一種基于優化驅動力矩的四桿機構的設計方法

王 勇 王紅兵 張 馳

（珠海格力電器股份有限公司 珠海 519000）

引言

四桿機構的應用幾乎遍及現代工業的各個方面，持續高速發展進的制造業對曲柄搖桿機構的機構尺寸、結構布局、運動特性及結構整體受力狀況等提出了很高的要求，以適用于新型機械設備。經調研主要電器品牌，電風扇行業長期存在主要產品問題，風扇搖頭過程中交變力突變大，搖頭卡頓不平穩；運動機構設計較差，沒有公開的完善可靠的設計與分析方法，導致市場整體水平不高。

雙搖桿四桿機構[4]是風扇類產品搖頭運動的最主要驅動機構，廣泛應用于各類電風扇產品中，同樣的也應用于各類有類似驅動目標的家電等產品上。書本學習的已知確定數直接推出求解都是一定確定的結果，實際設計中并不是，從機構各尺寸、安裝方式，就連輸出的設計目標，都是在一定范圍內可變的，因此所有因素幾乎都能夠認定為變量，導致最終設計方案的不確定性。尤其對機構運行的穩定性和可靠性帶來不可預估的隱患和未知。最終表現在產品上就出現了搖頭存在受力突變極差較大，運行易卡滯，可能存在不同程度的噪音；長期后更易導致偏磨，導致機頭不穩搖頭不順。

首先，常規電風扇搖頭由四桿雙搖桿機構實現。搖頭機構子系統中曲柄、副搖桿、主搖桿、安裝角度、主搖桿的擺動角度（后稱為搖頭角度）5 個變量，規定機架1 個定量；通過空間尺寸確定機架尺寸；除了安裝角度以外的4 個變量利用機械原理理論[2]通過matlab 編程，在范圍內窮舉法輸出滿足設計目標的尺寸組合。主步驟示意如圖1。

圖1 方法步驟

其次，建立力學模型，利用ansys 對以上組合進行剛體運動力學仿真分析，輸出每組受力曲線；首先，建立力學模型，對風扇搖頭機構進行簡化，將風扇的前后網以及風葉簡化為有相同質量的圓盤，搖頭機構轉化為尺寸相同的雙搖桿機構，電機與驅動電機轉化為質量相同的質量點，以上對四桿機構所有可行性尺寸全面進行有限元受力分析。確定簡化力學模型：

最后，對安裝角度的范圍進行分析并統計輸出統計結果，確定整個系統的最優解。根據設計要求，即搖頭角度需求、搖頭對中，以及確認的主搖桿長度等要求，對搖頭機構尺寸設定范圍，曲柄、機架、副搖桿、主搖桿、搖頭角度的范圍，通過matlab 編程，輸出滿足搖頭角度等要求的尺寸組合。選取其中符合要求的組合進行分析，最終確定設計方案。

1 確定雙搖桿機構具體尺寸

在研究過程中，根據搖頭角度的需求，初步確定各個尺寸范圍，使用matlab 軟件根據搖頭角度需求，尺寸范圍，編寫程序，才能輸出滿足要求的尺寸組合。

根據搖頭角度以及搖頭機構的尺寸范圍的要求，以及滿足雙搖桿機構的條件[3]，通過編寫相關程序，采用matlab 軟件計算出滿足要求的搖頭機構的尺寸組合。根據設計要求，即搖頭角度需求、搖頭對中，以及確認的主搖桿長度等要求，對搖頭機構尺寸設定范圍，曲柄（10 ～14）mm，機架（18 ～22）mm，副搖桿（63 ～83）mm，主搖桿73.1 mm，搖頭角度（72 ～76）°，通過matlab 編程，輸出滿足搖頭角度等要求的尺寸組合。matlab 程序以及得出的尺寸組合如圖2 所示。

圖2 matlab 程序

排除部分遠離設計目標的的尺寸組合后，對不同尺寸組合進行仿真分析，得出驅動電機所受的交變力，比較交變力峰值大小，選取最優的尺寸組合。選取以下尺寸組合進行受力仿真分析，研究驅動電機軸受力的變化曲線。

