多連桿機械壓力機八桿機構動力學分析

趙文存，倪歡歡

（合肥合鍛智能制造股份有限公司，安徽 合肥 230031）

0 引言

多連桿機械壓力機結構可靠、性能優良，廣泛應用于薄板件的拉延成形工藝。

多連桿機械壓力機中，主傳動采用八連桿機構的設計其結構較為復雜，設計變量較多，計算難度大。八連桿機構桿系的動力學分析，可先建立數學模型，在計算機中完成計算分析。作者采用Vb.net 軟件編制八連桿機構動力學分析專用程序，繪制壓力機全行程受力曲線，判斷桿系受力極值、各軸瓦處PV極值，可為八連桿機械壓力機設計提供直接計算依據。

1 動力學分析

八連桿機械壓力機，其主傳動結構簡圖如圖1所示。偏心體1 在偏心齒輪帶動下轉動，驅動整個傳動系統。然后通過上拉桿2、上搖桿3、下搖桿5（上搖桿與下搖桿在搖桿軸4 處焊接聯接）、下拉桿6、角架7（角架為一個三角形焊接構件）、連桿8 帶動滑塊做往復直線運動，完成沖壓過程。

圖1 八連桿機構主傳動結構簡圖

將主傳動中的結構簡化為八桿桿組機構圖，如圖2 所示。可采用解析法對八桿機構進行分析，用復數矢量法列出機構封閉矢量方程。

圖2 八桿桿組機構圖

將八桿機構拆解成3 個模塊（二級機構），分別建立方程組，求解方程組得出滑塊行程S（mm）

對滑塊行程S 求導可得滑塊速度V（mm/s）

對滑塊速度V 求導可得滑塊加速度A（mm/s2）

式中：?1為L1桿相對于X 坐標軸轉角（rad）；?7為L7桿相對于X 坐標軸轉角（rad）；?7為L8桿相對于X坐標軸轉角（rad）；ω7為L7桿角速度（rad/s）；ω8為L8桿角速度（rad/s）；a7為L7桿角加速度（rad/s2）；a8為L8桿角加速度（rad/s2）；N 為滑塊連續行程次數；偏心體角速度為ω1（rad/s），

要求出桿系受力，必須先求出偏心體1 的驅動扭矩。

由于功率守恒公式可得

根據公式（2）、（4）、（5）即可求出偏心體1 所需要的最大驅動扭矩Tg（N·m）

式中：Fg為公稱力（kN）；Vg為滑塊達到公稱力時對應的速度（mm/s）。

滑塊在行程任意位置所允許的載荷是不一樣的，允許載荷為F（kN）

式中：V 為滑塊在行程任意位置時對應的速度（mm/s）。

由于多連桿壓力機桿系運動速度較慢，偏心體轉速一般為18spm 左右，桿系慣性力對分析結果影響很小，桿系摩擦力與慣性力在程序分析中大約合計為滑塊公稱力的5%；滑塊慣性力可由滑塊重量和滑塊加速度求出。將桿系分解成多個模塊，列出平面任意力系的平衡方程。

桿系可分解為以下6 個模塊，如圖3 所示分別進行受力分析。

圖3 桿系模塊分解

平面任意力系的平衡方程

根據公式（8）、（9）、（10）求解出各桿受合力：

對滑塊所處的位置進行分析，滑塊工作可分為三種區域：①拉伸開始至下死點前；②下死點前至180°；③情況①、②以外的區域。滑塊所處的位置區域不同，受力情況也有所不同，在程序中判斷出滑塊所處區域后即可利用以下平衡方程式編制程序完成計算以及進行曲線繪制。

各個連桿之間鉸接處采用軸瓦連接，稀油潤滑。設計時桿系PV值最大不允許超過許用值，PV值的最大值在程序中利用算法來判定。以一個20000kN 多連桿機械壓力機為例，程序界面如圖4 所示。

圖4 程序界面

2 部分程序代碼

受力分析

定義桿系受力函數,α1 為拉伸開始處（圖3 中St的賦值）對應的角度，α2 為下死點前（圖3 中Sg 的賦值）處對應的角度

3 結束語

本文采用Vb.net 編程語言，編制專用計算分析軟件，對八連桿機械壓力機的八桿機構進行動力學分析。應用本計算分析軟件，設計者只需將相應主要參數輸入程序界面，即可得出結果，操作簡單，節省時間。本程序軟件對壓力機設計者具較高參考價值，具有較強的實用性。