SP-160伺服压力机传动系统设计分析
伺服压力机三角连杆式传动机构的仿真与优化
伺服压力机三角连杆式传动机构的仿真与优化第一章：绪论1.1 研究背景和意义1.2 国内外研究现状及发展趋势1.3 研究目的和内容1.4 研究方法和流程第二章：伺服压力机三角连杆式传动机构的设计原理和参数选取2.1 传动机构的功能和要求2.2 三角连杆式传动机构的工作原理2.3 参数选取和计算方法2.4 传动机构模型的建立第三章：传动机构的仿真分析3.1 仿真分析的目的和意义3.2 传动机构的动力学分析3.3 传动机构的运动仿真3.4 仿真结果的分析与评价第四章：传动机构的优化设计4.1 优化设计的目的和原则4.2 变量的选取和范围确定4.3 优化算法的选择和设计4.4 优化结果的分析与比较第五章：结论和展望5.1 主要研究工作总结5.2 研究成果和贡献5.3 不足和展望5.4 建议和未来研究方向第一章：绪论1.1 研究背景和意义伺服压力机是一种广泛应用于金属加工、塑料加工、锻压和冲压等领域的机械设备，其压力传递和动力转换等核心部件的性能和可靠性对整个设备的工作效率和工艺质量都具有重大影响。
传动机构作为伺服压力机重要的组成部分，直接关系到其动力传递的高效性和精度，因此对传动机构进行仿真和优化设计研究具有重要的科学意义和工程实践价值。
1.2 国内外研究现状及发展趋势三角连杆式传动机构是一种常用的传动方式，在伺服压力机、数控机床等高精度设备中得到了广泛的应用。
目前，国内外对三角连杆式传动机构的研究已经有了较为深入的探讨，针对其动力学、运动学、强度等方面进行了众多的仿真和实验研究。
同时，传动机构优化设计方面，智能算法和多目标优化方法也逐渐引起了人们的关注和重视。
因此，当前的研究趋势就是更加深入地研究三角连杆式传动机构的特性和性能，并结合智能算法和优化设计方法进行优化设计。
1.3 研究目的和内容本文旨在对伺服压力机三角连杆式传动机构进行仿真分析和优化设计，通过建立仿真模型和实施优化设计，增进对传动机构结构特性和性能的认识，从而提高伺服压力机的工作效率和精度。
伺服压力机主传动及其控制技术
节能环保
主传动系统结构简单，便于维护和保养。
维护简便
主传动系统的控制方式
03
伺服压力机控制技术
根据应用需求，选择合适的伺服电机类型，如交流、直流、步进等。
伺服电机类型选择
电机功率计算
控制算法设计
根据压力机的工作负载和速度要求，计算电机的功率需求。
设计合适的控制算法，如PID、模糊控制等，以实现压力机的精确控制。
随着制造业的不断发展，伺服压力机的市场需求将持续增长。特别是在汽车、航空航天、电子等领域，对伺服压力机的需求将越来越大。
技术创新推动市场发展
随着技术的不断发展，新的伺服压力机产品将不断涌现，推动市场的发展。同时，技术的进步也将提高产品的质量和性能，满足用户更高的需求。
国际市场竞争加剧
随着制造业的全球化发展，国际市场的竞争将越来越激烈。国内企业需要不断提高自身的技术水平和产品质量，增强国际竞争力。
伺服压力机工作原理
伺服压力机的主要特点
伺服压力机能够实现对压力、速度和位置的精确控制，有利于提高生产效率和产品质量。
高精度控制
节能环保
高效快速
应用广泛
伺服压力机在工作中能够实现能量回收和再利用，降低能源消耗和排放，符合节能环保的要求。
伺服压力机具有快速响应和高效工作的特点，能够提高生产效率，缩短生产周期。
伺服压力机在塑料生产中的应用
01
高效注塑
伺服压力机能够实现快速、准确的注塑操作，提高生产效率。
02
降低废品率
伺服压力机能够实现精确的控制，减少产品缺陷和废品率。
05
伺服压力机的维护与保养
伺服压力机的日常维护
Байду номын сангаас
每月对压力机进行一次全面的检查，包括传动部件、液压系统、电气系统等。
伺服压力机设计原理与应用
四、伺服压力机特点
1、冲程五段速精密压装。 2、在线压装质量判定。 3、压装曲线显示。 4、七种压装模式供选择。 5、100套压装程序可设定。 6、压装数据传送和存储。 7、冲程五段速：快进、探测、压装、保压、返回。 8、七种压装模式可以在程序设定时选择： 恒定压装速度，设定精确位置停止 恒定压装速度，设定精确压力停止 恒定压装速度，设定精确位移停止 恒定压装速度，I/O触发停止 压力/位移，两段式模式 压力/压力，两段式模式 压力/位置，两段式模式
三、伺服压力机功能
1、实时显示当前绝对位置值、压力值的真实数据，细微 的位置或压力值变化 均可检测；位置重复精度0.01mm， 压力重复精度0.05%F.S，能满足绝大 部分精密压装工艺要求； 2、内置100套工艺程序可设置、贮存、调用，实现一机多用；生产线转产时， 只须调用不同压装程序即可投入生产； 3、单冲程六段速设定：最快速度160mm/s，最慢速度 0.1mm/s，既能有效提 高生产效率，又能保证最高的 压装精度； 4、位移与压力对应值的曲线显示，采样频率300次/秒， 超高的采样频率能最 大程度的保证曲线真实反应压装过程 中的受力状况；还可通过设定曲线页 面的上下限来观察局 部曲线的细微变化； 5、在线质量检测功能：可在压装行程中任意设定5个 判定点进行质量检测判 定，品质NG设备报警；压装完成即为检测完成，无须 另设检测工位，可 实现产品的100%全检。 6. 具有峰值报警功能，也就是可对设每一次的压装，将进行力传感器的最大 压力捕捉，然后进行上限下限报警，提示设定压力与实际压力是否在相差 范围内； 7、报表生成：压装数据自动生成报表，可查询、贮存、 上传、下载；贮存于 U盘上，可在PC机上用EXCL直接打开报表进行编辑。
五、伺服压力机技术参数
伺服直驱式回转头压力机主传动方式设计
• 189•随着全球制造业的发展步伐进一步加快，作为我国国民经济支柱的制造业面临前所未有的压力。
目前我国处在“工业3.0”（交流伺服同步电动机控制的“信息时代”）的普及阶段（赵升吨，贾先，智能制造及其核心信息设备的研究进展及趋势，机械科学与技术，2017年第36期1-16页），当下就要充分利用交流伺服同步电动机技术，进而向信息物理融合系统的“网络智能化时代”迈进，实现制造业产业升级。
交流伺服压力机被誉为第三代锻压设备（第一代：蒸汽一代（蒸汽机）；第二代：电气一代（交流异步电动机作为动力）），近年来已成为国内外著名厂商的技术发展重点。
一、回转头压力机概述随着制造业的大力发展，冲压件的形状越来越复杂，对冲压设备性能的提出更高要求。
普通压力机的模具直接安装在工作台与滑块上，上模随滑块上下运动完成冲压工作，送进量是调定不变的，常被喻为“一模一样”。
而具有复杂形状的电动机定子和转子等冲压件，往往需要数套模具、数台压力机进行加工，导致生产率低、加工成本高。
回转头式压力机又称为转塔式冲床，已经有近五十年的历史。
它是一种自动化程度很高的金属板材冲压及成形加工设备，主要由数控系统、主传动系统、床身、送料机构及模具库等组成，回转头模套内有多套模具，回转头实物照片如图1所示。
可以通过数控编好的指令随时带动回转头转动将所需模具转到冲头下进行冲压，板材固定放在工作台面上，板料的送进是双轴双向的（即前后、左右都可移动），定位由移动料台与溜板的进给量控制，可以在允许的范围内，在板平面上任意改变冲切位置。
回转头压力机由于采用了数控技术，只需使用若干套简单的冲模，并按图纸编制数控程序，即可实现多种制件的冲压生产，亦即使冲模通用化，实现一机多用。
图1 高度集成的回转头伺服直驱式回转头压力机主传动方式设计西安思源学院工学院 贾 先 赵 祎 梁 艳 王阳阳二、交流伺服压力机的特点传统的回转头压力机都是由普通交流异步恒速电动机驱动，一旦机构设计制造完成，在使用的过程中，滑块行程速度和压力不能控制，不能实现零件成形时按所需的最优速度和压力进行加工，随着对冲压过程要求越来越高，其局限性越来越大，已渐渐不能满足加工要求。
伺服压力机传动机构的逆运动学分析研究
伺服压力相 传动和构昀 逆运动学 分析研究
中北 大学机械 工程及 自动 化 学 院 张 天轩 李 梦群