2 有限元受力仿真分析

針對風扇去除不必要的因素，需對仿真模型進行優化，根據主要雙搖桿機構的尺寸，以及風扇機頭相關的質量，簡化風扇搖頭模型，設置相關約束和轉速等，仿真驅動電機所受的交變力，確定機構模型如圖3 所示。

圖3 簡化搖頭機構模型

根據風扇實際俯仰角，調整重力的方向，根據風扇實際搖頭的轉速，一般為（15 ～30）s 運轉一個周期。根據風扇搖頭機構的連接方式，設置仿真雙搖桿機構的約束方式，旋轉約束和固定約束，計算可得出的驅動電機所受交變力，交變力曲線如圖4 示意。

圖4 交變力曲線

根據以上方法對第一步得出的所有相關尺寸組合全部采用ansys 仿真分析[5]，分析驅動電機軸受力情況。從圖5 受力峰值差變化曲線可知，受力較小的有第11、14、15、16、18、20、21 組，結合搖頭角度大小，搖頭對中等情況，以及兩個極限受力值的差值，暫選定第21組，曲柄12 mm，副搖桿74 mm，機架20 mm，主搖桿73.1 mm，完成4 個主要變量確定。

表1 尺寸組合[1]

圖5 峰值差變化曲線[1]

3 確定安裝角

風扇機頭重力方向固定，為了分析安裝角度前移后移的影響，通過調整運動機構的安裝角度，采用副搖桿74 mm，曲柄12 mm，機架20 mm，搖頭角度75 °，主搖桿73.1 mm，分別（0 ～90）°范圍分析驅動電機受力結果如圖6 所示。從移動角度與受力的關系曲線可知，隨著角度的增加，搖頭極限1 受力先減小后增加，基本成線性變化，搖頭極限2 受力先增加后減小。

圖6 副搖桿長度變化對受力的影響曲線

1）從受力曲線可知，驅動電機受交變力，在兩個搖頭極限位置，受力出現極值。

2）從移動角度與受力的關系曲線可知，隨著角度的增加，搖頭極限1 受力先減小后增加，基本成線性變化，搖頭極限2 受力先增加后減小，移動角度超過40 °后，受力變化較緩。

3）移動角度越小受力越小，移動角度盡量不要超過搖頭角度的一半，確定最優值為（0 ～2.5）°。

4 分析副搖桿長度的影響

由選中副搖桿74 mm，曲柄12 mm，機架20 mm，搖頭角度75 °，主搖桿73.1 mm，右角比左角大5.4 °。為了使得搖頭對中，以及研究副搖桿長度的影響驅動電機的受力情況。分析結果如圖7。

圖7 分析結果

隨著副搖桿長度的增加，極限1 位置受力最大值不斷減小，極限2 位置受力最大值不斷增加。副搖桿長度74.6 mm 相比74 mm，雖受力峰值略高，但偏角小搖頭更加對中，確定副搖桿長度74.6 mm。

5 輸出結果

綜上所述，最終選取的機構尺寸曲柄12 mm，副搖桿74.6 mm，機架20 mm，主搖桿73.1 mm。此新方案受力峰值18.2 N，受力差值2 N，對比某產品現狀，受力峰值22.6 N，受力差值13 N；搖頭電機力矩改善19.5 %，有效改善驅動電機載荷，機構運動穩定性更優可靠性更佳。

6 總結

本文介紹了一種基于matlab 和ansys 優化驅動電機輸出扭矩的四桿機構設計方法，實例將普通風扇搖頭運動的雙搖桿機構的基礎優化與運動學仿真分析結合成綜合性的設計方案，從而提升并驗證其搖頭運動的綜合機能。設計出目標范圍內的最優機構，實現可靠性是設計出來的。解決了多變量運算中無數解無數方案而僅憑想象盲目設計、無法判斷可靠性、不能設計校驗的問題。根據以上對雙遙桿機構的設計介紹，可進一步同樣應用至其他相關四桿機構的設計。