Servo Pres Tasarımı ve Dinamik Modeli: Uygulamalı Bir Örnek

Servo Pres Tasarımı ve Dinamik Modeli: Uygulamalı Bir Örnek R. Halıcıoğlu * L.C. Dülger A.T.Bozdana Gaziantep Üniversitesi Gaziantep Üniversitesi Gaziantep Üniversitesi Gaziantep Gaziantep Gaziantep Özet1 Esneklikleri, basit yapıları, kolaylıkla kontrol edilebilmeleri ve düşük enerji tüketimleri gibi sebeplerle servo presler günümüzde önemli bir uygulama seçeneği haline gelmiştir. Dünyada birçok firma ve araştırmacı servo presler üzerine çalışmakta ve farklı prototipler geliştirilmektedir. Ancak ülkemizdeki pres üreticileri tarafından sunulmakta olan yeterli seçenek bulunmamaktadır. Servo krank presler ise tasarım sınırları içerisinde, birçok farklı tipte hareket üreterek tek bir makine ile üreticiye geniş aralıklarda çözümler sunabilmektedir.bu çalışmada, üretim aşamasında bulunan 50 T yük ve 200 mm kurs kapasiteli bir servo krank pres makinası için Lagrange yaklaşımı ile sistemin dinamik modeli türetilmiştir. Çalışmada kullanılan servo krank pres makinasının 3B katı model tasarımı yapılmıştır. Servo pres için motor seçimi yapılmış ve dinamik değerler vasıtasıyla da uygun servo motor özellikleri tespit edilmiştir. Dinamik model ve benzetim sonuçları, gerçek sistem parametreleri ile uygulanmış ve sunulmuştur. Anahtar kelimeler: Servo pres, sistem tasarımı, dinamik analiz, motor seçimi Abstract Because of properties such as flexibility, simple construction, easy control and lower energy consumptions, servo presses have become an important application tool in todays. A lot of firms and researchers have studied on servo presses and they have developed different prototypes. However there is no enough choice by manufacturers in Turkey. Servo crank presses can generate a lot different types of motion in their design limitations, so they can present wide solutions to manufacturers. In this study, System dynamic model is derived by Lagrange approach for a servo crank press machine tool whose capacities are 50T load and 200 mm stroke. The servo crank press s 3D solid model is built. Suitable motor selection is presented and suitable servo motor properties are determined by using dynamic values. Dynamic model and simulation results are applied and presented with real system parameters. Keywords: Servo presses, system design, dynamic analysis, motor selection * rhalicioglu@gantep.edu.tr dulger@gantep.edu.tr bozdana@gantep.edu.tr 1 I.Giriş Servo presler hidrolik preslerin esneklik özelliğini taşırken, geleneksel mekanik presler kadar hızlı, güvenilir ve düşük hatalarda çalışmaktadır. Saç metal şekillendirme sektöründe geleneksel pres makinalarına kıyasla, özellik bakımından öne çıkmaktadır. Servo presler çok farklı mekanizmalarda üretilmesine rağmen krank mekanizmalı servo presler esneklikleri, basit yapıları ve üretim maliyetinin düşük olmasıgibi sebeplerle daha uygun bir tercih olarak görülmektedir. Servo krank presler krank-biyel mekanizmalarından oluşmaktadır [1-2]. Bu tür mekanizmaların gerek tasarımıgerekse de analizleri üzerine birçok