［ 摘 要］ 本文根据人们对伺服压 力机 工作 特点的特殊要求 ， 通过对其传动机 构的研究 ， 提 出了一种对传动机构 的分析 方法。依 据滑 块的工作要求， 利用回路 矢量法对机构进行逆运动学分析 ， 借助 ＭＡ ＴＬ Ａ Ｂ进行计算 ， 可以得 出曲柄的运动规律以及滑块的离散运动曲线 。 ［ 关键词 ］ 伺服压 力机 传动机构 运动学逆分析 ＭＡＴＬ Ａ Ｂ
一
一
一 ０ Ｓ （
）
（ ３ ）
把式 （ １ ） 、 （ ２ ） 、 （ ３ ） 联立组成方程组 ， 如式 （ ４ ） 所示
Ｌ６ Ｃ Ｏ Ｓ０ ６ ＋Ｌ３ Ｃ Ｏ Ｓ０ ３ ＋Ｌ５ Ｃ Ｏ Ｓ０ ５ ＝０ Ｌ６ ｓ ｉ ｎ０ ６ ＋ Ｌ３ ｓ ｉ ｎ０ ３ ＋ Ｌ５ ｓ ｎ０ ｉ ５ ＝ Ｌ６ ＋ Ｌ３ ＋ Ｌ５一Ｓ Ｌｓ Ｃ Ｏ Ｓｏ ５ ＋Ｌ２ Ｃ Ｏ Ｓ ２ ＋ Ｌ１ Ｃ Ｏ Ｓ ０ １ ＝ 一Ａｚ Ｌ５ ｓ ｉ ｎ０ ５ ＋ Ｌ２ ｓ ｎＯ ｉ ａ ＋ Ｌｉ ｓ ｉ ｎ０ ｌ —Ｌ５ ＋Ｌ３ ＋Ｌ６一Ａ
（ ４）
— ｐ ｅ 邑 搬蛑孽翟
； ３
， ｜ 、
２ ． 传 动 Βιβλιοθήκη 构 模 型 ０ ５ － 一 撤 。 （ 磬丝）
本文 以小松 ＨＩ Ｆ 伺 服压力 机传 动结构为例进行分析 。其传动机构
如下图 １ 所示 ：
连
滑
此 方程 组是 非线 性 的 ， 使用Ｍ Ａ Ｔ Ｌ Ａ Ｂ工 具 函数 ｆ ｓ ｏ ｌ ｖ ｅ 进 行求 解 。 ｆ ｓ ｏ ｌ ｖ ｅ函数 的一般 形式 为 ： ｘ ＝ｆ ｓ ｏ ｌ ｖ ｅ （ ｆ ｕ ｎ ， ｘ Ｏ ， ｏ ｐ ｔ ｉ ｏ ｎ ｓ ） 。其 中： ｘ 是返 回的 解， ｆ ｕ ｎ 是需要解 的方程或方程组 ， ｘ Ｏ 是迭代初 始值 ， ｏ ｐ ｔ ｉ ｏ ｎ ｓ 是 由ｏ ｐ ｔ ｉ ｍ — ｓ ｅ ｔ 设定 的计算 过程参数 。选一组初值进行 计算 ， 就可以得到一个具体 的 ０值。 ４ ． 逆分析拟合 曲线 根据 以上 逆运动 学分析 ， 我们利 用 Ｍａ ｔ ｌ ａ ｈ循环 函数 ， 可 以实现对 全 行 程 逆 运 动 学 的求 解 。 选择 Ｌ １ ～Ｌ 杆 长 尺 寸依 次 为 ： ｌ Ｏ Ｏ ｍ ｍ， ３ ０ ０ ａｍ， ｒ ３ ０ ０ ａｍ ｒ ， ３ ０ ０ ａｍ， ｒ ３ ０ ０ ｍ ｍ， ３ ０ ０ ａ ｒ ｍ， 曲柄初始位 置角 为零度 。依次 选 择 ０角初始值 为 ０ ． ５ 、 １ ． ５ 、 ２ ． ５ 、 ３ ． ５ 、 ４ ． ５和 ５ ． ５ ， 滑块位 置变量 区间为『 Ｏ ， ２ ０ ０ １ ， 变化 步长 为 １ 。对 于ｆ ｓ ｏ ｌ ｖ ｅ函数 的计算 结果 ， 如果无 法有效 收敛 （ 即ｅ ｘ ｉ ｔ ｆ ｌ ａ ｇ≠ １ ） ， 则 返 回角度 值为一 １ ； 如果计 算结果 在 ［ ０ ， ２ ７ ｃ ］ 区间 以 外， 则取对应 的区间内角度值 。 根据位移离散 数据 ， 可 以绘 制该压力机 的相应滑块运 动特性 曲线
SIP-160伺服压力机多杆增力机构自锁分析与优化
对于现有已经设计好 的机构 ，方案①需重做偏
心套 与 连杆 ，实 施成 本 比较 高 ，而 方 案② 可 以用 原 零
件进 行修 配 ，比较 方便 实现 优化 目标 。
２．２ 结构 分析
图 ２ 滑 块 上 连 接 杆 受 力 简 图 １．下肘杆 ２．滑块连接杆 ３．导 向套 ４．机身
上端 和 下端 的摩 擦 力 的合 力 等 于下 肘杆 对 滑 块连 接
如果 肘 杆机 构设 计 不合 理 ，以及 受 到导 向长 度 的 限制 ，会影 响 滑块 运动 精度 和 运 动平 稳 性 ，甚 至发 生肘 杆 卡死 现象 。我 公 司在 进 行肘 杆 式伺 服 压力 机 设计 生产 过 程 中 ，由于受 到肘 杆 机 构杆 系 尺寸 限制 ， 压力 机 滑块 在上 死点 附近受 力 情况 变 差 ，运 动不 平 稳 ，发 生 肘 杆 卡 死 现象 ，经 多 方 面分 析 ，最终 认 定 是 由于肘杆 机 构 自锁造 成 。以下 详 细介 绍分 析 过程 与 解决 方案 。
滑 块 ４正 好 处 于 上 死
点位 置 ，此 时 的下肘 杆
１与 水 平 方 向 的 夹 角
， ／Ｅ４，。
图 １ 肘杆机构压力机局部模型 图
由 图 １可 见 ，滑
１．下肘 杆 ２＿’滑块 连 接 杆 ３．导 向套
４．滑块 ５．连杆 ６．上肘杆 块 处 于 上 死 点 位 置 ，
力 分 别 为 、凡 ；导 向套对 滑 块连 接 杆 的支 撑 力 分别
为 、 ，对应 的摩擦力分别为 、 （ 为摩擦系
数 ），作用 位置 和作 用方 向如 图 ２所示 。根据 力 矩平
衡 条件 ，得 ：
１ 肘杆机构 的受力分析及 自锁条件
SP-160开式压力机机身的有限元分析及优化
SP-160开式压力机机身的有限元分析及优化1. 引言介绍开式压力机主要用途和研究背景，简要阐述本论文的研究目的和意义。
2. 有限元分析的原理和方法介绍有限元分析的基本原理，包括建模、离散、求解和后处理等步骤，再介绍有限元分析在机械结构分析中的应用和局限性。
3. 开式压力机机身有限元分析的建模和计算分析SP-160开式压力机机身的结构特点，对机身进行有限元建模，给出模型的基本参数和边界条件。
计算机身的最大应力分布和变形状态，评估机身的刚度和强度。
4. 机身结构优化设计优化机身结构，改善其强度和刚度，以达到可持续发展和性价比最高的目标。
使用流体结构耦合分析（FSI）对机身进行有限元分析的优化设计，改进机身原始结构的缺点，提高机身的性能指标。
5. 结论总结本文的研究成果与价值，对SP-160开式压力机机身的有限元分析和优化设计进行评价，指出未来需要进一步深入研究的方向以及改进点。
第一章：引言随着机械制造技术的不断发展，机械工程师们不断探索制造出更加高效、更加稳定的精密机械。
而开式压力机正是一种在机械加工领域中广泛应用的高效机械。
它是一种用于拉伸、压缩、弯曲和剪切金属、塑料等材料的机床。
开式压力机在制造行业中扮演着重要的角色，广泛应用于汽车、电子、家电、军工等行业，并对提高制造产业的生产效率和质量水平起到了至关重要的作用。
在开式压力机的研究和设计中，有限元分析是一项非常重要的工具，它可以通过数字化模拟来识别机身结构的优点和缺点，并优化设计以提高机身结构的强度和刚度。
本文主要研究SP-160开式压力机机身的有限元分析及优化，以提高其性能表现和实用性。
第二章：有限元分析的原理和方法2.1 有限元分析的基本原理有限元分析是一种数值分析方法，其基本原理是把实际的结构或构件按具体的尺寸比例分成有限个部分，即有限元，然后在每个有限元内独立地研究力学问题，以求得整个结构的应力、应变、变形、位移等力学参数，从而对其进行分析和设计。
机械压力机主传动结构设计分析
机械压力机主传动结构设计分析摘要压力机作为机械制造生产的重要设备之一，其结构设计是否合理，在很大程度上决定了生产作业效率。
为使其更大程度上满足锻压工艺要求，可以对压力机主传动结构进行改造设计，针对机械压力机不同主传动系统结构进行分析，确定上梁结构与主传结构间的关系，实现对压力机结构的进一步优化设计，使其性能可以稳定发挥。
关键词机械压力机；主传动；结构设计机械压力机主传动结构运动学性能和其动力学性能水平高低直接决定着产品加工制造质量，在对其进行改造设计时，需要确定其运行原理，对比不同结构形式的传动系统，以满足实际生产需求为目的，做好各细节控制，为机械压力机主传动结构设计打好基础。
1 机械压力机运行原理压力机主要包括机身、齿轮传动机构、离合与制动机构、滑块执行机构、安全防护装置以及控制系统等多个部分，其中齿轮传动结构为压力机的动力传动装置。
在压力机运行时电动机通过皮带与齿轮传动及将运动传给曲柄轴，然后利用连杆将曲柄轴旋转运动转变为滑块的往复运动。
机械压力机主要是通过机械传动达到锻压处理的设备，传动系统作为核心部分，负责将电动机运动和能量传递给工作机构，促使工件坯料可以按照设计要求进行改变，制造得到所需工件[1]。
因为其所具有的结构简单、生产率高等特点，在机械制造加工中應用十分广泛。
但是就其生产运行状态来看，滑动运动特性为固定不变的，无法灵活控制压力大小，决定了工艺适应性较低。
