縱梁腹面沖孔壓力機主傳動系統(tǒng)設計與分析

王超，王強，崔富鈞，劉文侖

（濟南大學 機械工程學院，山東 濟南 250022）

縱梁主要用于商務車，是支撐車身的重要部件。縱梁上300～500 個孔中至少80%的孔分布在腹面，用于零部件的安裝。為提高孔的加工效率，采用閉式雙點多工位壓力機完成縱梁腹面沖孔工藝逐漸成為一種發(fā)展趨勢。壓力機工作臺布置了左右對稱、可以獨立前后移動的12 個模架組合單元，不同孔徑所需沖裁力及沖孔位置不同造成滑塊前后、左右方向的偏載。而沖孔過程中產生的偏心載荷會直接影響壓力機傳動系統(tǒng)效率、模具或壓力機的使用壽命，甚至影響沖孔的精度及質量[1]。

機械壓力機在工作過程中通過小功率電機與儲能飛輪的配合可以滿足大成形力的做功需求，適合于沖裁工藝[2][3]。張映紅[4]針對將公稱力Pg 為13000kN～8000kN 的雙動機械壓力機改造為公稱力Pg=8000kN 的閉式單動壓力機，簡化了多工位壓力機的結構、減少更換模具時間，提高了生產效率及效益。魏明等人[5]通過對公稱壓力Pg=16000kN、六個工位的機械壓力機的力學分析表明，由于各個工位完成的工序不同，所需的成形力也不同，則在成形過程中產生的偏載影響壓力機的受力。唐志超[6]針對12000kN 偏心壓力機進行了滑塊傾斜度影響因素的數(shù)學分析，得出滑塊傾斜的原因及解決方法。柳喬等人[7]針對雙點壓力機影響因素—曲柄長度誤差、轉角相位差及連桿長度誤差，分析了其對主傳動鏈的綜合影響，并在尺寸和公差方面進行了優(yōu)化，從而制定滿足工藝要求的公差要求。

上述學者研究的主要內容為針對多工位機械壓力機在左右方向上的偏心載荷對壓力機甚至滑塊產生的影響，缺少對曲軸橫放與縱放傳動形式的選擇論證，及曲柄長度誤差、轉角相位差及連桿長度誤差對滑塊在精度要求中對主傳動系統(tǒng)抗偏載能力的影響分析。

1 沖壓工藝對主傳動的影響

1.1 典型縱梁多工位沖孔

如圖1 所示，縱梁由腹面與兩側的翼面組成，常見的牌號為610L，屈服強度為510MPa，其長度為4000mm～12000mm，腹面的寬度b 為150mm～450mm，常見板厚為5mm～8mm，腹面有6～9 種孔徑、300～500個圓孔，翼面高度為40mm～95mm。隨著商務車對輕量化及強度的要求，本文針對板厚t=8mm、b=450mm的縱梁進行結構分析與壓力機主傳動設計。

圖1 縱梁

如圖2 所示，定義工作臺前后、左右對稱線交點處為原點，送料方向為X 的正方向，垂直于X 軸方向為Y 方向；壓力機工作臺上有12 個關于Y 軸對稱、可沿Y 軸方向獨立移動的模架組合單元?？椎闹行钠x上述所定義X、Y 軸的距離分別定義為Δy、Δx。

圖2 多工位壓力機腹面沖孔示意圖

1.2 沖孔位置與偏載的計算與分析

根據(jù)目前市場縱梁腹面沖孔調研，腹面沖孔孔徑范圍為?9～?50，所需沖裁力大小由公式（1）計算得到，產生的最大偏心力矩由公式（2）計算得到，不同孔徑所需沖裁力大小如表1 所示。

表1 不同直徑的沖孔所需沖裁力大小及最大偏心距

式中：F 為沖裁力大小，kN；k 為安全系數(shù)；τ 為抗剪強度，MPa；t 為鋼板厚度，mm；M 為偏心距，N·m；Δy為偏心距離，mm。

電機通過主傳動系統(tǒng)將能量傳遞到模架組合單元，通過模具完成沖孔工藝。根據(jù)上述工藝要求所設計的多工位壓力機的主要技術參數(shù)如表2 所示。

表2 壓力機主要技術參數(shù)

2 主傳動的確定與設計

完成沖孔需要電機通過主傳動系統(tǒng)將能量傳遞到模架組合單元，通過模具完成沖孔工藝。如圖3 所示，按照曲軸的傳動形式可以分為以下三種：單曲軸橫放、雙曲軸橫放、雙曲軸縱放。