çalışma mevcuttur.abdullah ve Telegin [3]krank pres (sıcak işlem) üzerine çalışmış ve dinamik modelini çıkartmışlardır. Çalışmada krank-biyel mekanizması kullanılmış olup, bağlantı boşlukları da düşünülerek 3B tasarımları ile deformasyon analizleri yapılmıştır. Fung ve ark. [4-6] farklı krank-biyelmekanizmalarının (katı, esnek ve pnömatik bölünmüş biyel) dinamik analizlerini ve titreşim kontrollerini yapmışlardır. Hamilton ve Lagrange yaklaşımları kullanılmıştır. Çalışmalarında sabit mıknatıslı senkronize servo motor (PMSM) kullanmışlardır. Bai ve ark. [7]ultra hızlı damga presleri üzerine çalışmış ve krank-biyel mekanizması kullanmışlardır. Newton yaklaşımı ile kütle ve ataletler de dahil edilerek sistemin dinamik analizleri yapılmıştır. Daha sonra Pro/E yazılımı kullanılarak 3B dizayn ve atalet kuvvetleri de dahil edilerek benzetimleri verilmiştir.liu ve ark.[8]krank-biyel mekanizmasının kinematik ve dinamik analizi üzerine çalışmıştır. Dinamik model statik denge yaklaşımı ile oluşturulmuş ve Matlab-Simulink ortamında çözülmüştür. Servo pres imalatındadinamik analiz ve tasarımın yanı sıra en önemli etkenlerden birisi de motor tip ve kapasitesinin belirlenmesidir. Toyokoki [9] 100Tkapasiteli ilk ticari servo presi bükme amaçlı geliştirmiştir. Bu pres için AC servo motor tercih edilmiştir.aida firması [10]DSF-N1 ve N2 seri servo preslerde AC servo motor kullanmıştır. Kurs aralığı 160-400 mm olan bu makinalar 80-300 T aralığında ve motor kapasiteleri 25-50 kw arasında değişmektedir.amadafirması [11]delme ve basma amaçlı servo presler üretmektedir. Yaklaşık 40 mm kurs boyuna sahip AE-NT ve EM-NT (doğrudan çift tahrikli) seri bu preslerin kapasiteleri 20-33 T vegüç gereksinimleri

AC200V 3-faz 50/60 Hz, 19-27 kw aralığındadır. Ayrıca Amada [12]80-300 T aralığında basma kapasitesi olan SDE serisi servo presleride üretmektedir. Kurs boyları 160-400 mm aralığında değişirken, 80-30 spm hız kapasiteli bu presler 25-50 kw aralığındaki motorlar ile hareket ettirilmektedir.servo pres uygulamalarının çoğunluğunda AC servo motorlar yüksek tork kapasiteleri sebebiyle tercih edilmiştir. Bu çalışma kapsamında, Lagrange yaklaşımıyla kütle ve ataletleri ile dinamik olarak modellenmiş olan 50 T kapasiteli servo krank presin 3B mekanik tasarımı Solidworks ortamında yapılarak, gerçek sistem parametreleri elde edilmiştir.dinamik analiz sonuçları da dikkate alınarak, hareket uygulamalarına en uygun olan servo motor ve indirgeyicisi seçilmiştir. II.Sistem Tanımı ve Hareket Senaryosu Servo krank pres için krank-biyel mekanizması seçilmiş olup mekanizmanın şematik gösterim Şekil1 de verilmiştir. Burada, r, θ, l, β sembolleri sırası ile krank uzunluğu, krank açısı, biyel uzunluğu ve biyel açısını belirtmektedir. Bu değerlerin üssü ifadeleri ise her bir parça için kütle merkezinin boyunu vermektedir. Krank/biyel uzunluk oranı 1/6 olarak seçilmiş olup, 200mm kurs hareketi planlanmıştır. Kurs boyu s, y değerine bağlı olarak denklem (1) den bulunabilir. Her iki tarafın birinci ve ikinci türevleri ise kurs hız ve ivmelerini vermektedir. İstenilen koç hareketine bağlı olarak krank hareketini bulmak için sistemin kinematik denklemleri aşağıdaki gibidir. Bu denklemlerde,, değişkenleri sırasıyla krank pozisyon, hız ve ivme değerlerini vermektedir. y değeri, krank dönme merkezi ile koçun pozisyonu arasındaki mesafedir. Bu değer Şekil 1 de y 3 olarak gösterilmiştir. Bilinen s değerine bağlı olarak denklem (1) den elde edilebilir [1-2]. Şekil. 