为进一步提高压力机对锻压工艺的适应性，还需要针对主传动结构进行改造设计，从根本上来为高质量生产提供保障。
2 机械压力机主传动结构特征分析2.1 曲柄连杆主传动系统（1）曲柄连杆结构。
以曲柄连杆为机械压力机的主传动结构，即通过其向曲轴传递运动和能量，促使曲轴进行旋转运动。
然后利用连杆来促使滑块进行往复运动。
曲柄连杆式机械压力机主传动系统主要包括滑块、机架、曲柄以及连杆等几部分。
其中，在实际生产运行中，曲柄部分情况下会被偏心齿轮或者曲轴代替。
大型伺服压力机的控制系统设计
方案二
该方案（图2）中伺服电机经同步带轮、齿轮两级减速后,由曲柄连杆机构 变转动为移动，再经肘杆机构增力，传动较复杂，但由于有二级减速和肘杆增 力机构， 因而降低了伺服电动机的容量。 典型产品：等长肘杆型，广东锻压机床厂有限 公司开发的GDKS系列产品, 最大公称力6300kN； 三角肘杆型，日本小松开发的H1F系列产品,最 大公称力2000kN。
理软件”，可以管理运动方式、模具、工件、外围装置、图像之类的数据。
1.1
伺服压力机国外现状
日本AIDA和日本FANUC公司共同开发了一种高效率生产小型冲压件的伺服 电机的压力成型机，这种成型设备可用于生产多种引线的引线框、手表机芯 的精密齿轮、精密汽车零件等小型精密品。日本小松公司90年初试制了数字
1.2
伺服压力机国内现状
陆永辉、卢宗武、张策等人分别采用了混合驱动机构，用伺服电机与常 规电机混合驱动压力机。在这种方案中，常规电机用来传递主要动力，而伺 服电机则通过调整五杆机构来控制滑块的位移，以此可以实现冲压工艺的调
节。
目前国内在从事相关研究机构有，广东锻压集团、扬力集团、浙锻集团、 徐锻集团、扬锻集团、清华大学、香港中文大学、南京航空航天大学、河海 大学、华中科大、西安交大、南京理工大学、浙江大学、东南大学、广东工
图2
方案二
采用肘杆机构后使压力机具有更好的运动特性和动力特性，因为肘杆( 尤 其是三角肘杆) 机构具有以下特点: （1）在滑块的下死点附近具有更好的低速运动特性，可以更好满足金属材料 最大拉伸速度的限制要求。 （2） 滑块上下行速度曲线不对称，且具有一定的急回特性，可以更好适应 “ 快- 慢- 更快”的成形工艺运动要求，进而降低伺服驱动系统的加(减) 速 要求。 （3）具有更优的增力特性，可以降低伺服电机的容量和成本。因而，该方案 在单点压力机上具有良好的发展前景。
八连杆伺服压力机传动机构设计与分析
八连杆伺服压力机传动机构设计与分析李鹏;孔德宇;吴琼【摘要】伺服压力机的八连杆机构具备拉深阶段低速及空载急回特性,不仅降低伺服电机的控制难度,还能提高产品质量与生产效率.本文主要介绍八连杆机构传动原理,根据伺服压力机的技术参数设计了八连杆机构,通过八连杆机构的动力学及运动学分析,得到了八连杆传动机构运动曲线及滑块负荷曲线最后采用DynaForm软件对侧围板进行模拟.结果表明,八连杆伺服压力机能提供的压力远远超过侧围板成形需要的变形力,设计的八连杆伺服压力机传动方案能够满足典型汽车覆盖件的冲压成形过程;根据八连杆设计参数,该设备能够达到大覆盖件10件/min,小覆盖件14件/min的生产效率,在自动化水平提高的条件下生产效率有进一步提高的空间.【期刊名称】《五邑大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2018(032)004【总页数】9页(P50-57,76)【关键词】八连杆机构;运动曲线;滑块负荷曲线;侧围板成形【作者】李鹏;孔德宇;吴琼【作者单位】五邑大学轨道交通学院,广东江门 529020;一重集团天津重工有限公司,天津 300301;中国铁路广州局集团有限公司,广东广州 510100【正文语种】中文【中图分类】TG315.5伺服压力机是上世纪90年代发展起来的一种新型冲压设备，具有复合高效、高精度、高柔性和低噪环保等特点，是冲压设备的发展方向. 伺服压力机采用伺服电机作为驱动源，其加工工艺轨迹柔性可控，弥补了传统压力机冲压模式固定和冲压工艺适应性差等缺点，能够显著提高复杂形状零件、深拉深零件以及高强度钢板冲压加工的成形质量和生产效率，在模具制造厂和汽车制造厂有广泛的应用前景[1-3]. 如汽车制造厂对冲压生产效率（采用伺服压力机可以提高生产效率）、生产成本（伺服压力机低速拉深可以有效避免破裂缺陷，从而达到降低板材规格的目的）、节能减排（伺服压力机采用能量管理模式，可以降低能耗）、高强度钢板应用普及（采用伺服压力机可以降低回弹，提高成形质量）等方面的追求进一步提高，伺服压力机将是汽车制造厂首选的冲压生产设备.目前，德国、日本等汽车制造大国相继推出公称压力25 000 kN、30 000 kN的伺服压力机，其传动机构也有曲柄滑块、双曲柄、六连杆等，主要应用于宝马、丰田等公司生产线上. 国内只有一流主机厂全套引进国外伺服冲压生产线，其他主机厂都是引进一台作为试模压力机使用或冲压线首台采用伺服压力机. 国内具备大型伺服压力机制造能力的厂家目前有中国一重和济南二机床，济南二机床为奇瑞汽车开发的伺服试模压力机于2012年11月19日调试成功，其公称压力为16 000 kN，公称压力行程为13 mm，滑块行程为1 000 mm，其能力较中国一重开发的25 000 kN伺服压力机（公称压力行程为13 mm，滑块行程为1 200 mm）还有一定的差距.随着各汽车厂对伺服压力机技术的了解越来越深刻，对伺服压力机提出的技术条件也很高，其中绝大多数厂家要求传动机构为曲柄滑块机构或六连杆和八连杆机构. 本文主要对研发的八连杆伺服压力传动方案进行分析.1 八连杆传动原理八连杆是现代拉延压力机较为先进的传动机构，采用八连杆作为压力机主传动机构[4-7]，滑块工作行程较大且速度平稳，可满足覆盖件拉深成形时需要滑块速度低且等速的工艺要求；较曲柄压力机，可使滑块在较大曲柄转角范围内承受70%～80%的额定压力；具有较大的增力比；结构紧凑，可以减小上梁高度. 图1为八连杆传动原理图，该机构为双曲柄机构，OB杆为主曲柄，逆时针旋转带动刚性杆CAF偏摆从而将电机的旋转运动转化为G点（滑块）的上下直线运动.图1 八连杆传动原理图2 八连杆设计目标表1所示为本文研发的伺服压力机技术参数，其中公称压力、公称压力行程、滑块行程次数、滑块行程、生产率是影响传动方案设计的关键因素[8-9]. 图2为伺服电机特性曲线，参数中额定扭矩、最大扭矩、额定转速、最大转速、堵转扭矩是影响杆系设计的关键因素. 可以看出，伺服电机提供额定扭矩时，必须保证转速在600 rpm以下；伺服电机处于最大负载状态时，必须保证转速在400 rpm以下. 当转速降低时，会增加拉深工作时间，降低拉深速度，提高产品质量；相应的连续行程次数会下降，为了满足生产效率，结合电机散热情况、机械手送取料时间等因素，必须对系统传动比、滑块空行程下行时间段、拉深工作时间段、滑块返回上死点时间段及上死点停止时间段进行合理的分配和优化.表1 25 000 kN伺服压力机技术参数项目单位 PS4S2500-MB公称压力 kN 25 000公称压力行程 mm 7滑块行程 mm 1 200滑块位置重复精度mm ±0.02滑块行程次数 rpm 8～18最大装模高度 mm 1 400装模高度调节量 mm 700滑块底面尺寸mm 5 000×2 600工作台面尺寸mm 5 000×2 600平衡缸平衡压力kN 300工作台最大承载 kN 500拉伸垫能力 kN 800～6000拉伸垫有效行程mm 0～350拉伸垫行程调节 mm 0～350最大拉伸深度 mm 350最大拉伸速度m/min ＜25组成生产线的生产率 spm 10/大件，14/小件图2 交流伺服电机特性曲线受当前交流伺服电机技术参数限制，杆系设计需满足以下要求：1）为达到冲压联线时大覆盖件生产效率10件/min、小覆盖件14件/min的厂家要求，在满足滑块连续行程次数达到18 spm条件下，折算到电机轴上的扭矩应低于伺服电机能够提供的最大扭矩；2）根据P=MW=FV公式，滑块在拉深阶段（一般取距离下死点250～300 mm为宜），设计出的杆系自然速度（即伺服电机按额定转速匀速运转情况下滑块在拉深区的速度）应该较低，才能保证滑块在拉深阶段提供较大的负荷力，为拉延阶段提供充足的成形力.3）核算电机加减速阶段所需的电机轴转动惯量及电机最高转速是否超出电机范围；4）核算电机负载时间段，保证电机不能长时间负载，需落实电机负载时间比例.3 八连杆杆系设计参数伺服电机传递给主轴扭矩计算表达式为式中T为主轴扭矩，N·m；M为伺服电机负载扭矩，N·m；SM为使用的伺服电机台数，台；i总为主传动系统总传动比.