杨 莉，赵乾胜，秦泗吉，2，杨里明

（1.燕山大学 机械工程学院，河北 秦皇岛 066004；2.扬州锻压机床股份有限公司，江苏 扬州 225128；3.广东福迪汽车有限公司，广东 佛山 528225）

偏置结构曲柄连杆滑块机构压力机设计

杨 莉1，赵乾胜1，秦泗吉1，2，杨里明3

（1.燕山大学 机械工程学院，河北 秦皇岛 066004；2.扬州锻压机床股份有限公司，江苏 扬州 225128；3.广东福迪汽车有限公司，广东 佛山 528225）

考虑加速度而引起的动载荷的影响，对曲柄连杆滑块机构进行了力学分析。结果表明，正置结构的滑块在下死点无侧向力的作用，而偏置结构的滑块在下死点一般存在一定的侧向力。针对偏置结构的压力机，考虑连杆加速度和自重的影响，导出了滑块侧向力与偏置量、连杆质量、曲柄转速以及质心位置等的关系式。进一步分析了杆系尺寸、额定工作载荷、连杆质量和重心位置以及曲柄转速等对滑块所受侧向力的影响，给出了减小或消除滑块所受侧向力的具体方法，可为这类压力机的设计提供理论依据。

机械压力机；曲柄连杆滑块机构；偏置结构；动力学分析；设计

机械压力机广泛用于金属的塑性加工，也普遍用于非金属的压制、成型及切断等加工[1，2]。曲柄连杆滑块机构的机械压力机以其机构简单、易于制造、制造成本低廉等优点在各种不同杆系机构的压力机中占绝对多数。

考虑到设计简单、便于制造和安装，易于维护、运行成本低，以及滑块在下死点附近承受较小的侧向力等因素，曲柄连杆滑块机构的压力机多设计成正置结构[1]。

对曲柄连杆滑块机构压力机，当采用偏置结构时，可以使滑块具有急回特性，即滑块工作行程所用时间较多，而回程所用时间较少[3]。此外，在行程和吨位及功率要求相同的情况下，采用偏置结构设计，可以减小杆系总体尺寸，因而可降低压力机的总体结构重量。与正置结构相比，采用偏置结构设计滑块一般在下死点附近承受一定的侧向力，制造和安装难度也略有增大。目前，随着数控加工机床的广泛使用，偏置机构的压力机在制造和安装方面已不存在技术问题。

分析表明，偏置结构的曲柄连杆滑块机构压力机在工作时，滑块都受到一定的侧向力，对压力机的动态性能有较大影响。大多数开式压力机都采用曲柄连杆滑块结构形式，滑块承受较大的侧向力对其动态性能有很大影响。因此，如何合理设计杆系尺寸和确定压力机其他参数，减小滑块所受侧向力，是偏置结构压力机设计的关键技术问题之一。

对于曲柄连杆滑块机构的压力机的研究多集中在运动学或仿真分析[4，5]。本文针对偏置结构的曲柄连杆滑块机构进行了运动和受力分析，考虑连杆的加速度和自重的影响，根据平衡条件，导出了滑块偏置量、曲柄和连杆尺寸、连杆质量和质心位置、曲柄转速等参数之间的关系。并由此分析得到各因素对滑块所受侧向力的影响规律，给出减小或消除滑块所受侧向力的具体措施。

1 正置结构曲柄连杆滑块机构分析

图1为正置结构曲柄连杆滑块机构简图。曲柄1和连杆2的长度尺寸分别为r1和r2，图1a、b分别表示滑块在一般位置和下死点位置。滑块的运动方程为

如图1b所示，滑块处于下死点位置，考查此时连杆和滑块受力情况。连杆除受到杆1和滑块对其作用力外，还受到加速度引起的动载荷和重力的作用。图中点C为连杆2的质心。

根据矢量或复数分析法，容易知道点A的加速度方向始终沿着杆1的轴线方向。而点B的加速度方向则沿着滑块运动方向，即竖直方向。因此，在下死点杆2的加速度方向是沿着竖直方向的。由于重力也是沿着竖直方向的，这说明滑块在下死点位置，滑块和连杆只承受竖直方向的力，而没有水平方向的作用力。而对于多杆机构（如用于挤压或拉深成形的六杆滑块机构[6-8]或肘杆机构）而言，即使采用正置结构设计，当滑块在下死点位置时，连杆处于竖直方向，一般也会有水平方向的加速度，由于动载荷的影响，连杆和滑块都承受着一定的侧向力。