1. Krank Pres mekanizması şematik gösterimi (1) cos (2) Çalışmada, pres koçu için istenen kritik hareket senaryosu saç metal şekillendirmede sıklıkla kullanılan Şekil 2 deki gibi yumuşak temas profilidir. Harekette, iniş ve çıkışlarda hızlanma görülürken, parçaya temas öncesi yavaşlama sağlanarak presleme yüzey kalitesinin iyileştirilmesi amaçlanmaktadır. (3) (4) 2 Şekil. 2. Zamana bağlı koç hareket ve kuvvet profili Buradaki kuvvet değerleri ise koç hareketi ve malzeme özelliklerine bağlı olup, referans olarak alınmıştır. III.Dinamik Model Sistemin enerjisine ve genel koordinatlardaki kinematik değişkenlere bağlı olan Lagrange yaklaşımı ile dinamik modelleme yapılmıştır. Lagrange yaklaşımı aşağıdaki adımlar izlenerek servo krank pres sistemi için uygulanmıştır[13-19]. i) Sistem SD (serbestlik derecesi) tespit edilir ve bağımsız değişkenler belirlenir, ii) kinematik ilişkiler belirlenir,

iii)dış kuvvet ve kuvvet takımları belirlenir, iv) kinetik ve potansiyel enerji denklemleri yazılır, v) Lagrange fonksiyon ve denklemleri uygulanır. Servo pres için kullanmış olduğumuz krank-biyel mekanizması 1 SD ne sahip olup kinematik bağıntıları Eşitlik (5-7) deki gibi x ve y koordinatlarında verilmiştir. Eşitlik (8) ise β ve θ açıları arasındaki bağıntıyı vermektedir.sırasıyla,,x, y, x y ifadeleri krankın ağırlık merkezinin x-y koordinatındaki pozisyonu, biyelin ağırlık merkezinin x-y koordinatındaki pozisyonu ve koçun bağlantı merkezinin x-y koordinatındaki pozisyonudur., (5), (6), (7) Bu ifadelerin birinci ve ikinci türevleri alınarak,,,,,,,,,,, ifadeleri elde edilir. Kinematik ifadelerden sonraki adım dış kuvvet takımlarının belirlenmesidir. Bu sistem için sürtünmeler ihmal edilerek,ifade (9) da kuvvet bağıntıları yazılmıştır. Burada τ motor tarafından elde edilmesi gereken krank tork değerini verirken, F ise torka karşı üretilen reaksiyon kuvvetidir.ayrıca, c ifadesi oranıdır. (8) (9) Bu aşamadan sonra her biruzvun kinetik ve potansiyel denklemleridüzenlenmiş şekilde aşağıda yazılmıştır. Burada θ ve τ sırasıyla krank için pozisyon ve tork değerleridir. (10) 2 (11) 2 (12) 2 (13) 2 Eşitlik (9-12) de geçenm 1, m 2, m 3, ifadeleri sırasıyla krank kütlesi, biyel kütlesi, koç kütlesi, krank kütle atalet momenti ve biyel kütle atalet momentlerini vermektedir. Sistemin potansiyel enerji ifadeleri de aşağıdaki gibi yazılabilir. (14) (15) (16) (17) Aşağıda Lagrange fonksiyonu, kinetik ve potansiyel enerji denklemlerine bağlı olarak verilmiştir. Ayrıca Euler-Lagrange denklemi de ifade (19) da verilmiştir. Burada q k bağımsız değişkenini θ tanımlamaktadır. Tüm ifadeler gerekli türetmeler de yapılarak, ifade (19) da yerine yazılırsa, sistemin dinamik denklemi ifade (20) deki gibi elde edilir. Burada sistem krank dişlisine kadar kabul edilmiş olup, helisel dişli ve indirgeyici aktarma verimleri %96 olarak düşünülmüştür. (18), 1,2,, (19) 2 2 1 (20) 3