圖3 傳動形式

2.1 傳動形式的分析與確定

在沖裁力達到最大值即板料沖孔t/3時，對曲軸產生的力矩最大，則本文針對此狀態(tài)對傳動系統(tǒng)進行受力分析，桿距的最小值Lmin=2050mm。

對于單曲軸橫放，由于曲軸過長發(fā)生角變形使左右連桿處不同步，則在不發(fā)生偏載的情況下仍然會使滑塊產生撓度變形。曲軸直徑計算如公式（3）所示。式中：d 為曲軸直徑，mm；k 為曲軸系數(shù)，k=0.07。

曲軸的角度差所引起連桿A、B 處的高度差為Δh，計算如公式（4）、（5）所示，式中Tc為曲軸所受力矩，N·m；G 為切變模量，GPa。

1.導軌2.滑塊3.連桿4.曲軸5.軸瓦

解得：Δh=0.29mm

根據(jù)壓力機的精度要求，δL≤L/5000=0.41mm，由于扭轉角偏差的出現(xiàn)降低了70%抗偏載能力，不利于克服在沖孔工藝中X 方向所產生的偏載。

雙曲軸橫放可有效克服單曲軸橫放所引起的左右連桿不同步。沖裁過程中在Y 方向產生的偏載是由導板承受[8]，滑塊的受力如圖4 所示。受力及力矩平衡如公式（6）～（8）所示。

圖4 滑塊Y 方向上受力圖

式中：Δy 為偏載距離滑塊中心的距離，mm；l1、l2、l3為導板、連桿作用力到滑塊底面的距離，l1=200mm、l2=500mm、l3=555mm；F′為許用偏心載荷，kN；l 為導軌受壓長度，l=100mm；B 為導板有效寬度，B=100mm；F1、F2為導板壓力；p 為導板面壓；[p] 為導板許用壓強，[p]=20MPa。

如圖5 所示，主傳動系統(tǒng)在Y 方向的相同偏載距離，曲軸縱放所允許的最大壓力較大，可有效提高主傳動系統(tǒng)的抗偏載能力。

圖5 偏載距離對許用偏載力的影響曲線

綜上所述，雙曲軸縱放可以抵消自身產生的側向力，增強傳動系統(tǒng)的抗偏載能力；克服曲軸轉角不同步引起的滑塊傾斜。本文選擇雙曲軸縱放結構。

2.2 結構尺寸設計

以滑塊的最高行程次數(shù)nmax=100 次/min 為參數(shù)進行設計，電機轉速為n電=1440 轉/min，總傳動比i由公式（9）計算得：

為保證飛輪的性能與使用壽命，其轉速nv一般為250 轉/min～350 轉/min[9]，則取nv=300 轉/min。直齒輪傳動比在3～6，為使傳動效率最大，齒輪的傳動比應在3～3.5 中取值[10]，則取齒輪傳動比i2=3。則帶輪的傳動比為i1=4.8。齒輪模數(shù)由計算公式（10）可得，其中Pm為壓力機公稱壓力；k12為齒寬系數(shù)；fv速度系數(shù)；y 為齒形系數(shù)；σb為材料屈服強度。齒輪參數(shù)如表3 所示，圖6 為主傳動系統(tǒng)的三維模型。

表3 主傳動零部件結構尺寸

圖6 主傳動三維圖

3 雙曲軸縱放主傳動分析與討論

3.1 滑塊運動學分析

根據(jù)曲柄滑塊運動規(guī)律可以得出滑塊位移S、速度v、加速度a 與曲柄轉角α 之間的關系[11]：

圖7 滑塊的位移、速度、加速度曲線

3.2 許用偏載及影響因素分析

如圖8 所示，在偏離Y 軸Δx處，允許的最大載荷為此工位的許用偏載。按照強度要求，在不發(fā)生偏載時許用載荷為Pg；發(fā)生偏載時，偏載力F′在A、B兩處產生的力分別為FA、FB，且最大許用值為Pg/2。

圖8 滑塊X 方向偏載受力簡圖

而曲柄轉角相位差、曲柄半徑誤差、連桿長度誤差直接影響滑塊的精度，進而會影響主傳動的抗偏載能力，本文針對上述設計的多工位壓力機主傳動系統(tǒng)進行受力分析，通過理論推導研究不同影響因素在精度方面對主傳動系統(tǒng)抗偏載能力的影響。

