一种大型伺服压力机主传动系统参数标定优化方法

摘要

本发明公开了一种大型伺服压力机主传动系统参数标定优化方法，包括以下步骤：确定主传动系统待标定参数；建立伺服电机运行转矩理论计算模型；建立主传动系统参数标定模型。本发明通过将伺服压力机主传动系统中固有的机械特性参数进行模块化分类，确定影响伺服电机转矩的待标定参数，并建立伺服电机运行转矩理论计算模型，进而采用优化技术求解主传动系统参数标定模型，获得精确的主传动系统参数值，操作简单、方便，效率高，精度高，解决了现有技术中仅靠工程师现场调试经验难以获得精确的主传动系统参数的问题，提高了伺服电机安全校核的准确性，为伺服压力机能够长期稳定运行提供了可靠保障。

说明书

技术领域

本发明属于伺服压力机应用技术领域，涉及一种伺服压力机主传动系统参 数标定优化方法，尤其适用于主传动转动惯量较大、系统较为复杂的大型伺服 压力机主传动系统参数标定。

背景技术

伺服压力机采用伺服电机作为驱动源，滑块运动曲线柔性可控，可根据零 件冲压成形工艺的要求，优化设计滑块最佳运动曲线，达到既能提高零件冲压 成形质量又能提高冲压生产节拍的目的，在冲压领域具有广泛的应用前景。

在优化设计滑块运动曲线时，必须要校核伺服电机的动态限和热极限，即 伺服压力机采用优化设计的滑块运动曲线运行时，确保伺服电机实际运行转矩 和热极限值均低于许用值，否则会导致伺服电机无法正常工作或降低使用寿命， 这就要求伺服电机的转矩理论计算值与实际运行值误差较小，并留有一定的安 全裕度才能保证伺服电机能够长期稳定工作。尤其对于主传动转动惯量较大、 系统较为复杂的大型伺服压力机，伺服电机安全校核的准确性直接影响其使用 寿命。伺服电机的动态限和热极限校核涉及主传动系统中旋转部件的转动惯量 和质量、直线运动部件的质量、传动系统的机械效率以及平衡缸平衡系数等参 数，上述这些参数，在伺服压力机机械结构设计时已有给定值，但受部件加工 余量和实际运行工况的影响，使得这些参数的理论给定值与实际值有较大的偏 差，进而影响伺服电机安全校核的准确性。在传统方法中，主传动系统参数的 取值主要依赖于工程师现场调试经验，而且需要通过不断修改和试错，才能获 得较为满意的系统参数值，参数调整时间长且精度不高，难以给伺服电机安全 校核提供精确的系统参数值。

发明内容

针对现有技术存在的不足，本发明的目的在于提供一种大型伺服压力机主 传动系统参数标定优化方法，解决主传动系统参数的取值主要依赖工程师的现 场调试经验，精度不高，难以得到精确的主传动系统参数的问题。通过对主传 动系统参数进行现场标定，获得实际运行工况下这些参数的精确值，进而提高 伺服电机安全校核的准确性。

为了实现上述目的，本发明的技术方案如下：一种大型伺服压力机主传动 系统参数标定优化方法，包括以下步骤：

A、确定主传动系统待标定参数

大型伺服压力机主传动系统包括伺服电机、联轴器、减速系统、偏心轮、 执行机构、滑块、平衡缸以及其他辅助部件，伺服电机通过联轴器和减速系统 驱动偏心轮做旋转运动，然后通过执行机构将偏心轮的旋转运动转化为执行机 构末端的直线运动，进而带动滑块做往复直线运动，其中执行机构采用曲柄连 杆机构、六连杆机构、肘杆机构或八连杆机构；在伺服压力机运行过程中，伺 服电机提供的转矩主要消耗在以下几个方面：

A1、驱动伺服电机转子、联轴器加减速所需的转矩，其值与转子、联轴器 转动惯量和伺服电机旋转加速度相关；

A2、驱动减速系统、偏心轮旋转部件加减速所需的转矩，其值与减速系统、 偏心轮的转动惯量和偏心轮旋转加速度相关；

A3、在平衡缸力的作用下，驱动滑块直线加减速所需的转矩，其值与平衡 缸力、滑块和其他辅助部件质量、滑块速度、滑块加速度以及偏心轮转速相关； 所述的其他辅助部件包括上模具、装模高度调整装置和执行机构的部分连杆；