IV.Katı Model Tasarımı Servo krank pres sistemi krank, biyel ve koç uzuvlarından oluşmaktadır. Ayrıca bu mekanizmaya ev sahipliği yapan tek parça (kaynaklı) gövde de mevcuttur. Katı model tasarımına sistemde mevcut olan en zayıf halka burçlar olduğu için buradan başlanmış ve makine elemanları tasarım metotları uygulanarak, minimum 3 güvenlik faktörü ile tüm üç boyutlu tasarımları Solidworks bilgisayar programı yardımı ile Şekil 3 deki gibi yapılmıştır. Yine programda malzeme tanımları yapılmış ve Tablo 1 de, herbir mekanizmanın gerçek ağırlık ve atalet değerleri bulunmuştur.tablodaki atalet değerleri, her bir parça için kütle merkezine göredir. Bu veriler dinamik analiz benzetiminde kullanılmıştır. Krank miline indirgenmiş toplam sistem ataleti ise Huygens- Steiner (paralel eksen) teoremi ile sabit varsayılmış ve aşağıdaki denklem ile 10,55 kgm 2 olarak bulunarak,motor seçimi için kullanılmıştır [20]. (21) Kütle Atalet Uzunluk Merkez Parçalar (kg) (kgm 2 ) (m) mesafesi (m) Krank+Dişlisi 307,70 8,39 r=0,1 r'=0,028 Biyel 117,59 4,97 l=0,6 l'=0,195 Koç 186,30 - - - T.Mili+Dişlisi 65,02 0,08 - - TABLO 1. Mekanizmanın gerçek verileri V. Benzetim Sonuçları Sistemin kinematik ifadeleri kullanılarak, Şekil 2 deki istenilen çıkış değerleri ile ters kinematik ve dinamik analizler yapılmıştır. Önce istenilen hareketin türevlerini alarak koçun hız ve ivme değerlerine Şekil 4 deki gibi ulaşılmış, ardından da ters kinematik ile denklem(2-4) kullanılarak krankın açısal pozisyon, açısal hız ve açısal ivme değerlerine Şekil 5 deki gibi ulaşılmıştır. Şekil 4 de koçun hareketi aşağı doğru iken, hareket yönü negatif ve Şekil 5 de krankınsaat yönündeki hareketi negatif olarak kabul edilmiştir.koç hareketindeki keskin geçişler düzeltilerek optimize bir geçiş sağlandığından koçun hız ve ivmesi ile krankın hareket, hız ve ivmesinde düzgün bir akış görülmüştür. Sistemin dinamik ifadesiolan denklem (20) krank hareketine bağlı bir denklemdir. Kinematik olarak elde edilmiş olan veriler kullanılarak çözüldüğünde krank için gerekli olan tork değerleri Şekil 6 deki gibi bulunur. Şekil. 3. 3B Katı model tasarımı 4 Şekil. 4. Koçun zamana bağlı hız ve ivme grafiği

olarak gruplandırılan AC servo motorlar yüksek tork kapasitelerine sahip oldukları için ağır uygulamalarda tercih edilmektedir. Genellikle çoğu AC servo motorlar senkronize olup, sabit mıknatıslıdır (PM). Çoğu zaman sabit mıknatıslı senkron motor olarak da (PMSM) adlandırılırlar. Bu motorlar 1000 Nm gibi yüksek tepe torklara ulaşabilmektedir. Tork motorlarda senkron motorlar gibi çalışırlar. DC ve AC motorların tersine maksimum ulaşabilecekleri hızlar düşüktür. Ancak 50000 Nm gibi çok yüksek tepe torklara ulaşmakta ve uygulamada dişli ve dişli kutusuna gerek duyulmamaktadır [21-23]. Şekil. 