基于ADAMS的多連桿高速壓力機滑塊運動特性曲線分析

袁丁益，鹿新建，陸文淵，袁 林，孫云飛，繆華濱

（南京工程學院 機械工程學院，江蘇 南京 211167）

隨著國內壓力機械技術的迅猛發展以及精密引線框架等精密件的沖壓技術需求，傳統的曲柄連桿壓力機已無法滿足當前工業生產的需求。壓力機正朝著高速度、高精度、驅動簡單化方向發展。基于這樣的發展背景，多連桿壓力機在精密零件的沖壓方面得到廣泛應用。與傳統曲柄連桿壓力機相比，多連桿壓力機具有下死點附近沖壓速度低、加速度小的特點，并且具有明顯的急回特性。這使得多連桿壓力機有著較高的沖壓效率，減小了沖壓時產品的振動，提高了下死點精度。

本文研究多連桿傳動機構相比于傳統的曲柄連桿傳動機構所具有的優勢，并結合軟件對模型進行仿真。研究了不同曲柄長度對滑塊位移、速度及加速度的影響，有助于多連桿壓力機傳動機構的設計。

1 模型的建立

1.1 多連桿機構運動原理

圖1為一種多連桿機構的運動簡圖。該機構左右對稱，D和D′為肘桿CD、C′D′與機架的鉸接點，H和H′為三角板FHC和F′H′C′與機架的鉸接點。OA為曲柄，繞O點作圓周運動，通過連桿AB將運動傳遞到滑塊上的B點，B點所在的滑塊沿垂直方向做上下往復運動，帶動擺桿BC（BC′）繞B點擺動，與此同時，肘桿 CD（C′D′）繞 D（D′）點擺動，通過連桿 CE（C′E′）將運動傳遞到滑塊上的 E（E′）點，滑塊受滑道約束在水平方向往復運動，并且通過連桿EF（E′F′）將運動傳給三角板 FHC（F′H′C′），使得三角板繞著 H（H′） 點擺動。連桿 GI（G′I′） 一端與三角板 FHG（F′H′G′）上的 G（G′）點相連，一端和連桿 IJ（I′J′）上的I（I′）點相連，將三角板的運動傳遞給連桿IJ（I′J′），連桿 IJ（I′J′）受到連桿 II′和滑塊 JJ′的約束，只能在豎直方向上下往復運動，并將運動傳遞給滑塊JJ′。滑塊JJ′在滑道的約束下，實現上下往復運動。

圖1 多連桿機構運動簡圖

1.2 MBS模型建立

MBS模型主要由剛體、約束及驅動組成。由于本文研究滑塊的位移、速度和加速度，剛體的質量屬性參數不影響仿真結果，故建模時只考慮各桿的幾何特征，采取ADMAS的幾何建模工具，選取圖1中的O點作為坐標原點，X軸水平向右，Y軸豎直向上，建模過程中自動生成的質量屬性參數不變；定義機架和剛體上各關鍵點（鉸接點），輸入各特征點坐標值；在各桿件之間、桿件和機架之間添加鉸鏈約束，滑塊與機架之間添加棱柱約束；在O點鉸鏈約束處添加旋轉驅動，轉速為600次/min。所建立模型如圖2所示，包括21個剛體、19個關鍵點（關鍵點的坐標值如表1所示）和一個驅動。

表1 多連桿機構桿件幾何參數

圖2 仿真模型

由于模型左右對稱，為了建模的方便，故只建立了左半邊的模型，并對模型進行了簡化處理。

2 仿真結果及影響因素分析

2.1 仿真結果

曲柄旋轉角速度取600次/min，對多連桿機構的運動特性進行了仿真，獲取了滑塊的位移曲線、速度曲線以及加速度曲線。為便于比較，構建了具有相同滑塊位移、滑塊行程，上死點位置相同的曲柄連桿機構仿真模型，獲取了滑塊位移、速度以及加速度曲線。仿真結果如圖3～5所示。