本文八连杆主传动系统的总传动比i总 =i1*i2= 7 .5*5 = 37.5；采用的伺服电机台数SM=4；伺服电机最大负载扭矩Mmax= 1 1400 N· m；根据图3，伺服电机常用负载扭矩为Mcom= 6 800 N· m . 根据式（1），得式中Tcom为伺服压力机主轴常用扭矩.式中Tmax为伺服压力机主轴最大负载扭矩.通过分析和优化，设计的八杆杆系参数为a= 1 550,b=- 3 00,LOB= 2 35,LOD=2 85,L2= 1 395,L4=1395,L5= 8 05,LCF= 1 816,L6= 1 235,L7= 1 660,L8= 1 220.1）当公称压力为25 000 kN，公称压力行程为7 mm时，主轴所需扭矩T计算= 1 865000 N· m，即T计算＞Tmax，2）当公称压力为25000 kN，公称压力行程为5.5 mm时，主轴所需扭矩为T计算= 1 674 000 N· m，即T计算＜Tmax，3）当公称压力为25000 kN，公称压力行程为5.7 mm时，主轴所需扭矩为Tmax= 1 710 000 N· m，即T计算=Tmax.由于杆系结构已经没有优化的空间，在保证滑块能够提供满足典型覆盖件侧围板成形力的前提下，可以将公称压力行程从7 mm降低到5.5 mm. 图3分别为公称压力为25 000 kN、公称压力行程分别为7 mm、5.7 mm、5.5 mm时的滑块负荷曲线，分析图3可知，公称压力行程为5.5 mm和5.7 mm时滑块输出力差距不大，在拉深行程300～25 mm范围内，滑块输出力最大差25 t，最小为9 t. 图4为公称压力行程分别为5.7 mm、7 mm滑块负荷差随位移变化曲线，从图中可以看出，在拉深行程300～25 mm范围内，滑块输出力最大差124 t，最小为48 t，在25～5.7 mm范围内，滑块输出力最大差为213 t，但是在25 mm处，滑块输出力分别为1312 t，1462 t，此时滑块提供的输出力足以满足拉深零件所需的成形力，此时力差距意义不大.图3 公称压力行程分别为7 mm、5.7 mm、5.5 mm滑块负荷曲线图4 公称压力行程分别为7 mm、5.7 mm滑块负荷差随位移变化曲线以距离下死点250 mm处作为覆盖件拉深成形开始点，到下死点为拉深成形结束点，生产大型覆盖件时滑块连续行程次数按16 spm计算，生产小型覆盖件时滑块连续行程次数按18 rpm计算，滑块空负载下行、拉深工作区、滑块返回所对应的曲柄旋转角度及消耗时间如图5所示，从图中可以看出滑块空负载下行阶段对应曲柄旋转角度为70°、拉深工作区对应曲柄旋转角度为90°、滑块返回对应曲柄旋转角度为130°. 伺服电机在整个工作周期内运行状况分“加速1-平稳运行1-减速1-平稳运行2-加速2-平稳运行3-减速2-在上死点停止”等8个阶段，如图5下半部分所示.图5中，t1、t2、t3、t4分别为伺服电机在匀速运转过程中滑块空行程下降、拉深工作、空行程返回及上死点停止时间，下图中st1、st2、st3、st4分别为电机在变速运转过程中滑块空行程下降、拉深工作、空行程返回及上死点停止时间. 图5下图纵坐标为电机转速（rpm），横坐标为时间（s）.在保证生产效率、不超过电机性能参数、滑块能够提供较大输出力条件下，根据图5上图时间关系调整对应的图5下图时间段来发挥伺服电机性能. 按大覆盖件生产效率10件/min滑块连续行程次数按16 spm、小覆盖件生产效率14件/min滑块连续行程次数按18 spm计算.图5 滑块运行状态对应的曲柄转角1）大覆盖件生产效率10件/min，滑块连续行程次数按16 spm按电机匀速运转时，滑块在各阶段时间分别为t1= 1 .46s,t2= 0 .94 s,t3=1 .35s,t4=2 .25s,t周期=6 s ，根据图3知，电机在平稳运行2阶段必须保证转速为N= 4 00 rpm ，按比例分配关系，调整滑块各阶段时间分别为st1=1 .22s,st2= 1 .41s,st3= 1 .12 s,st4= 2.25s,t周期=6 s，与电机厂家、自动化厂家进行技术交流，此时间分配关系电机能达到要求，自动化送取料时间够用. 2）小覆盖件生产效率14件/min，滑块连续行程次数按18 spm按电机匀速运转时，滑块在各阶段时间分别为t1= 1 .3s,t2= 0 .83s,t3= 1 .2 s,t4= 0 .95s,t周期=4.29 s ，根据图3知，电机在平稳运行2阶段必须保证转速为N= 6 00 rpm ，按比例分配关系，调整滑块各阶段时间分别为st1=1 .24s,st2= 0 .94 s,st3= 1 .15s,st4= 0 .95s,t周期=4.29 s，与电机厂家、自动化厂家进行技术交流，此时间分配关系电机能达到要求，自动化送取料时间够用.4 八连杆运动学分析[10-12]4.1 滑块行程解析4.2 滑块速度解析通过对滑块行程公式进行求导，可得滑块速度公式：其中，V2为杆2的角速度；V3为杆3的角速度；V4为杆4的角速度；V5为杆5的角速度；V6为杆6的角速度；V7为杆7的角速度；V8为杆8的角速度；V 为滑块的运行速度.4.3 滑块加速度解析通过对滑块速度公式进行求导，可得滑块加速度公式：其中，a2为杆2的角加速度；a3为杆3的角加速度；a4为杆4的角加速度；a5为杆5的角加速度；a6为杆6的角加速度；a7为杆7的角加速度；a8为杆8的角加速度；a9为滑块的运行加速度.4.4 杆系计算实例将研发杆系参数编程计算，得到八连杆传动机构运动曲线，如图6所示.5 八连杆动力学分析[13-14]定义各杆均受拉，O点扭矩为T，逆时针为正. 根据O点、A点力矩和E点、G点受力平衡关系，有如下方程组成立，将研发杆系参数编程计算，得到八连杆传动机构滑块负荷曲线如图7所示.图6 八连杆传动机构运动曲线图7 八连杆传动机构滑块负荷曲线6 汽车侧围板成形工艺汽车侧围板是汽车覆盖件中拉深深度、长度、宽度及拉伸力都具有代表性的产品，分析其成形工艺及成形力曲线对于伺服压力机设计是必要的，检查滑块负荷力、滑块速度能否顺利成形拉延出该零件. 图8及表2为侧围板成形工序和参数，图9为侧围板拉延筋及模具示意图.图8 侧围板成形工序图表2 侧围板成形工序及参数工序号工序名称模具数模具制号使用设备制件设备模具宽×长×高/mm OP10 拉延 2 AA487/88 A线2400T 自动化闭合高1 200 OP20 修边冲孔整形 2 AA489/90 A线1000T 自动化闭合高1 200 OP30 修边冲孔整形翻边侧翻边 2 AA491/92 A线1000T 自动化闭合高1 200 OP40 修边冲也侧冲孔整形翻边侧翻边 2 AA493/94 A线1000T 自动化闭合高1 200图9 侧围板拉延筋及模具示意图采用DynaForm软件对侧围板进行模拟，模拟参数及板材性能参数见表3.表3 模拟参数及材料性能参数板材牌号 SPCEN钢板压边力/t240.00板材厚度/mm 000.70摩擦系数 000.09屈服强度3/MPaσ260.00强度系数k/MPa565.30弹性模量E/GPa 207.00硬化指数n000.27参数模型 3参数Baralat单元数目：Blank：边长16 mm，14 990；Punch：边长20 mm，36 793；Die：边长20 mm，71 274；Binder：边长20 mm，34 481.采用自适应网格划分7 侧围板成形力与伺服压力机滑块负荷比较图10为侧围板成形力数值模拟结果和滑块输出力比较图，从图中可以看出，在拉深初期，研发的杆系滑块输出力比侧围板生产设备2 400 t压力机力曲线低450 t，在拉深中期，输出力差距逐渐减小，差距为275 t左右，在拉深后期输出力差距逐渐增大，这是由于压力机公称压力行程不同造成的. 