5. Krankpozisyon, hız ve ivme grafiği A. Servo motor seçim parametreleri Servo motorlar sıklıkla tercih edilen bir tahrik makinası olmasına rağmen, yanlış motor tercihi gereksiz olarak maliyeti arttırabileceği gibi, sisteme yeterli gelmeyebilir. Bu yüzden servo motorun seçimi esnasında aşağıdaki adımlar izlenmiştir[24-28]. Ortam koşulları:genelde motor üreticileri 40 C ortam sıcaklığına göre üretim yapmaktadırlar. Makinanın çalışma koşullarında ortam sıcaklığı 20-25 C aralığında olacağından, birçok motor firmasının ürünleri düşünülebilir. Sistem dinamiği:sistem dinamiği belirli bir hareket senaryosuna göre analiz yapılmış ve dinamik veriler elde edilmiştir. Sistemin harcadığı güç değeri denklem (22) deki gibi bulunabilir.motorun anma güç değeri krank biyel mekanizmasında krank için gerekli olan değerden daha büyük olmalıdır.şekil 6 da sistem (kranka uygulanan) için gerekli güç değeri verilmiştir. Şekil. 6. Krank tork ve güçdeğişim grafiği VI. Servo Pres İçin Uygun Motor Seçimi Servo motorlar genel olarak üç sınıfa ayrılırlar; DC servo motorlar, AC servo motorlar ve tork motorlar.bu elektrik motorları geri besleme sinyali göndererek pozisyon, hız ve tork kontrolleri yapabilmektedir. DC servo motor hızları kolaylıkla değiştirilebilir, bu yüzden pozisyon ve hız kontrolünde sıklıkla tercih edilirler. Ancak ağır uygulamalarda çok yüksek tork değerlerine ulaşamamaktadır. Son zamanlarda senkron ve asenkron 5 (22) Tahvil ve atalet oranı:dişli ve indirgeyici dişli kutuları motorun tork değerinin sisteme yansımasını arttırırken, hız değerlerini de o oranda düşürmektedir. Denklem (23) motor ve sistem arasındaki dişli tahvil oranına bağlı olarak tork ve hız bağıntılarını vermektedir. Burada w M, w L, τ L, τ M ve sırası ile motorun hızı, yükün hızı, yükün torku, motorun torku ve dişli aktarma verimini ifade etmektedir. Denklem (24) ise motorun zamana bağlı gerekli tork değerini vermektedir. Ayrıca motor ve yük arasındaki atalet oranı da motor seçimi için önemlidir.sistemdeki toplam ataletin motora yansıyanı eşitlik (25) de (J L ) olarak verilmiştir. Yansıyan atalet ile servo motor arasındaki oran eşitlik (26) daki gibi olup, bu değerin 1-10 aralığında olması en uygun çözümdür [26]. (23) (24)

(25) (26) Yük tanımı ve çalışma çevrimi:yükün tork ve hız grafikleri dinamik analiz vasıtası ile belirlenebilmektedir. Servo motorlar nominal hız, tork ve güç değerlerine sahiptir. Bu değerler altında bir servo motor sürekli çalıştırılabilir ve görev çevrimi (duty cycle) % 100 dür. Tork ve hız değerleri nominal değerlerin üzerinde ise çevrimin çalışma yüzdesi denklem (27) deki gibi bulunur. Burada G yüzde görev çevrimini ifade ederken, t 1 motorun sürekli nominal değerlerde çalıştığı süre, t 2 motorun nominal üzerinde çalıştığı zaman ve t 3 motorun torkunun sıfıra yakın çalıştığı zaman aralığını vermektedir.aralıklı olarak nominal değerler üzerinde oda sıcaklıklarında çalışan bir motor için, denklem (28) de bulunan sistem tork ifadesinin (τ RMS ),motorun RMS torkunun değeri altında olması motorun ısınma problemi yaşamadan düzenli