伺服压机（共3篇）
伺服压机 篇1
摘要：从机械结构设计和伺服传动力矩方面, 分析产生大吨位伺服压机电机与减速箱传动联轴机构异常磨损问题的原因, 结合实际传动力矩实施技术改造。
关键词：伺服压机,联轴机构,电机轴,磨损,改造
1 存在问题
中国第一重型机械公司研制的2500 t伺服机械高速压机已在江淮汽车乘用车制造公司投用, 设备采用西门子伺服系统 (含西门子伺服电机) , 减速机构由郑州机械研究所设计, 整条生产线实现高自动化和高速化运行。压机传动电机与减速箱采用刚性连接, 设计为刚性十字联轴机构 (图1) , 确保联轴可靠牢固, 实现稳定传动。1台压机共计4套联轴机构 (分别位于压机上横梁4个角) , 从左到右分为3段, 左边为电机轴, 中间为十字联轴, 右边为减速箱高速输入轴, 其中右边减速箱高速轴为原配设计, 材料均为Cr Mn钢, 相对强度高, 左边和中间为后配制作, 材料为普通钢材料制成, 硬度为241~286 HB。
压机联轴机构使用一段时间后出现不同程度间隙增大, 十字联轴键槽处最大磨损间隙达5 mm (图2, 设计允差0.01 mm) , 严重影响传动, 造成伺服传动偏差停机, 需要重新设计制作联轴机构。
2 问题分析
针对联轴传动现状, 结合电机传动力矩、传动高低速转换、电机转速以及减速箱设计转速和传动减速比等因素。综合分析认为, 电机部分轴的设计尺寸过长, 与十字联轴连接部分在电机高速及高低速转换传动过程中扭矩大。联轴键槽设计间隙>0.01 mm, 配合间隙逐渐因传动接合“撞击”而逐渐增大, 造成十字联轴水平、垂直方向发生明显摆动, 导致伺服传动某一角传动滞后, 编码数据累积产生偏差停机。为此, 联合专业设计技术诊断分析后, 决定更改传动联轴机构部件, 改造连接件强度、材质处理以及部件尺寸。
3 主要改造内容
原联轴机构设计样式是电机轴外径、减速箱轴外径以及十字联轴外径均为130 mm, 改造方案见图3。
(1) 保留减速箱高速轴不变, 轴外径仍为130 mm, 设计外径为255 mm的轴套, 轴套内采用胀紧套胀紧 (图4, 规格:Z5-130×180、额定转矩28 k N·m、螺栓拧紧力矩145 N·m, 轴套采用42Cr Mn, 调质269~302 HB, 轴套键部分进行表淬2~3 mm, 增加表面硬度, 整体强度较高) 。
(2) 十字联轴外径增加到185 mm, 材料、硬度与减速箱轴轴套一致, 十字键槽采取表淬2~3 mm。
(3) 电机轴长度缩短为45 mm (原达到70 mm) , 制造材料和工艺与减速箱轴以及十字联轴一致, 电机轴与十字联轴之间设有润滑油嘴。
(4) 3段部件键槽上下接合处安装配合间隙保持在0.01 mm, 左右方向接合面间隙保证在0.5 mm, 不要贴合无间隙。
4 效果
重新设计后, 现场对4套联轴机构进行更换改造, 改造后状态见图5。设备运转后再次对轴套涨套安装牢固性及水平垂直度进行检测 (图6) , 确保跳动值总和在0.05 mm。改造使用近年半, 未发现异常问题。
5 结语
目前, 中国制造2025更强调制造装备的可靠性和精密性。对于机械制造企业, 大型设备的高速、精密传动机构设计必须要充分考虑传动力矩、扭矩, 以及运行惯量, 而且材质选型和加工件工艺处理也要适当。
水压机伺服控制操纵系统设计研究 篇2
水压机是以水为动力介质来进行操控的。 主要的操控部件仍然采用主分配器, 其上设有三组插装阀,通过主分配器转轴驱动顶杆来控制阀门的启闭,进而控制水压机的3 个工作缸和2 个回程缸, 实现水压机的空程下降、加压、回程和停止( 悬停)以及水压机的压力分级。
主分配器的结构原理见图1 所示。 1、2 号阀控制2 个回程缸的进水和排水,3、4 号阀控制水压机中间工作缸的进水和排水。作为一级压力,5、6 号阀控制两侧工作缸的进水和排水,两侧工作缸同时工作为二级压力,3 个工作缸同时工作为三级压力。主分配器转轴逆时针转动,根据顶杆的间隙依次顶起2、3、5 号阀,完成水压机的空程下降、加压过程;顺时针转动, 根据顶杆的间隙依次关闭5、3、2 号阀,顶起6、4、1 号阀,完成水压机的工作缸泄压、水压机回程,转轴停止在中间位置,工作缸不进高压水和回程缸不进水也不排水, 水压机停止在任意位置。
