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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 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。

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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 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。

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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。

參考文獻：

[1] 鹿新建，等.多連桿高速壓力機滑塊運動曲線研究[J].鍛壓技術，

2010，（4）：90- 94.

來源：網絡 侵刪

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