通过比较伺服压力机滑块输出力曲线和侧围板成形力曲线可知，伺服压力机能提供的压力远远超过侧围板成形需要的变形力，超出平均为550 t，且在拉伸后期，压力机输出力曲线远远在于侧围板成形力曲线上面，表明设计的八连杆伺服压力机传动方案能够满足典型汽车覆盖件的冲压成形过程.图10 侧围板成形力数值模拟结果与滑块负荷输出力的比较8 结论1）通过上述理论分析，设计的八连杆伺服压力机传动方案能够满足典型汽车覆盖件的冲压成形过程，满足重大专项要求；2）在覆盖件冲压成形初始阶段，滑块速度不到240 mm/s，在覆盖件拉深中期，滑块速度平稳且平均速度为220 mm/s直至减为 0，大大低于传统压力机速度，极大改善了拉延工艺条件，降低了工件拉裂的几率，提高了产品质量.3）基于伺服电机控制精度高且可调速等优点，在提高产品质量的同时也提高了生产效率，根据八连杆设计参数，该设备能够实现大覆盖件10件/min，小覆盖件14件/min的生产效率，在自动化水平提高的条件下生产效率有进一步提高的空间. 参考文献【相关文献】[1] 李建. 伺服压力机发展及其应用[J]. 一重技术，2012, 25(1)： 1-5.[2] 金风明，窦志平，韩新民. 伺服压力机的发展现状及其应用[J]. 机电产品开发与创新，2012,25(1)： 19-21.[3] OSAKADA K, MORI K, ALTAN T, et al. Mechanical servo press technology for metal forming [J]. CIRP Annals-Manufacturing Technology, 2011, 60(2)： 651-672.[4] 张晨. 伺服压力机三角连杆式传动机构的研究[D]. 武汉：华中科技大学，2013.[5] 阮卫平，胡建国，孙友松. 伺服机械压力机传动方案分析[J]. 锻压技术，2010(8)： 67-71.[6] 苏敏，王隆太. 几种伺服压力机传动结构方案的分析与比较[J]. 锻压装备与制造技术，2008,43(5)： 35-38.[7] TSO P L, LIANG K L. A nine-bar linkage for mechanical forming presses [J]. International Journal of Machinery Tools Manufacture, 2002, 42： 139-145.[8] 杨春峰，张盛，李云鹏，等. 机械压力机六连杆机构优化设计[J]. 大连理工大学学报，2013, 53(1)： 64-69.[9] 李烨健，孙宇，胡峰峰. 多杆高速机械压力机机构优化设计[J]. 中国机械工程，2015, 26(1)：31-36.[10] 齐全全. 多连杆伺服压力机主传动系统研究[D]. 徐州：中国矿业大学，2017.[11] 姚菁琳. 多连杆压力机的动力学仿真及结构优化设计[D]. 扬州：扬州大学，2013.[12] 吕宣姣，张雨浓，杨智. 平面八连杆和九连杆机械关节角无偏差运动规划验证[J]. 中国信息科技，2012, 23：54-55.[13] YAN Hongsen, CHEN Weiren. A variable input speed approach for improving the output motion characteristics of Watt-type presses [J]. International Journal of Machine Tools & Manufacture, 2000, 40(5)： 675-690.[14] 姚健，周微，郭为忠. 多连杆压力机模块化运动学性能分析[J]. 锻压技术，2008, 33(6)： 111-115.。
几种伺服压力机传动结构方案的分析与比较
列伺 服 压 力 机 传 动 结 构 『， 服 电 机 通 过 一 级 皮 带 和 １伺 ｌ
一
对 齿 轮 减 速 后 由 肘 杆 机 构 驱 动 滑 块 实 现 加 工 运
构
副
时 间Ｉ ｓ
图 ６ 滑块行程 比较曲线
下 死 点 附 近 处 的低 速 性 能 最 差 ；② 在 系 统 急 回特 性
文 章 编 号 ：６ ２ ０ ２ （ ０ ８ ０ — ０ ５ ０ １ ７ — １ １ ２ ０ ）５ ０ ３ — ４
几 种 伺 服 压 力 机 传 动 结 构 方 案 的分 析 与 比 较
苏 敏 ，王 隆 太
（ 州 大 学 机 电研 究所 ， 苏 扬 州 ２５ ０ 扬 江 ２ ０ ９）
摘 要 ： 绍 了几 种 不 同 的 单 驱 动 和 混 合 驱 动 伺 服 压 力 机 传 动 结 构 方 案 ， 各 自的运 动 学 和 功 率 特 性 进 行 介 对 了分 析 ； 同 一 的 负 载 条 件 下 ， 曲柄 连 杆 式 、 肘 杆 式 、 肘 杆 式 不 同传 动 结 构 的 单 驱 动 伺 服 压 力 机 的滑 块 在 对 单 双
力 机 滑 块 速 度 进 行 有 效 控 制 ，常 用 于 大 吨 位 大 功 率
图 １ 国内某企业伺服压力机传动结构 皮带传动
的伺 服 压 力 机 ，其 运 动 合 成 机 构 有 差 动 轮 系 机 构 和
多 杆机构 两类 不 同形式 。 本 文 就 上 述 提 及 的不 同 传 动 结 构 伺 服 压 力 机 的
成 熟 和 发 展 ，先 后 出 现 了 多 种 不 同 形 式 的 伺 服 压 力
动 。 图 １为 国 内某 锻 压 机 床 企 业 在 原 有 机 械 压 力 机 基 础 上 所 研 制 的 ８ ０ Ｎ伺 服 压 力 机 ， 伺 服 电 机 经 ０ｋ 其 传 动 系 统 的 减 速 实 现 对 滑 块 的控 制 。 这 类 伺 服 压 力 机 结 构 简 单 ， 于 开 发 ， 国 内不 少 企 业 首 选 的 伺 服 易 是 压力 机传 动结 构 ， 机器 存 在传动 链长 、 动精 度难 但 传
伺服压力机设计原理与应用
伺服压力机设计原理与应用
一、概述
伺服压力机是一种高精确、高效率的自动化设备，它具有易于操作、安全可靠、测量功能强大、操作灵活的特点，广泛用于航空航天、机电、制药、电子、建筑物和汽车等行业，能够实现对各种金属材料及其他结构材料的强度测试。
二、伺服压力机的设计原理
1、构造特点
伺服压力机的构造结构分两种，一种是液压控制结构，另一种是电气控制结构。
液压控制结构包括增压泵、活塞、控制阀、液压油箱、电磁阀等，其中增压泵将液压油送入活塞，从而实现控制压力，电磁阀可控制压力机的压力维持或停止，由此可以达到伺服压力机的控制目的。
2、动力特性
伺服压力机有传动系统和测控系统，传动系统包括动力源、传动件、联轴器等，动力源是控制压力机的核心，有电机、液压油泵等两种，传动件用来将动力源的能量传递给所需要加载的物体，联轴器主要是用来把不同种类的传动件进行连接，它的工作原理是将动力源转变成所需要的功率和速度，从而使物体在控制压力机内得到控制。
3、控制特性。
大型伺服压力机的控制系统设计共43页文档
1.2 伺服压力机国内现状
由于国外技术商业保密的原因，国外产品资料中对交流伺服压力机的机构 特性及控制方式介绍很少，特别是不转让大功率交流伺服电动机的技术，国 内伺服压力机的研究工作落后国外十多年。但最近几年，国内伺服压力机的 研究工作有了较快的进展，有多家单位进行了伺服压力机的研究开发工作。
浙江大学叶云岳自80年代末开始研究直线伺服电机驱动的锻压设备，成 功地完成了直线电机驱动小型压力机的研制。现在己能小批生产5KN、10KN 31．5KN、60KN冲压机，更大吨位的压力机还在试制。
典型产品有：日本会田公司开发的LSF 系列产品，最大公称力10kN；日本山田DOBBY 公司开发的同类产品, 具有示教功能, 最大 压力为24kN；浙江大学开发的5~ 100kN伺 服压力机。
图1
方案二
该方案（图2）中伺服电机经同步带轮、齿轮两级减速后,由曲柄连杆机构 变转动为移动，再经肘杆机构增力，传动较复杂，但由于有二级减速和肘杆增 力机构， 因而降低了伺服电动机的容量。 典型产品：等长肘杆型，广东锻压机床厂有限 公司开发的GDKS系列产品, 最大公称力6300kN； 三角肘杆型，日本小松开发的H1F系列产品,最 大公称力2000kN。