çalışmasını sağlayacaktır. Bu denklem güç için de kullanılabilir. Ayrıca ifade (29) daki gibiyükün tepe torku da yine motorun tepe torkunun altında olmalıdır. % 100 (27) (28), (29) İndirgeyici dişli kutusu seçimi:servo motorlar için, servo dişli kutuları veya diş boşluğu azaltılmış dişli kutuları kullanılabilmektedir. Ayrıca dişli kutusunun çalışma peryoduna bağlı servis faktörü de önemli olup bu tür pres uygulamalarında ağır ve şoklu çalışma söz konusu olabileceğinden 2 nin üzerinde seçilmelidir. Aşağıdaki denklemler motor çıkışı ile dişli kutusu çıkışı arasındaki bağıntıları vermektedir. Burada i indirgeyicidişli kutusunun tahvil oranıdır. / (30) (31) (32) B. 50T Servo kran pres için motor seçimi 50 T baskı kuvveti kapasitesine sahip servo krank pres için servo motor seçimi aşağıda verilmiştir. Presler ağır sanayi makinaları olduklarından ve yüksek tork değerlerine ihtiyaç duyulacağından, 3-faz 400V sabit mıknatıslı AC servo motor tipi (servo PMSM) seçilmiştir. 6 Sistemin krank uzvu ile tahrik mili arasında 1:5 oranında helisel dişli aktarması mevcuttur. Tahrik mili ise motor+indirgeyici gurubu çıkışına direk bağlanmıştır.dinamik analiz ile sistemdeki krank miline etkiyen krank maksimum tork ve güç değeri Şekil 6 dasırası ile12000 Nm ve 11,40kW, hız değeriise Şekil 5 de6,50 rad/s olarak görülmektedir. Genellikle motor kataloglarında hız değerleri rpm olarak görüldüğünden, krankın maksimum hızı da 62 rpm olarak alınabilir.buradaki helisel dişli aktarmasının verimi %96 dır. Bu değerler tahrik miline aktarıldığında, eşitlik (23) deki bağıntılar kullanılarak tahrik milinin maksimum hızı 310 rpm olurken, torku da 2500 Nm olarak bulunur.ayrıca güç değeri de 11,87kW olarak bulunur.motor bu değerleri indirgeyici dişli eşitlikleri (30-32) kullanıldıktan sonra karşılayabilmelidir. Ancak daha yüksek değerlerde çalışılabileceği de göz önünde bulundurularak,1,50 lik bir tork faktörü kullanılmıştır. Son tork ve güç değeri sırası ile 3750 Nm ve 17,81kW olarak düşünülmüştür. Tahrik mili üzerine etkiyen toplam atalet ise Tablo 1 den yararlanarak, denklem (21) nin düzenlenmesi ile elde edilen aşağıdaki denklem ile bulunabilir. Tahrik mili üzerindeki toplam milin ataleti 0,519 kgm 2 olarak hesaplanmıştır. (33) Birçok servo motor üreticisinin katalogları incelenmiş ve maksimum güç, tork ve hız değerlerinin dişli kutusu aracılığı ile sağlanabilirlikleri araştırılmıştır. Sonuç olarak Parker M_2053090 400VAC servo motor modeli seçilmiştir. Tablo 2 bu motorun(fren ilaveli)katalog değerlerini vermektedir. Her nekadar nominal tork değeri 62 Nm olsa da, bu motor 90 Nm tork altındakitleme olmaksızın çalışabilmektedir.motora soğutucu fan ilave edilmiş ve RMS tork kapasitesi %25 arttırılarak 112,50 Nm olarak düşünülmüştür [27]. Bu motorun istenilen maksimum tork değerlerini elde edebilmesi için yaklaşık 1:10 tahvil oranına sahip bir dişli kutusu kullanılmalıdır. Dişli kutuları için kataloglar incelendiğinde 1:10,41 tahvil oranına sahip olansew firmasının K_97/_AQA193 model servo adaptörlü helisel boşluk azaltılmış dişli kutusu seçilmiştir. Bu indirgeyici dişli kutusu motorun maksimum çalışma koşullarını sağlayabilmektedir. Servis faktörü 22kW çalışma koşullarında 3,90 iken ataleti 0,0096kgm 2 dir (0,0025 kgm 2 adaptör dahil).dişli kutusunun verimi ise % 96 dır [28]. Nominal Tepe Atalet Tork Hız Güç Tork Hız kgm 2 62 Nm 3000 rpm 18,6 kw 400 Nm 3700 rpm 0,0145 TABLO 2. M_2053090 400V servo motor katalog değerleri

