角形A′B₁′B₂′的B₂′点与副下肘杆(19)的一端连接，副下肘杆(19)的另一端连接在滑块(11)的另一端。

2、根据权利要求1所述的开关磁阻电动机伺服驱动双肘杆机械压力机的传动系统，其特征在于，刚体三角形AB₁B₂中∠AB₁B₂确定为α角度，α范围为70°≤α≤90°。

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