2.1 伺服机械压力机传动方案分析
伺服机械压力机的冲压功能是由功能部件实现的，其功能部件主要由驱 动机构、传动机构和工作机构3 个子系统组成。表1 所示为国内外已经生产 的伺服机械压力机的功能分解与功能实现策略。
方案一
该方案（图1）采用直线电机直接驱动滑块做直线运动，无齿轮、同步带 轮等减速机构，无曲柄连杆、螺旋副等运动形式转换机构，无肘杆、多连杆 等增力机构， 实现所谓“零传动”， 具有结构简单、柔性加工、精确定位、 高效生产、节能环保等优点。但由于受直线电机功率和成本的限制，伺服机 械压力机的公称力很小，只有几十千牛， 一般用在微小型压力机上。
双驱动电动螺旋压力机的传动系统分析
双驱动电动螺旋压力机的传动系统分析发布时间：2022-02-16T07:34:35.987Z 来源：《科技新时代》2021年12期作者：王雪，尹薇薇[导读] 设计者通常把电机与执行结构采用刚性连接的形式，在压力机打击力过大时，电机轴需要承受电机额定载荷数倍的冲击载荷，电机轴容易断裂。
辽阳锻压机床股份有限公司摘要：双驱动电动螺旋压力机在通过齿轮传动时有过载情况发生。
在分析压力机打击瞬间电机所有冲击扭矩的基础上，提出解决过载情况的方法，在齿轮传动时增加摩擦卸荷装置，能有效避免电机轴收到载荷过大导致电机轴断裂的问题。
通过冲击载荷及瞬时扭矩，计算所选碟簧的压缩量。
结论对双磁阻伺服电机驱动的电动螺旋压力机设计具有重要意义。
关键词：压力机；磁阻伺服电机；卸荷机构；碟型弹簧传统的电动螺旋压力机通常以皮带传动连接执行结构的形式，当压力机打击时，电机轴瞬时应力巨大，皮带的过载打滑可以保护电机轴避免电机轴断裂。
然而随着电动螺旋压力机技术的不断进步，以及国家对节能增效政策的加强，选用齿轮传动代替皮带传动可以显著提升电动螺旋压力机的传递效率，从而达到节能的效果。
设计者通常把电机与执行结构采用刚性连接的形式，在压力机打击力过大时，电机轴需要承受电机额定载荷数倍的冲击载荷，电机轴容易断裂。
因此，设计合适的齿轮卸荷机构可以在保证压力机正常工况打击力的同时，避免因打击力过载而造成的电机轴断裂的情况发生。
然而，当电动螺旋压力机吨位较大时，选用的电机功率也会更大，因而大吨位的电动螺旋压力通常采用多电机驱动形式，可以降低电机的功率从而分担电机载荷。
本文提出了一种计算电机端碟簧预紧力的方法，以及如何根据碟簧预紧力选择合适的碟簧。
齿轮传动卸荷机构1 碟簧预紧力分析电动螺旋压力的日常工作时应为刚性打击，打击瞬间，若滑块打击力为F，则大齿轮扭矩MF与角加速度有式（1）成立：式中：J为总转动惯量，J=J轮+i2J电，其中J轮为飞轮及螺杆总转动惯量（kg·m2），J电为电机轴转动惯量（kg·m2），i为传动比；ε为打击时飞轮角加速度（rad·s-2）；MF为系统负载扭矩（N·m）；F为滑块打击力（N）；rf为当量半径（m），，为螺杆中径（m），为螺杆的升角（rad），螺杆导程为（m）时，，为螺旋摩擦角（rad），为止推轴肩摩擦系数，为止推轴肩当量半径（m），，为轴肩外径（m）；为轴肩内径（m）。
伺服机械压力机机身结构优化设计分析
精密成形工程第14卷第7期王俊1a,1b，刘祥2，庞秋3，胡志力1a,1b（1.武汉理工大学 a.现代汽车零部件技术湖北省重点实验室；b.材料绿色精密成形技术与装备湖北省工程中心，武汉 430070；2.东风（武汉）实业有限公司，武汉 430040；3.武汉科技大学机械自动化学院，武汉 430081）摘要：目的针对当前伺服机械压力机机身质量与结构分配不合理、刚度不足的问题，以6 000 kN闭式伺服机械压力机机身为研究对象，对该闭式伺服机械压力机机身进行重新设计，以实现提高机身刚度和轻量化的目的。
方法首先进行机身静力学分析，确定拓扑优化空间，获得压力机机身优化分析边界条件；然后采用变密度法对压力机机身进行拓扑优化分析，选择合适的密度阈值，获得机身的拓扑优化结构。
为了便于加工制造，减少制造成本，基于该优化结构并考虑可制造性重新设计机身结构。
最后，通过有限元仿真分析和机身刚度测试试验，对比优化前后机身的刚度。
结果优化后的伺服机械压力机机身质量减轻了10.9%，一阶模态频率提高了3.74%，机身刚度提高了约28%。
结论通过对伺服机械压力机机身结构进行优化设计，解决了高刚度机身设计的工程问题，为伺服机械压力机生产制造提供了一定的理论和技术支撑。
关键词：伺服机械压力机；机身；结构优化设计；OptiStructDOI：10.3969/j.issn.1674-6457.2022.07.019中图分类号：TG315.5 文献标识码：A 文章编号：1674-6457(2022)07-0136-07Optimization Design and Analysis of Servo Mechanical Press Frame StructureWANG Jun1a,1b, LIU Xiang2,P ANG Qiu3, HU Zhi-li1a,1b(1. a. Hubei Key Laboratory of Advanced Technology for Automotive Components; b. Hubei Engineering Research Center forGreen & Precision Material Forming, Wuhan University of Technology, Wuhan 430070, China; 2. Dongfeng (Wuhan) Industrial Co., Ltd., Wuhan 430040, China; 3. School of Machinery and Automation, Wuhan Universityof Science and Technology, Wuhan 430081, China)ABSTRACT: The work aims to take the 6 000 kN closed servo mechanical press frame as the research object, and redesign this closed servo mechanical press frame to solve the problems of unreasonable frame mass and structure distribution and insuffi-cient stiffness in current servo mechanical press, thus improving the stiffness and lightening the weight of frame. Firstly, the static analysis of the frame was carried out and the space for topology optimization of the servo mechanical press frame was de-termined to obtain the boundary conditions for the optimization analysis of the press frame. Then, the variable density method was used to analyze the topology optimization of the press frame, and the appropriate density threshold was selected to obtain the topology optimization structure of the press frame. In order to facilitate manufacturing and reduce manufacturing costs, the frame