以沖壓1.2mm厚的零件為例，定量分析多連桿壓力機與曲柄壓力機沖壓過程中的運動學特性。從圖3中可以看出，曲柄連桿機構接觸零件時對應的曲柄轉角約為153°，工作角為27°，而多連桿機構接觸零件時對應的曲柄轉角約為131.4°，工作角為48.6°。可見，使用多連桿機構大幅度地增加了工作角，延長了沖壓過程中的工作時間，有利于減小沖壓過程中的沖擊。

圖4比較了兩種機構的滑塊速度曲線，在下死點附近的工作角度范圍內，曲柄連桿機構的平均沖壓速度為186.93mm/s，多連桿壓力機的平均沖壓速度為94.86mm/s，多連桿機構的沖壓速度與曲柄連桿機構相比要小得多，意味著只要送料速度和精度能夠保障，還可以進一步提高多連桿壓力機的沖壓速度，而不會超出材料的允許沖壓速度。此外，下死點附近的速度降低有利于壓印等精密加工。在離開材料的回程階段，曲柄連桿機構的最大速度為719.11mm/s，多連桿機構的最大速度為987.22mm/s。因此，多連桿機構具有急回特性。

圖3 滑塊位移曲線比較

圖4 滑塊速度曲線比較

圖5 滑塊加速度曲線比較

圖5比較了兩種機構的滑塊加速度曲線。曲柄連桿機構壓力機的滑塊加速度在工作角度范圍內由44.99m·s-2逐漸增加到50.91m·s-2，在非工作角度范圍內最大加速度為50.91m·s-2，基本上在一窄小高水平范圍內變化。多連桿壓力機的滑塊加速度在工作角范圍內由31.84m·s-2逐漸減小到10.69m·s-2，而在非工作角范圍內達到-103.65m·s-2，在工作角范圍較小的滑塊加速度有助于消除滑塊高速運動產生的慣性力對下死點精度的影響，減小沖壓過程中產生的振動。

2.2 影響因素

在設計桿系結構的時候，可以將曲柄OA的長度設計成可以調節的，以此增強高速多連桿壓力機的柔性。

如圖6～圖9所示為曲柄半徑取20mm、25mm、30mm、35mm、40mm時，滑塊的位移曲線、速度曲線、加速度曲線以及不同的曲柄半徑對滑塊行程的影響。

從圖6中可以看出，隨著曲柄半徑的增加，滑塊的行程不斷增大，滑塊位移曲線的底部逐漸隆起，這種曲線形態表明，滑塊在下死點附近出現了波動。波動量過大不利于精密沖壓，因此曲柄半徑的增大會降低沖壓精度。從圖7可以看出滑塊在下死點速度為零。隨著曲柄半徑的增大，滑塊在下死點附近的速度減小，變化也更加平穩，更接近沖壓工藝的需求。從圖8可以看出，隨著曲柄半徑的增大，滑塊在下死點附近的加速度減小，在非工作區域的加速度增大。

圖6 不同曲柄半徑時滑塊的位移曲線

圖7 不同曲柄半徑時滑塊的速度曲線

圖8 不同曲柄半徑時滑塊的加速度

圖9 不同曲柄半徑時滑塊的行程曲線

圖9為滑塊行程隨曲柄半徑變化的規律。從圖中可以看出，隨著曲柄半徑的增大，曲柄連桿機構滑塊的行程線性增加。而多連桿壓力機構滑塊的行程增加相對較小。因此，對于多連桿壓力機而言，行程的增加不能單靠增加曲柄的半徑，而且在結構上也存在一定難度。

3 結論

分析了多連桿壓力機傳動系統的運動過程，利用ADAMS軟件建立了多連桿傳動系統的多體運動學模型并進行了運動仿真，同時對影響滑塊位移、速度及加速度曲線形態的因素進行了仿真分析，結果表明：

（1）與曲柄連桿機構相比，多連桿機構有利于提高沖壓精度和沖壓速度。

（2）隨著曲柄半徑的增大，滑塊行程逐漸增大，滑塊速度曲線及加速度曲線表現出相反的變化趨勢。

（3）曲柄半徑的增加引發滑塊行程變化不顯著。設計此類多連桿高速精密壓力機時，應綜合考慮上述因素的影響，以便獲得最佳的結構參數。