仿（fǎng）真結果

曲柄旋轉角速度取 600 次（cì） /min，對多連杆機構的運（yùn）動特性進行了仿真，獲取了滑塊的位移（yí）曲線、速度曲線以及加速度（dù）曲線。

為便於比較，構建了具有相同滑塊位移、滑塊行程，上死點位置相同的（de）曲柄連杆線。仿真結果如（rú）圖（tú） 3~5 所示。

以衝壓（yā） 1.2mm 厚的零件為例，定（dìng）量分析多連杆壓力機與曲柄壓力機衝壓過程中的（de）運動學特性。

從圖 3 中可以看出，曲柄連杆（gǎn）機構接觸零件時對應的曲柄轉（zhuǎn）角約為 153°，工作角為 27°，而多連杆機構接觸零件（jiàn）時對應的曲柄（bǐng）轉角約為 131.4°，工作角為 48.6°。

可見，使用（yòng）多連杆機構大幅度地（dì）增加（jiā）了工作角（jiǎo），延長了衝壓過程中的工作時間，有利於減小衝壓過程中的衝擊。

圖 5 比較了兩種（zhǒng）機構的（de）滑塊加速度曲線。

曲柄連杆機構壓力機的滑塊加速度在工作角度範圍內由 44.99m·s^-2 逐漸（jiàn）增加到 50.91m·s^-2，在非工作角度範圍內最大加速度為 50.91m·s^-2，基本（běn）上在一窄（zhǎi）小高水平（píng）範圍內變化。

多連杆壓力機（jī）的滑塊加速度在工作角範圍內由 31.84m·s^-2 逐漸減小到 10.69m·s^-2，而在非工作角範（fàn）圍（wéi）內達到 - 103.65m·s^-2，在工作角範圍較小的滑塊加速度有助於（yú）消除滑塊高速運動（dòng）產生的慣性力對下死點（diǎn）精度的影響，減小衝壓過程中產生的振動。

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影響因（yīn）素

在設計杆係結構的時候，可以將曲柄OA的長度設計成（chéng）可以（yǐ）調節（jiē）的，以此增強（qiáng）高速多連杆（gǎn）壓力機的柔性。

如（rú）圖 6~ 圖（tú） 9 所示為曲柄半徑取 20mm、25mm、 30mm、35mm、40mm 時（shí），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（kuài）行程的影（yǐng）響（xiǎng）。

從圖 6 中（zhōng）可以看出，隨著曲柄半（bàn）徑的增加，滑塊的行程不（bú）斷增大，滑塊位移曲線（xiàn）的（de）底部逐漸隆起，這種曲線形態表明（míng），滑（huá）塊在下死（sǐ）點附近出現了波動。

波動量過大（dà）不（bú）利於精密衝壓，因此曲柄半徑從（cóng）圖 8 可以看出（chū），隨著曲柄半徑的增大（dà），滑塊在下死點（diǎn）附近的加（jiā）速度減小，在非工作區域的加速度增大（dà）。

圖 9 為滑塊（kuài）行程隨曲柄半徑（jìng）變化的（de）規律。從圖中可以看出，隨著曲柄（bǐng）半徑（jìng）的增大，曲柄連杆機構滑塊的行程線性增加。

而多連杆壓力機構滑塊的行程增加相對較小。因此，對於多連杆壓力機而言，行（háng）程的增加不能（néng）單靠增（zēng）加曲柄的半徑，而且在結構上也存在一定（dìng）難度。

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結論

分析了多連杆壓力機傳動係統的運（yùn）動過程，利用 ADAMS 軟件建立了多（duō）連杆傳動係統的多體（tǐ）運動學模型並進行了運動仿真，同時對（duì）影響滑塊位移、速（sù）度及加速度曲線形態的（de）因素進行了仿真分析，結果表明：

（1） 與曲柄連（lián）杆機構相（xiàng）比，多連（lián）杆機構有利於提高衝（chōng）壓精度和衝壓速（sù）度。

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

（3） 曲柄（bǐng）半徑的增加引發滑（huá）塊行程變化不顯著。設計此（cǐ）類多連杆高速精密壓力機時，應綜合考慮上述因素的影（yǐng）響，以便獲得最佳的結構參數。

參考文獻：

[1] 鹿（lù）新建，等.多連杆高速壓力（lì）機（jī）滑塊運動曲線研究[J].鍛壓技術，

2010，（4）：90- 94.

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