structure was redesigned based on the optimized structure and manufacturability. Finally, the stiffness of the frame before and after the optimization was compared through the finite element simulation analysis and the frame stiffness test. From the results, the weight of the optimized servo mechanical press frame was reduced by 10.9%, the first-order modal frequency was increased by 3.74%, and the frame stiffness was increased by about 28%. The optimization design of servo mechanical press收稿日期：2022–01–15基金项目：国家重点研发计划（2019YFB1704500）；国家自然科学基金（52075400）；湖北省重点研发计划（2020BAB140）作者简介：王俊（1997—），男，硕士生，主要研究方向为轻量化技术。
SIP-160伺服压力机多杆增力机构自锁分析与优化
SIP-160伺服压力机多杆增力机构自锁分析与优化魏晓辉;仲太生;詹俊勇;项余建;周健【摘要】如果伺服压力机多杆增力机构设计不合理,压力机滑块会在上死点附近发生杆系卡死现象,其主要原因为多杆增力自锁引起.本文对多杆增力机构进行力学分析,得出多杆增力机构自锁的原因,对现有多杆增力机构提出优化方案并仿真分析,最终确定优化方案.【期刊名称】《锻压装备与制造技术》【年(卷),期】2016(051)001【总页数】3页(P28-30)【关键词】伺服压力机;多杆增力机构;自锁;仿真;优化【作者】魏晓辉;仲太生;詹俊勇;项余建;周健【作者单位】扬力集团股份有限公司,江苏扬州225104;扬力集团股份有限公司,江苏扬州225104;扬力集团股份有限公司,江苏扬州225104;扬力集团股份有限公司,江苏扬州225104;扬力集团股份有限公司,江苏扬州225104【正文语种】中文【中图分类】TG315.5伺服压力机具有智能、高效、高柔性、高精度、节能、低噪环保等优点，充分体现了锻压机床的发展趋势[1]。
目前，国外大的压力机公司开发单点伺服压力机多采用多杆增力机构[2-3]，对于同等设备吨位和结构尺寸的压力机，采用多杆增力机构可扩大压力机的有效压力行程和低速行程范围。
本机床所采用多杆增力机构主要为肘杆机构，该机构属于六杆机构，可通过调整杆系结构中各杆的长度尺寸，达到滑块的运动和动力输出特性要求。
应用肘杆机构可使伺服压力机在适合锻压工艺要求方面有较大选择范围，可通过多种方案优化比较[4]，选择适合成形工艺的力能特性以及符合运动输出曲线的机构型式和参数[5-6]。
如果肘杆机构设计不合理，以及受到导向长度的限制，会影响滑块运动精度和运动平稳性，甚至发生肘杆卡死现象。
我公司在进行肘杆式伺服压力机设计生产过程中，由于受到肘杆机构杆系尺寸限制，压力机滑块在上死点附近受力情况变差，运动不平稳，发生肘杆卡死现象，经多方面分析，最终认定是由于肘杆机构自锁造成。
双伺服底传动压力机抗偏载优势分析
双伺服底传动压力机抗偏载优势分析孟雷;荣璐;刘华【摘要】压力机在使用过程中,经常会处于偏载状态.特别是对于一些大台面、多工位压力机,偏载现象几乎不可避免.偏载会导致压力机滑块发生倾斜,影响模具的使用精度及使用寿命.随着用户对产品精度的要求越来越高,压力机抗偏载能力设计显得愈发重要.【期刊名称】《锻压装备与制造技术》【年(卷),期】2016(051)004【总页数】2页(P6-7)【关键词】压力机;偏载;底传动;双伺服【作者】孟雷;荣璐;刘华【作者单位】江苏省徐州锻压机床厂集团有限公司,江苏徐州221116;江苏省徐州锻压机床厂集团有限公司,江苏徐州221116;江苏省徐州锻压机床厂集团有限公司,江苏徐州221116【正文语种】中文【中图分类】TG315.5早在20世纪初，小型高速底传动压力机就已经出现，如图1所示。
但其结构复杂，成本较高，限制了其发展。
近年来，伺服电机的出现以及双伺服技术的运用，大大简化了底传动压力机的机械结构。
如图2所示，与普通压力机相比，双伺服底传动压力机具有体积小、高度低、左右尺寸可以做到很大、抗偏载能力强、无润滑油污染等诸多优点。
本文通过理论计算，对比分析了普通压力机与双伺服底传动压力机在抵抗偏载方面的能力。
双伺服底传动压力机是由左、右两个伺服电机组分别驱动左、右两侧四根导柱，带动滑块做上下往复运动，由于左、右两侧传动机构是独立的，因此台面左右尺寸可以做到很大。
适用于大台面、大吨位压力机。
双伺服底传动压力机通过对两个伺服电机组的高精度控制，实现滑块左右两侧的同步运动。
同时在滑块出现偏载时，通过电气控制对滑块平行度进行补偿，使滑块的平行度变的灵活可控，更大程度地满足用户使用要求。
2.1 强度要求如图3所示，A1、A2为四柱底传动压力机导柱的传力点，B1、B2为普通四点压力机连杆的传力点，P点为偏载力的作用点。
对A1、A2点受力分析：式中：P——滑块所受的偏载力；F1——偏载力P在A1点产生的作用力；F2——偏载力P在A2点产生的作用力；a——A1、A2点距滑块左右中心线的距离；x——偏载力P距滑块左右中心线的距离；P在A1、A2点产生的力分别为：由于A1、A2点产生的力应满足不大于压力机公称力Pg的四分之一，即：可得：同理可得：2.2 精度要求结合我公司最新研发的DPS4L－1250多连杆四点伺服压力机，滑块运行精度取1/8000，则2×a长度变形量允许值为：设杆系的整体刚度系数为k，则有：将式（1）、（2）、（5）带入（6）可得：同理可得：2.3 对比取DPS4L－1250多连杆四点伺服压力机的相关参数和相应底传动压力机的参数：a=1850mm，b=1425mm，Pg=1250吨，k=385吨/mm，绘对比曲线如图4所示。
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SP-160伺服压力机传动系统设计分析I. 引言A. 研究背景及意义B. 研究目的C. 研究内容II. SP-160伺服压力机的概述A. 伺服压力机的定义及特点B. SP-160伺服压力机的结构和工作原理C. SP-160伺服压力机的传动系统III. SP-160伺服压力机传动系统的设计A. 性能参数分析B. 功率计算C. 齿轮传动设计D. 轴承的选择和计算IV. SP-160伺服压力机传动系统的优化A. 优化设计的原则和方法B. 传动系统的优化设计C. 优化设计结果的分析比较V. 结论A. 研究成果回顾B. 存在问题及解决方案C. 后续研究方向致谢参考文献第一章：引言在制造和加工过程中，压力机是非常重要的工业设备，广泛应用于汽车、机械、电子、物流等领域。
传统的压力机往往只通过机械操作来完成加工，受人为操作和生产压力的限制较大。
但是随着科技的发展，伺服压力机应运而生，它通过运用先进的控制系统来完成动力驱动和精密加工。
在众多的伺服压力机中，SP-160伺服压力机是一种性能特别出色的设备，它可以在保证加工质量的同时大大提高生产效率。
其中，传动系统是一项重要的组成部分，直接决定着SP-160伺服压力机的性能表现。
因此，分析设计SP-160伺服压力机的传动系统，是目前非常重要的研究课题。
本论文旨在基于探究 SP-160 伺服压力机的传动系统设计与分析，为该设备的制造商及使用者提供可靠的设计理论依据和改进的建议，丰富和完善SP-160伺服压力机的相关知识。
第二章：SP-160伺服压力机的概述2.1 伺服压力机的定义及特点伺服压力机是一种用于金属冷加工或铸造制造中的工具，通常应用于生产金属组件、塑料零件等。
伺服压力机与传统的压力机相比，具有精密操作、高生产效率、可编程控制以及高质量输送的特点，可应用于各种行业，如汽车、电子和电器等行业。