按照精度要求許用偏載需滿足：

此精度下許用偏載為：

3.2.1 曲柄轉角相位差的影響

兩曲柄相位角出現(xiàn)相位差時，則使A、B 兩點出現(xiàn)高度差Δh，公式（21）計算可得，曲軸轉角相位差與A、B 兩點高度差的關系如表4 所示。

盾構施工法具有基本不影響環(huán)境，施工質量高、速度快，機械化程度高等諸多優(yōu)點，它的運用也非常廣泛。但是盾構法施工因其施工特點，所以難免會對施工地點周圍的土體造成擾動，進而因其地表沉降，對施工造成巨大影響，不僅延誤施工進度，影響施工的工程進度，甚至還可能造成安全事故，使人們的生命財產安全受到破壞。所以，地表沉降研究是盾構法施工研究的一個重要方向。

表4 曲軸轉角相位差與A、B 兩點高度差的關系

按照精度要求，許用偏載由公式（17）變換可得：

許用偏載可由公式（18）變換計算：

如圖9 所示，在曲軸不同轉角相位差的情況下，隨著轉角的相位差增大，同一偏載位置的許用偏載值在減小，兩曲軸轉角相位差的出現(xiàn)降低了主傳動系統(tǒng)的抗偏載能力，而在裝配體安裝時應盡量避免轉角相位差的出現(xiàn)。

圖9 曲柄轉角相位差對許用偏載的影響曲線

3.2.2 曲柄半徑誤差的影響

兩曲柄半徑出現(xiàn)誤差時，則直接使A、B 兩點出現(xiàn)高度差，高度差Δh 計算公式可由公式（22）變換為公式（23）進行計算，曲軸轉角相位差與A、B 兩點高度差的關系如表5 所示。

表5 曲柄半徑誤差與A、B 兩點高度差的關系

如圖10 所示，在兩曲柄半徑出現(xiàn)不同的誤差時，隨著半徑誤差的增大，同一偏載位置的許用偏載值在減小，兩曲柄半徑的誤差降低了主傳動系統(tǒng)的抗偏載能力，而在生產制造中應嚴格要求曲柄的半徑，避免曲柄半徑誤差的出現(xiàn)，致使主傳動系統(tǒng)的抗偏載能力降低。

圖10 曲柄半徑誤差對許用偏載的影響曲線

3.2.3 連桿長度誤差的影響

兩連桿長度出現(xiàn)誤差時，則直接使A、B 兩點出現(xiàn)高度差，高度差Δh 計算公式可由公式（19）變換為公式（22）進行計算，曲軸轉角相位差與A、B 兩點高度差的關系如表所示。

表6 連桿長度誤差與A、B 兩點高度差的關系

如圖11 所示，兩連桿長度出現(xiàn)誤差時，隨著連桿長度誤差的增大，同一偏距位置的許用偏載減小，兩連桿長度的誤差降低了主傳動系統(tǒng)的抗偏載能力，而在生產制造中應嚴格要求連桿長度，避免連桿長度誤差的出現(xiàn)，致使主傳動系統(tǒng)的抗偏載能力降低。

圖11 連桿長度誤差對許用偏載的影響曲線

3.2.4 滑塊的許用偏載曲線

在沒有上述誤差存在的條件下，主傳動系統(tǒng)的許用偏載應同時滿足強度與精度要求，主傳動系統(tǒng)的許用偏載曲線如圖12 所示，許用偏載范圍為兩條曲線相交的區(qū)域，在偏距Δx＜729mm時，許用偏載F′需滿足強度要求；在偏距Δx＞729mm時，許用偏載F′需滿足精度要求。

圖12 許用偏載曲線

4 結論

（1）設計了滿足于縱梁腹面沖孔工藝的1600kN閉式雙點多工位壓力機雙曲軸縱放的主傳動系統(tǒng)，證明了雙曲軸縱放主傳動系統(tǒng)可以增強壓力機滑塊的抗偏載能力。

（2）針對設計的主傳動系統(tǒng)進行了運動學分析，得出了滑塊的位移、速度、加速度隨曲軸相位角的變化曲線。

（3）分析了使壓力機滑塊發(fā)生傾斜的影響因素—曲柄轉角相位差、曲柄半徑誤差、連桿長度誤差—對主傳動系統(tǒng)抗偏載能力的影響規(guī)律。

（4）基于強度、精度的要求，對所設計的主傳動系統(tǒng)進行了受力分析，得到了此傳動系統(tǒng)的許用偏載曲線。