A4、克服零件冲压成形力所需的转矩，其值与零件冲压成形力、偏心轮转 速和滑块速度相关；

A5、克服主传动系统中摩擦力所需的转矩，其值与主传动系统的机械效率 相关；

伺服电机旋转加速度、偏心轮转速和旋转加速度、滑块速度和加速度均属 于运动学参数，是根据冲压工艺要求设定的，由人为输入和通过相关计算推导 出；除冲压成形力参数以外的伺服电机转子和联轴器的转动惯量、减速系统和 偏心轮的转动惯量、平衡缸力、滑块和其他辅助部件的质量、主传动系统的机 械效率均属于主传动系统的固有参数，当伺服压力机的机械结构确定后，这些 参数即为定值；根据主传动系统中运动部件的联接方式和运动方式，将主传动 系统中固有的机械特性参数进行模块化分类，分别为伺服电机转子和联轴器总 转动惯量J_m，减速系统和偏心轮旋转部件折算到偏心轮轴上的总转动惯量J_e， 滑块及其他辅助部件的总质量m_s，平衡缸力与滑块重力的比值即平衡系数ψ以及 主传动系统的机械效率η，上述5个参数即为需要标定的主传动系统参数；

B、建立伺服电机运行转矩理论计算模型

分别计算主传动系统中各运动部件在工作状态时所需的伺服电机转矩，计 算步骤如下：

B1、伺服电机驱动自身转子及其联轴器加减速所需的转矩，计算表达式为

$T_{\mathrm{mi}}=\frac{{4\mathrm{gJ}}_m{a}_{\mathrm{ci}}}{375}---\left(1\right)$

式中，T_mi为单台伺服电机驱动自身转子和联轴器加减速在偏心轮转角θ_i下所需 的转矩；g为重力加速度；J_m为伺服电机转子和联轴器总转动惯量；a_ci为转角θ_i下偏心轮的旋转加速度；

B2、伺服电机驱动减速系统、偏心轮旋转部件加减速所需的转矩，计算表 达式为

$T_{\mathrm{ei}}=\frac{4{\mathrm{gJ}}_e{a}_{\mathrm{ci}}}{375\mathrm{u\eta K}}---\left(2\right)$

式中，T_ei为单台伺服电机驱动减速系统、偏心轮旋转部件加减速在偏心轮转角θ_i下所需的转矩；J_e为减速系统和偏心轮等旋转部件折算到偏心轮轴上的总转动 惯量；u为减速系统的传动比；η为主传动系统的机械效率；K为使用的伺服电 机台数；

B3、伺服电机驱动滑块及其他辅助部件加减速所需的转矩，计算表达式为

$T_{\mathrm{si}}=\frac{m_s{v}_{\mathrm{si}}[0.001a_{\mathrm{si}}+g(1-\psi )]}{{105N}_i\mathrm{u\eta K}}---\left(3\right)$

式中，T_si为单台伺服电机驱动滑块及其他辅助部件加减速在偏心轮转角θ_i下所需 的转矩；m_s为滑块及其他辅助部件的总质量；v_si为滑块在偏心轮转角θ_i下的速度； a_si为滑块在偏心轮转角θ_i下的加速度；ψ为平衡系数；N_i为偏心轮在转角θ_i下的 旋转速度；

B4、伺服电机克服零件冲压成形力所需的转矩，计算表达式为

$T_{\mathrm{wi}}=\frac{{300\mathrm{gP}}_{\mathrm{Fi}}{v}_{\mathrm{si}}}{{\mathrm{\pi N}}_i\mathrm{u\eta K}}---\left(4\right)$

式中，T_wi为单台伺服电机克服零件冲压成形力在偏心轮转角θ_i下所需的转矩；P_Fi为零件在偏心轮转角θ_i下的冲压成形力；

伺服压力机在冲压作业时，根据式(1)～(4)，单台伺服电机在偏心轮转 角θ_i下所需的总转矩为

T_ci＝T_mi+T_ei+T_si+T_wi             (5)

C、建立主传动系统参数标定模型

参数标定问题实际上是求取使理论计算值与实际值误差最小的参数值，是 以二者误差最小化为目标的优化设计问题，对于大型伺服压力机主传动系统参 数标定问题，就是求取使伺服电机转矩理论计算值与实际运行值误差最小的J_m、 J_e、m_s、ψ和η参数；具体实现步骤如下：

C1、由于式(4)中零件冲压成形力是未知值，故采用滑块打击液压拉伸垫 的方式来模拟零件冲压成形过程；在伺服压力机上，拉伸垫设定恒定顶出力和 顶出位移；

C2、根据拉伸垫顶出位移规划偏心轮转速曲线，所述的滑块运动曲线根据 偏心轮转速曲线和执行机构数学模型计算得出，伺服压力机采用该曲线运行并 连续打击拉伸垫；

C3、在滑块打击拉伸垫过程中，采集一个周期内单台伺服电机的实际运行 转矩，记为T′_ci，i＝1,2,……,M，M为转矩测量点数；

C4、根据伺服压力机机械结构设计时给出的参考值，给定参数J_m、J_e、m_s、 ψ和η的边界范围；

C5、根据式(1)～(5)和偏心轮转速曲线得到伺服电机理论转矩，建立优 化目标函数为

$Q=\sqrt{\underset{i=1}{\overset{M}{\Sigma }}\frac{{(T_{\mathrm{ci}}-T_{\mathrm{ci}}^{\prime })}^2}{M}}---\left(6\right)$