主分配器转轴转动靠安装在侧面的接力液压缸A、B来驱动,A缸进油转轴逆时针转动,B缸进油转轴顺时针转动; 转动的方向和转角的大小由操作小手柄来控制,此随动系统的快速、协调、安全实现是由伺服液压控制系统来完成的。
1伺服控制工作原理
伺服电液比例阀控制系统是控制主分配器各阀开启的关键部件,主要由油箱、油泵、比例阀、旁路控制阀、溢流阀、过滤器、蓄能器等组成。
操作手柄上安装一个角位移传感器, 主分配器转轴上安装一个角位移传感器,工作时,操纵手柄扳动一个角度,发出一个操作的角度位置信号,PLC将其与主分配器转轴角位移传感器反馈的转轴的角度位置信号比较,然后转变为一个±10mA的电流供给比例方向阀,控制比例方向阀开启,向主分配器的接力液压缸A( 或B)供油,推动分配器主轴转动,当角度差逐渐变小直至一致, 比例阀的阀口开度逐渐变小最后关闭,停止供油,主分配器转轴停止转动。 如此构成一个闭环的控制系统,如图2 所示,保证主分配器转轴的转动与操作手柄转动的精确随动, 进而控制水压机的准确动作。
2伺服控制液压系统的设计
2.1液压系统参数的设计
如图1 主分配器的结构所示,2、3、5 阀门在转轴中心的一侧,1、4、6 阀在转轴的另一侧,转轴向一个方向转动时都有3 个阀门的开启力作用在转轴上,接力液压缸A、B的推力也作用在转轴上,与其形成平衡转矩。 根据选择的进排水阀的规格知道阀门开启的力,可以确定接力液压缸的推力大小。本例为47.2kN。
2.1.1液压系统工作压力的确定
根据结构,首先选取接力液压缸柱塞的直径D=80mm。 根据液压缸负载公式F=pA计算液压缸的系统压力p:
计算的系统压力是转轴平衡压力, 为了保证转轴转动并具有一定的加速度, 同时考虑系统管路的阻力,系统工作压力按照计算压力的1.5 倍选取,p=14MPa。
2.1.2液压系统流量的确定
由主分配器接力器液压缸的结构和转轴转动最大的角度可以求得液压缸的最大行程S=105mm。
水压机精整锻造次数最大为n=45min-1,即接力液压缸A、B工作次数为45min-1,可计算出所需要的流量:
根据系统的流量和压力就可以选择液压泵、液压阀,设计液压管路等。
2.2液压源回路工作原理
所设计的液压源回路如图3 所示, 采用恒压变量泵,工作时满足压力的情况下最大流量供油,保证主分配器接力液压缸动作速度, 同时在不工作时达到设定的压力液压泵零流量输出, 减少液压油的发热量; 泵出口采用电磁溢流阀的作用主要保证液压泵的无负载启动; 液压源回路中还采用了两台皮囊式蓄能器,其作用有二:一是在工作是能够保证接力液压缸随着操作快速反应,提高系统的跟随速度,二是在系统出现故障时最为动力源供油, 保证水压机的安全。
2.3控制回路工作原理
控制回路如图4 所示, 做成一个独立的集成阀块上,安装在紧靠主分配器的地方,选择零遮盖比例方向阀,双电磁铁,集成比例放大器,能够有效防止信号偏移,保证系统反应灵敏,随动及时,做到手柄有操作,水压机有动作。
控制回路中还设置了比例方向阀旁路系统,主要起到安全作用,当系统出现故障,如比例阀堵塞卡死、操作急停、突然掉电等,此时蓄能器供油,通过旁路系统使主分配器转轴向停止、回程方向转动,卸掉工作缸的压力,排除故障后系统给电自动恢复。回程缸中的泄压在水压系统中通过设置手动闸阀来解决。
3伺服控制系统下水压机快锻功能的实现
水压机的快锻一般采用一级压力,即中间工作缸工作,两侧缸随动。 水压机的快锻操纵系统有两个特点,一是回程缸常通高压水,不存在排水过程;二是中间工作缸没有充液过程,即其充液阀关闭,同时两侧缸不工作不进高压水,常通低压保持充液状态,即充液阀打开。