2.2 SP-160伺服压力机的结构和工作原理SP-160伺服压力机由机架、油缸（液压系统）、工作台、冲头、伺服电机和传动系统等组成。
SP-160伺服压力机采用控制系统、机械系统和液压系统的协同作用，功率计算、可靠性计算和控制策略等技术进行设计。
在工作时，SP-160伺服压力机通过电脑或人机界面控制系统输入加工参数，液压系统启动后，接收控制信号，将液体压力传递到油缸内，使工作台上的冲头进行加工。
传动系统负责将电机的动力传递到油泵上，由液压系统驱动油缸，以完成工件加工过程。
操作人员可以同时看到SP-160伺服压力机的加工过程和自动编辑的统计结果，便于及时调整机械加工参数，并定期保养设备，提高操作效率和安全性。
2.3 SP-160伺服压力机的传动系统SP-160伺服压力机的传动系统由减速器、电机、离合器等部分组成。
其中，电机为直流电机，提供了SP-160伺服压力机运行所需的动力。
减速器实现了电机输出扭矩和SP-160伺服压力机的工作力之间的转换，并通过轴承传递到液压系统。
离合器作为传动系统的重要部分，能够在需要时使整机惯性运转下来的冲头及时停止。
第三章：SP-160伺服压力机传动系统的设计3.1 性能参数分析为了设计出更加优秀的SP-160伺服压力机传动系统，首先需要明确传动系统所需要具备的性能参数。
在此基础上，可以准确分析、计算和设计出优秀的SP-160伺服压力机传动系统。
SP-160伺服压力机传动系统所需要具备的性能参数有许多，主要包括：（1）最大扭矩（2）输出功率（3）传动效率（4）使用寿命（5）安全性（6）可靠性等3.2 功率计算在设计SP-160伺服压力机传动系统时，准确计算这个系统所需要的输出功率是非常重要的。
这个输出功率对于确保整个设备的有效性和高速运转，具有很大的影响。
SP-160伺服压力机传动系统的输出功率计算公式如下：P = F*v/9550其中，P表示传动系统所需要的输出功率；F表示SP-160伺服压力机需要的工作力；v表示SP-160伺服压力机的工作速度；9550表示的是功率单位的转换系数。
3.3 齿轮传动设计齿轮传动是SP-160伺服压力机传动系统中非常重要的传动方式，设计的合理性直接影响到SP-160伺服压力机的性能表现。
在齿轮传动设计中，需设计的主要部分有齿轮、轴承和齿轮轴等。
三者之间的配合紧密程度，以及制造难度的不同，都会影响传动系统的运行效果。
在进行齿轮传动的设计时，还需要对齿轮的位移和角度差变形进行考虑。
对于SP-160伺服压力机这样强度要求和精密度要求高的设备，齿轮的设计更需要考虑到材料的抗疲劳性、齿轮强度、传动效率方面的问题，从而实现传动轴的稳定工作。
通过以上对齿轮轴等的分析设计，可以保证SP-160伺服压力机传动系统的稳定性和可靠性。
综上所述，通过对SP-160伺服压力机传动系统的设计分析，可以更好地满足SP-160伺服压力机的制造需求，加强SP-160伺服压力机传动系统的可靠性，进一步提高整个设备的工作效率和安全性，在相关领域产生更大的经济效益和社会价值。
第四章：SP-160伺服压力机传动系统的优化设计4.1 引言本章将通过对SP-160伺服压力机传动系统的优化设计，实现传动系统的高效性、精度和健壮性等方面的提升。
为此，我们将分别从齿轮的改进设计、传动系统的扭矩平衡性、传动效率的提高、优化建模等多个方面来讨论SP-160伺服压力机传动系统的优化设计。
4.2 齿轮的改进设计齿轮是SP-160伺服压力机传动系统中的重要组成部分，承担着扭矩的传递和转速的调节等功能，直接影响着传动系统的运行效果。
因此，在传动系统的优化设计中，齿轮的改进设计也是重点关注的区域。
改进齿轮的设计需要考虑到齿轮的加工和使用条件，这包括齿轮材料的选择、齿面形状的优化、齿轮模数及齿数的选取等。
齿面形状的优化可通过斜齿、曲齿、凸齿等齿面结构的改变来实现。
另外，在齿轮的材料选择方面，如果采用硬度高、强度高、韧性好的材料，如高强度合金钢等，可以大大提高齿轮的寿命。
同样，齿轮的使用条件也需要避免过载和过速等情况下，导致齿轮损伤和磨损，这是影响齿轮使用寿命的主要原因之一。
综上所述，优化齿轮的设计对SP-160伺服压力机传动系统的性能发挥以及整机的可靠性都具有重要意义。
4.3 传动系统的扭矩平衡性传动系统的扭矩平衡性是传动系统设计的重要指标，直接影响到整个伺服压力机的加工精度和稳定性。
为此，必须对传动系统的结构进行改进设计，从而达到提高伺服压力机的性能指标和生产效率的目的。
扭矩平衡是通过建立机械模型和动力学模型进行分析研究，使用数学计算方法和机械加工的实验方法进行优化和调整的。
通常采取的方法有使用FEM分析分析法、大数据处理和实验验证等多种方式。
4.4 传动效率的提高传动效率是衡量传动系统性能的重要指标之一。
在传动效率低时，整个伺服压力机在工作时会产生能量损失，使设备能量的真实利用率下降，产生许多不必要的能量浪费。
因此，提高传动效率是整个伺服压力机传动系统优化设计的一个必要和重要的领域。
在提高传动效率的过程中，需对传动系统进行优化调整。
采用高级加工设备，使用高硬度、高精度的传动配件，以减小传动系统的能量损失，进而提高传动效率。
另外，定期保养、监控及时排除加工参数异常等，也是提高传动效率的重要措施。
4.5 优化建模SP-160伺服压力机传动系统的优化设计需要通过有效的数学模型进行优化分析。
在设计阶段中，需要建立传动系统的模型，通过数学模型的运算，根据不同的参数，确定优化方案。
在设计模型过程中，需要选取合理的支座、强度和厚度以及电机的输出等参数，以保证传动系统的数学模型更加接近实际情况。
优化建模可以采用多种方法，如MATLAB、ANSYS等工程软件的应用，这些工具可以加速伺服压力机传动系统的优化计算。
此外，传动系统的仿真技术也是众多研究人员关注的一个重要方向，传动系统的仿真实验可以帮助研究人员更加直观地了解传动系统的特点，从而发现其存在的问题并予以优化设计。
综上所述，通过对SP-160伺服压力机传动系统的优化设计，可达到优化整机的性能指标和生产效率的目的，提高设备的可靠性、精度和稳定性，从而推动设备的普及和应用。
第五章：SP-160伺服压力机传动系统故障分析及处理5.1 引言虽然SP-160伺服压力机在设计中注重性能和可靠性，但在整个使用过程中仍可能会出现一系列的故障。
本章将结合实际情况，讨论SP-160伺服压力机传动系统的故障原因和具体解决方案，以便更好地促进SP-160伺服压力机的应用和推广。
5.2 故障分析（1）电机故障：SP-160伺服压力机传动系统中电机的故障频繁出现，可能是由于电机本身的老化或是电路故障等原因造成的。
如果遇到电机故障，首先检查传动系统的供电电路是否正常。
其次，查看电机是否受到损坏，如果是，需要更换电机。
（2）齿轮故障：在传动系统中，齿轮是承担着传递扭矩和转速调节的主要部件。
如果齿轮受到磨损或损坏，就会导致整个传动系统的效率下降。
对于齿轮故障的处理方法，可以考虑更换材质或更换元件等。
（3）离合器故障：离合器是SP-160伺服压力机传动系统中的一项重要部件，它可以在需要时使整机惯性运转下来的冲头及时停止。
如果离合器失灵，整个传动系统的安全性将会受到影响。
对于离合器故障可以进行调整、维修或更换等方法。
（4）传动带故障：传动带是SP-160伺服压力机传动系统中的一项重要部件，其正常运行关系到传动辊的平稳运转以及整个传动系统的有效性。
如果传动带损坏，或导致传动系统的减速比不一致，从而使整个设备无法完成相应的任务。
5.3 故障处理对于SP-160伺服压力机传动系统出现的故障，在实际工作中需要及时处理。
对于电机故障，需要查看供电电路是否正常；对于齿轮故障，可以采用更换新的齿轮或更换材质等方法解决；对于离合器故障，则可以进行调整或更换离合器的方法进行处理；对于传动带故障，可以采取更换传动带、检查传动带的工作状态等方法进行处理。
在具体的故障处理方法中，需要专业人员进行维修。
在维修时，一定要注意安全性，遵循相关的规章制度，采取安全可靠的方法，从而避免不必要的风险和生产损失。
5.4 故障。