Motora yansıyan toplam yük ataleti,dişli kutusu ilave edilerek ve denklem (25) den faydalanarak0,0146kgm 2 olarakbulunur.eşitlik (26) da yerine konularak atalet oranı 1 olarak bulunmuştur. Bu değer doğru aralıkta olup, uygun bir motor seçimi yapıldığını göstermektedir. Motordan istenilen maksimum hız, tork ve güç değerleri,%96 indirgeyici verimi hesaba katılarak ve eşitlik (30-32) kullanılarak sırası ile 3227 rpm, 375,24 Nm ve 18,55 kw dır (tork faktörü dahil). Bu değerler motorun kapasitesinin altındadır. Ayrıca hareket profilinin motorun ısınmasına karşı durumunu gözlemlemek için eşitlik (27) kullanılarak hareket ve yük için istenilen RMS tork110 Nm olarak bulunmuştur, bu değer motorun son RMStork değerinden düşüktür. Motor seçim ve kontrolleri tamamlandıktan sonra motor ve indirgeyici sisteminin ataletlerinin de motor tork ve gücüne etkisini gözlemleyebilmek için denklem (24) kullanılmıştır. Buradan elde edilen sonuçlar Şekil 7 de verilmiştir.ayrıca motor RMS torku 101 Nm olarak bulunmuştur. Tork ve güç değerleri ile RMS torku motor limitlerinin içerisindedir. Son olarak seçilen motorun maksimum tork ve hız değerleri düşünülerek, servo krank presin anma tonajı için maksimum kurs boyu ve yüksüz maksimum koç hızı sırasıyla 7mm ve 71 spm olarak bulunur. Şekil. 7. Motor tork ve güç değişim grafiği VII.Sonuçlar Çalışma kapsamında 50 T kapasiteli bir servo krank pres için parça tasarımları yapılmış, dinamik denklemi türetilerek gerçek kütle değerleri ile benzetimlerisunulmuştur. Kullanılan hareket, bu makine için en kritik senaryodur.servo motor seçim parametreleri ve aşamaları verilerek, en kritik çalışma koşullarına uygun ve optimum bir servo motor+indirgeyici dişli kutusu seçilmiştir.üretilen servo pres Gaziantep Üniversitesi, Makine Mühendisliği Bölümünde bulunmaktadır. 7 Teşekkür Bilim Sanayi ve Teknoloji Bakanlığına 01422.STZ.2012- I Numaralı SANTEZ projesi kapsamındaki desteklerinden dolayı teşekkür ederiz. Kaynakça [1] Halicioglu R., Dulger L.C. ve Bozdana A.T. Modelling and Simulation Based on Matlab/Simulink: A Press Mechanism. In Journal of Physics: Conference Series, 490 (1), p. 012053. IOP Publishing, 2014. [2] Halicioglu R. ve Dulger L.C. Krank pres mekanizması: kinematik analizi ve benzetimi. 16. Ulusal Makina Teorisi Sempozyumu, Erzurum, 451-458, Eylül 2012. [3] Abdullah M.N. ve Telegin V.V. Modeling of dynamic processes of the main executive mechanism of the hot-crank press. Al-Rafadain Engineering Journal, 19(4), 2011. [4] Fung R.F. ve Chen K.W. Dynamıc analysis and vibration control of a flexible slider crank mechanism using PM synchronous servo motor drive. Journal of Sound and Vibration. 