如图1 所示的主分配器,虽然能够实现一级压力工作,但是由于3 个工作缸的充液阀开启控制高压水为取自回程缸的高压水,所以不具备水压机快锻操纵系统的特点,尽管液压伺服控制系统能够保证主分配器的快速反应,但是在水压机的快锻操作上仍然是空程下降( 工作缸充液)、加压、泄压和回程,完成一般常锻的全过程,这样,精整锻造的质量稳定性和快锻的速度依靠操作者的熟练程度、操作手法,操作强度比较大。
图5 是改进的主分配器,采用一个液压闸阀绕过回程缸的进水阀1, 联通高压水源与回程缸管路, 同时设置一个机构将回程缸排水阀2 的顶杆移开, 排水阀2 不受主分配器转轴的转动影响,一直关闭,这样回程缸就一直通高压。 液压闸阀用一个两阀分配器来控制,快锻时打开液压闸阀,常锻时关闭液压闸阀。
充液阀的控制水仍然取自回程缸的高压水,然后分成两路,一路直接连接两侧工作缸的充液阀,一路通过常开的两阀分配器连接中间缸的充液阀。 这样常锻时3 个工作缸的充液阀随回程缸的进排水而打开和关闭;快锻时,由于回程缸常通高压水,两侧缸的充液阀保持打开,两侧缸一直保持充液状态;而连接中间缸的充液阀管路上的两阀分配器打开,使该充液阀的控制常通低压, 充液阀在缸中压力作用下常关闭,中间工作缸不再充液。
以上主分配器改进仅仅采用了几个水压机常用的标准部件,不影响液压伺服控制系统的配置,就完成了水压机快锻功能的改造,实现水压机加压、泄压回程的快锻操作,简单实用,提高了水压机的快锻速度,降低了操作的劳动强度。
4结论
( 1) 水压机操作系统采用液压伺服控制系统,有效而灵敏的闭环回路随动控制,实现了水压机的远程操控, 也为水压机的自动控制提供了基础条件。
伺服压机 篇3
关键词：机械设计,液压机,交流伺服,直驱,无油泵,有限元分析
0引言
传统液压机一般包括油泵及液压缸传动系统, 其主要缺点是速度低, 快降及回程速度只有100~ 200mm/s。 近些年来世界各主要工业发达国家都在努力提高液压机的速度,以便提高生产率。提高液压机的工作速度即缩短液压机的一个工作循环时间, 减少液压机工作循环时间的关键是缩短其快速上行和下行的时间[1,2]。如快速锻造液压机,即采用交流伺服电机的液压伺服压力机,其速度已高达450mm/s。 国外的一些高速小型液压机每分钟行程次数可达数百次以上[3,4]。
如图1所示为一种无油泵交流伺服电机直驱式新型液压机,采用滚珠丝杠的传动机构、交流伺服电机的伺服驱动方式, 把螺旋压力机的飞轮传动理论应用到液压机中, 实现滚珠丝杠旋转带动丝杠螺母高速下行运动, 液压机滑块快速下行和回程均靠交流伺服电机直接驱动滚珠丝杠完成; 使用主副复合增压缸实现低速增力压制,同时降低冲压驱动力;主缸体与滑块一体,采用小活塞以及小活塞腔,在快速下行和上行时能迅速反应充液和排液; 采用双拉杆结构与主缸体活动连接实现柔性锻压及滑块回程高速运动。该新型液压机传动效率大大提高,滑块定位精度高,快降及回程速度可达700mm/s,满足低速锻冲、高速空程的技术要求,实现了压力机的工作特性柔性可调、节能降耗。
本文针对该无油泵交流伺服电机直驱式液压机,采用ANSYS有限元软件,首先对所设计的液压机机身结构进行静力学核算和相关优化分析, 然后进行了有限元静力学优化及动态特性( 模态) 分析, 根据分析结果对结构进行相应的改进。
1无油泵交流伺服直驱新型液压机机身结构
机身是机床的重要组成部分, 它不仅是压力机主要零件的装配基体, 而且还要承受机器的全部工作载荷( 某些下传动压力机除外) ,机身承载能力和变形大小及其动态性能将直接影响产品精度及模具使用寿命。 压力机常采用的机身结构形式主要有开式和闭式两大类。
本文的无油泵交流伺服直驱液压机综合考虑实际应用及市场需求采用开式整体焊接机身, 左右对称结构,其简化模型和机身结构示意图如图2、图3所示。