C6、采用复合形优化算法求解，使式(6)达到最小值，输出使得伺服电机 转矩理论计算值与实际运行值偏差最小的主传动系统参数。

本发明的有益效果是：

本发明通过将伺服压力机主传动系统中固有的机械特性参数进行模块化分 类，确定影响伺服电机转矩的待标定参数，并建立伺服电机运行转矩理论计算 模型，进而采用优化技术求解主传动系统参数标定模型，获得精确的主传动系 统参数值，解决了现有技术中仅靠工程师现场调试经验难以获得精确的主传动 系统参数的问题，提高了伺服电机安全校核的准确性，为伺服压力机能够长期 稳定运行提供了可靠保障。

附图说明

图1为大型伺服压力机主传动系统组成和标定参数。

图2为偏心轮规划转速曲线。

图3为优化前后伺服电机理论计算转矩与实际运行转矩的对比。

具体实施方式

下面结合附图和实施例对本发明作详细说明。

一种大型伺服压力机主传动系统参数标定优化方法，包含下列步骤：

(1)根据大型伺服压力机主传动系统中运动部件的联接方式和运动方式， 主传动系统可分成伺服电机、联轴器、减速机、执行机构、滑块以及平衡缸等 独立部件，均由伺服电机驱动并执行相应的动作功能。将这些独立部件固有的 机械特性参数进行模块化分类，形成主传动系统中待标定参数，分别为伺服电 机转子和联轴器总转动惯量J_m，减速机和偏心轮等旋转部件折算到偏心轮轴上 的总转动惯量J_e，滑块及其他辅助部件(上模具、装模高度调整装置、执行机 构的部分连杆)的总质量m_s，平衡缸力与滑块重力的比值即平衡系数ψ以及主传 动系统的机械效率η，如图1所示。

(2)根据式(1)～(4)分别建立驱动各独立部件加减速运动所需的伺服 电机转矩的数学模型，并根据式(5)建立伺服压力机在冲压作业时所需的伺服 电机总转矩计算模型，为下一步系统参数标定优化提供计算模型。

(3)建立主传动系统参数标定模型，并采用复合形优化算法求解，具体实 施步骤如下：

(a)采用液压拉伸垫的顶出力来模拟零件的冲压成形力，设定液压垫恒定 顶出力为3000kN，顶出位移为200mm。

(b)根据拉伸垫顶出位移规划偏心轮转速曲线，如图2所示，伺服压力机 采用该曲线运行并连续打击拉伸垫。

(c)在滑块打击拉伸垫过程中，采集一个周期内单台伺服电机的实际运行 转矩，记为T′_ci，i＝1,2,……,M，设置转矩测量点数M＝360，即将偏心轮旋转一周 分成360个等份，每个角度采集一个转矩值。

(d)根据伺服压力机机械结构设计时给出的参考值，设置参数J_m、J_e、m_s、 ψ和η的边界范围，分别为J_m∈[5,10]，J_e∈[20000,60000]，m_s∈[60000,100000]， ψ∈[1.0,1.3]，η∈[0.75,0.95]。

(e)以伺服电机转矩理论计算值与实际运行值误差最小化为目标，建立优 化目标函数，如式(6)所示。

(f)采用复合形优化算法求解该优化问题，经过412次迭代，耗时12秒， 程序得到收敛，输出标定参数，如下表所示，系统参数的给定参考值与优化标 定值有较大的偏差，表明部件加工余量和实际运行工况对系统参数取值的影响 还是很大的。给定的系统参数参考值、优化的系统参数值根据式(1)～(5)分 别计算出单台伺服电机的转矩，并与步骤(c)中采集的伺服电机实际运行转矩 进行对比，如图3所示，从图中可以看出，采用优化的系统参数值计算出的伺 服电机转矩与实际运行转矩更为吻合，伺服电机理论计算转矩与实际运行转矩 的平均误差由451Nm降低到320Nm，尤其在加减速尖峰点处，伺服电机转矩的 理论计算值与实际运行值的偏差由74.2％下降至10.1％，达到了提高伺服电机安 全校核的目的。验证结果表明，采用本发明能够快速标定出大型伺服压力机主 传动系统参数，获得实际运行工况下这些参数的精确值，进而提高伺服电机安 全校核的准确性。

表1主传动系统参数的给定参考值和优化标定值

项目名称 单位 给定参考值 标定优化值 J_mkgm²7.81 8.42 J_ekgm²44320 30000 m_skg 85000 78728 ψ ％ 120 124.29 η ％ 92 86.80