214(4): 605-637, 1998. [5] Ha J-L., Fung R-F., Chen K-Y, ve Hsien S-C.Dynamic modeling and identification of a slider-crank mechanism. Journal of sound and vibration. 289(4): 1019-1044, 2006. [6] Fung R-F., Chiang C-L. vechen S-J. Dynamic modelling of an intermittent slider crank mechanism. Applied Mathematical Modelling. 33(5): 2411-2420, 2009. [7] Bai J., Tong S., Yu Z., ve Zheng, D. Analysis and simulations of inertia force in ultra high speed stamping machine. Journal of Networks. 5(12): 1475-1480, 2010. [8] Liu M., Cao Y., Zhang Q. ve Zhou H. Kinematics and dynamics simulation of the Slider-Crank mechanism based on Matlab/Simulink. In Computer Application and System Modeling (ICCASM), International Conference on Computer Application and System Modeling- IEEE. 9:557-563,Ekim 2010. [9] Endou J. Innovation of press working by servo press. Journal-Japan Socıety for Technology of Plasticity.49(2): 100-104, 2008. [10] Aida Katalog; AIDA Direct Servo Formers DSF-N1 and N2 Series, Web; http://www.aida.co.jp/en/products/product12.html, Erişim tarihi: 2012 [11] Amada, Catalog of AE-NT and EM-NT series, Amada America Inc. [12] Amada, Catalog of SDE series, Amada GMBH: Germany. [13] D'Souza A.F. vegarg V.K. Advanced dynamics: modeling and analysis. Prentice-Hall Englewood Cliffs NJ, 1984. [14] Shigley J.E. veuicker J.J. Theory of machines and mechanisms. McGraw-Hill New York, 1995. [15] Kütük M.E. Hybrid Machine Systems: Analysis and Control in Mechanical Engineering, Gaziantep University: Gaziantep, 2013. [16] Tokuz L.C. Hybrid machine modelling and control. Liverpool Polytechnic, phd thessis, 1992. [17] Ginsberg J. Engineering dynamics. Cambridge University Press, V:10, 2008. [18] Baruh H. Analytical Dynamics. WCB/McGraw-Hill Boston, 1999. [19] McCuskey S.W. An Introduction to Advanced Dynamics, Addison- Wesley Reading, MA, 1959. [20] Bulatović Ž.M., Tomić M.V., Knežević D.M. ve Cvetić, M.R. Evaluation of variable mass moment of inertia of the piston crank mechanism of an internal combustion engine. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part D: Journal of Automobile Engineering, 225(5): 687-702, 2011. [21] Osakada K., et al., Mechanical servo press technology for metal forming. CIRP Annals - Manufacturing Technology, 60(2): p. 651-672, 2011. [22] BaldorElectric, Servo Control Facts: A handbook explaining the basics of motion. MN1205-394. Arkansas, 2012. [23] Moog Inc. Catalog of High-Torque Direct Drive Rotary Servo Motor, 2006. [24] Krishnan R. Selection criteria for servo motor drives. Industry Applications, IEEE Transactions on, 1987(2): p. 270-275. [25] Roos F., Johansson H., vewikander J. Optimal selection of motor and gearhead in mechatronic applications. Mechatronics, 16(1): p. 63-72, 2006. [26] Cetinkunt, S. Mechatronics,USA: John Wiley & Sons, Inc, 2007. [27] Parker MB/MH Series Servo Motors Catalog, Parker Hannifin Corpotration, 2012.

[28] SEW-eurodrive, Servo gear units of SEW catalog and webside, SEW eurodrive-driving the world: Bruchsal/Germany, 2009. 8