开式机身受力危险截面分别是工作台与喉口连接下圆角处的截面、 喉口和上部圆角过渡的截面以及喉口中间截面处。 通常上下圆角截面处最为危险,在设计机身的过程中,考虑到圆角处应力集中, 必须设法增大喉口上下过渡圆角处的圆角半径,降低应力集中现象。 机床在工作时,机身的变形量和重量在机器的总变形量和总重量中也占有很大比例,所以为提高整体刚度, 应设法提高机身刚度, 并试图减重,机身设计中要充分考虑如何合理设计截面,降低自重,提高刚度,使应力分布更加合理。
本文所设计的新型液压机主要技术参数如下:
公称压力1600k N
工作精度1mm
工作行程12mm
滑块行程次数30min-1
滑块行程300mm
最大装模高度500mm
机身喉口深度400mm
工作台面尺寸940mm×1500mm
工作台中心孔直径200mm
本文以所建立的机身实体模型为分析对象,以ANSYS有限元软件为工具,对机身进行了静力分析和预应力加载状态下的模态分析,并根据分析结果对机身结构进行了多次改进优化,取最后一次改进优化前后模型模态分析结果进行比较,说明模态分析在改进机械结构,使机械结构具有更好的动态特性中具有很大作用。
2机身结构有限元分析
机身是由优质45# 钢板焊接而成的空间板系结构,所用材料参数为:弹性模量E=2.0×1011Pa,泊松比 μ=0.3,密度 ρ=7.85×103kg/m3,屈服强度355MPa。 图4为机身整体单元网格划分情况, 节点数68908个,单元数25081个。 机身整体采用六面体网格划分,在应力和位移变化比较平缓的部分, 主要采用100mm的单元;对危险截面,喉口部分及喉口上下圆角部分,考虑到应力较大,单元划分都采用10mm大小的单元。
2.1机身静力分析
有限元模拟所得机身等效应力分布图如图5所示,通过等效应力云图看到,机身等效应力最大处位于柱塞与上板连接处, 此处受到1600k N压力的反作用力,使上板产生应力集中,应力为141.9MPa。 喉口上圆角 处取点应 力为59.335MPa, 下圆角为74.753MPa。 由于喉口下圆角处圆角半径较小,所以喉口最大应力出现在机身喉口的下圆角处。
有限元模拟所得的机身总变形图如图6所示, 通过总变形云图可以看到,最大变形出现在顶板处, 此处由于顶板处有传动机构支撑焊筒, 支撑焊筒上作用有丝杠所要承受的172k N的反作用力,是由于支撑焊筒、中间板及顶板之间的连接不够所致。机身的最大应力处变形为4.129mm, 喉口上圆角取点处变形为1.5814mm。
对“ C”机身而言,垂直刚度和角刚度是影响机身精度的主要因素, 垂直方向的变形可在一定程度上反映机身精度。 机身垂直方向的变形即图7所示Z轴方向的变形,最大变形为3.162mm。 此变形量远大于机身精度所要求的变形量。
2.2机身模态分析
在静力分析的基础上对机身进行有预应力的模态分析, 以提取机身在冲压阶段应力加载状态下固有频 率和固有 振型, 防止机床在冲压工作时由于振动造成机床服役寿命变短、 模具损坏严重、 加工产品质量低下等恶劣影响。 表1即为改进前机身的前10阶固有频率,图8所示为改进前机身10阶模态振型。
下面对图8所示的机身改进前十阶模态振型的产生原因进行分析, 为后续采取相应改进措施提供依据,以使机身整体静态性能和动态特性最佳。
1阶振型( f=27.85Hz)( 图8a) 为机身整体的左右一阶摆动,最大变形0.5248mm。
2阶振型( f=38.6Hz)( 图8b) 为机身整体的前后一阶弯曲,最大变形0.6495mm。
3阶振型( f=57.5Hz)( 图8c) 为机身整体的左右一阶扭转,最大变形0.9267mm。
4阶振型( f=129.11Hz)( 图8d) 为机身整体受力作用,各部分受拉压应力变形,机身后侧顶部变形较大,最大变形3.304mm。
5阶振型( f=148.25Hz)( 图8e) 为机身后部的左右扭曲摆动,最大变形2.566mm。
6阶振型( f=148.51Hz)( 图8f) 为机身整体受力作用, 各部分受拉压应力变形, 机身整体变形都较大,最大变形1.038mm。
7阶振型( f=157.07Hz)( 图8g) 为机身整体受力作用,各部分受拉压应力变形,机身后部变形较大, 最大变形2.438mm。
8阶振型( f=170.2Hz)( 图8h) 为机身头部前面板的局部变形,最大变形11.69mm。
9阶振型( f=178.36Hz)( 图8i) 为机身整体的左右二阶摆动,最大变形3.984mm。
10阶振型( f=184.21Hz)( 图8j) 为机身底部两连板的摆动,属局部变形,最大变形9.476mm。
3机身结构优化
针对改进前机身模型出现的问题, 对机身头部变形过大、机身后侧板的振型过大等问题,在不影响机身工作要求的情况下,从结构上进行适当改进:将机身侧板喉口后部前后方向尺寸变大, 改进机身上板的结构, 改进机身头部焊筒的结构以及机身头部的支撑结构。
3.1改进后机身静力分析
改进后有限元模拟所得的机身等效应力分布图如图9所示,通过等效应力云图看到,喉口上圆角处取点应力为66.6MPa,下圆角为63.1MPa,相比改进前降低了15.6%。 如图10所示,通过垂直方向变形云图可以看到,改进后的最大变形为1.284mm,降低了59.4%。
3.2改进后机身垂直刚度和角刚度
开式压力机工作时将产生弹性变形。 它有两部分变形,即:使装模高度产生改变的垂直变形和使滑块运动产生倾斜的角变形。 这些变形特别是角变形的存在,将影响工件精度、模具寿命和加速滑块导向部分的磨损。通过模拟机身的变形,可以计算出机身的垂直刚度和角刚度。
所谓垂直刚度是指压力机的装模高度产生单位垂直变形时,压力机所承受的作用力,可用Ch表示,即
式中:P———压力机承受的载荷,k N;
H———压力机承受载荷P时,使装模高度产生改变的垂直变形,mm。
图10所示h=1.284mm,由式( 1) 可计算出本机的垂直刚度为1246k N/mm,大于1000k N/mm的垂直刚度要求。
所谓角刚度是指压力机滑块相对于工作台产生单位角变形时所承受的作用力,用Cα表示,即
式中:P———压力机承受的载荷,k N;
α———压力机承受载荷P时,使滑块产生倾斜的角变形,mrad。
机身总的角变形
式中:α1———机身头部的角变形,mrad;
α2———工作台面的角变形,mrad。
图11、12分别为机身头部角变形曲线图和工作台面角变形曲线图。
由式( 2) 、( 3) 及图11、12,可得机身角变形如表2所示, 由表可以看出模拟计算所得的角刚度大于满足机身精度要求的角刚度。
3.3改进后机身模态分析
改进后机身10阶模态振型示意图如图13所示。
4改进前后机身性能对比分析
将改进前后机身10阶模态对应的10阶固有频率对比分析,如表3所示,改进结构后机身的模态固有频率有一定的提高,最高约9.2%。 改进后机身各阶振型的振幅都有大幅下降, 特别是第二阶振型反映液压机工作时机身的上下振幅, 最能代表液压机的工作精度,其改进后最大值为0.4221mm,相比改进前降低了35%。 以上说明了改进后机身模型的动态性能相比原机身模型得到了改善。
该压力机工进时电动机的转速为533.1r/min, 快进与回 程时的转 速分别为4341r/min、3937.5r/ min。 因此电动机的工作频率为8.885Hz、72.35Hz、 65.625Hz, 压力机滑块行程次数为30min-1, 故压力机的工作频率为0.5Hz, 从表3可以看到液压机的工作频率和液压机工作时电机的频率均比机身各阶固有频率低的多,不会对机身的性能造成明显影响。 而快进与回程时,电机转速对应的频率为72.35Hz、 65.625Hz,在机身三 、四阶频率之间 ,但实际上由于与三、四阶频率均相距较远,因此也可以认为它不会对机身造成明显影响。
对机架的固有频率及对应的固有振型分析还发现:
( 1) 机架整体的刚度和质量分布较为均衡 ,无明显的薄弱部位和过剩部位,这有利于机架的动力性能;
( 2) 机身最小固有频率大于20Hz,小于20Hz为次声波,处于次声波环境中的人极易疲劳。因而该机身不会产生次声波污染。
5结论