图1 正置结构曲柄连杆滑块机构简图

2 偏置结构曲柄连杆滑块机构受力分析

2.1 运动和受力分析

图2为偏置结构曲柄连杆滑块机构简图，各杆编号和尺寸变量含义同图1。图2a、b分别表示滑块处于一般位置和下死点位置。

对偏置结构滑块的运动方程仍满足式（2），式（1）改写为

式中：e——偏置量。

由式（2）、（3）得

图2 偏置结构曲柄连杆滑块机构简图

由于在下死点处ds/dθ1=0，代入式（6）并与式（4）联立，且考虑 1和 2的角度特点，得

将式（8）、（9）代入式（5）可得

将式（8）、（9）、（10）代入式（7）可得滑块在下死点位置时滑块位移对曲柄转角的二阶导数为

已知曲柄转速，可以进一步求出滑块加速度。

如图2b，连杆和滑块的相互作用力可通过对连杆的受力分析确定。考虑加速度和重力影响时，连杆2不是单纯的二力杆，其受力情况为：曲柄杆1的作用力F1x、F1y，重力mg（沿竖直方向向下，m为连杆的质量，g为重力加速度）；加速度引起的动载荷大小为ma（动载荷与连杆3质心的加速度a的方向相反，方向待定）；滑块对连杆的作用力F3x、F3y（可令F3y等于公称压力）。

2.2 滑块所受侧向力的计算

根据上面的分析，滑块对连杆的水平作用力为F3x，则滑块所受侧向力为-F3x。连杆2所受各力对点A取矩，根据平衡条件，得

式中：λ——连杆质心位置到点B的距离与连杆2总长度之比；

α——滑块处于下死点位置时，杆1和杆2与竖直方向的夹角，α=3/2π-θ1。

连杆质心处的加速度可由点A和B的加速度求出。设点A、B的加速度矢量分别为a1和a3，则连杆质心加速度矢量a为

由此，可得

式中ω为曲柄杆的角速度。

将式 （14）、（15）代入式（12），并考虑到α+θ1=3/2π，得

其中F3y以额定公称力代入；α可由偏置参数e确定。

因点A处的加速度方向沿杆1的轴向方向，由此引起的连杆的动载荷对点A取矩为零，因此，计算时可只考虑点B处的加速度。而点B处的加速度是沿竖直方向的，这样可简化分析过程。

对正置结构而言，虽然滑块在下死点位置没有侧向力的作用，但在其他位置如公称力位置时也会有侧向力的作用。当滑块在其他位置时，连杆与竖直方向有一定夹角，滑块所受侧向力的计算可参照偏置结构的受力分析进行处理。

3 滑块所受侧向力的影响因素分析

式（16）表明，滑块所受侧向力与滑块偏置量、曲柄和连杆尺寸、连杆质量、曲柄转速，以及额定载荷等需要因素有关。

取r1=50mm，r2=500mm，分析单一因素变化对滑块所受侧向力的影响。分析结果如图3所示。

如图3a，当偏置量较小时，侧向力与偏置量基本成正比关系（r1=50mm，r2=500mm，F3y=200kN，λ=0.5，m=100kg，曲柄转速n=1.25转/s）。为了减小侧向力，必须限制偏置量的大小。

图3b为连杆质心位置对滑块所受侧向力的影响（r1=50mm，r2=500mm，F3y=200kN，e=20mm，m=100kg，曲柄转速n=1.25转/s）。分析表明，连杆质心位置向滑块端靠近，可减小侧向力。当滑块速度较高时，这种效果更显著。

图3c为曲柄转速对滑块所受侧向力的影响（r1=50mm，r2=500mm，F3y=200kN，λ=0.75，m=100kg，e= 20mm）。可以看出，曲柄转速对滑块所受侧向力有较大影响。当转速增大时，连杆所产生的动载荷有利于减小侧向力。结果显示，在一定条件下，滑块所受侧向力接近于0。

图3d为连杆质量对滑块所受侧向力的影响（r1=50mm，r2=500mm，F3y=200kN，λ=0.5，e=20mm，曲柄转速n=1.25转/s）。结果表明，连杆质量增大有利于平衡侧向力。

图3e为滑块在不同载荷作用下对应的所受侧向力（r1=50mm，r2=500mm，m=100kg，λ=0.5，e=20mm，曲柄转速n=1.25转/s）。图3e表明，滑块所受侧向力主要源于其所受负载。

分析表明，当压力机的设计要求，如额定工作载荷、行程和每分钟行程次数等一定时，可以采用增大连杆质量，改变连杆质心位置，以及增大连杆尺寸等综合方法减小滑块所受侧向力。但这些方法一般难以使侧向力接近于0。而对于滑块运行速度较高的压力机（每分钟行程次数大于500），则较容易采用上述方法，使滑块所受侧向力接近0。

图3 滑块所受侧向力随各因素的影响规律

4 结论

（1）对偏置结构曲柄连杆滑块压力机设计中的滑块受力情况进行了分析，考虑连杆加速度和自重的影响，根据动力学平衡条件，给出了滑块所受侧向力的计算式。

（2）对某一杆系尺寸的压力机，分析了影响侧向力的主要因素，给出了减小或消除滑块所受侧向力的具体措施或方法。

（3）分析和计算结果表明，正置结构的曲柄连杆滑块机构，滑块在下死点没有侧向力的作用，这不同于六杆机构的压力机。

[1]何德誉.曲柄压力机[M].北京：机械工业出版社，1981.

[2] 范长宏.现代锻压机械[M].北京：机械工业出版社，1994.

[3]赵升吨，何予鹏，王 军.机械压力机低速锻冲急回机构运动特性的研究[J].锻压装备与制造技术，2004，39（3）：24-31.

[4]宋晓华.机械压力机运动学仿真分析和虚拟样机研究[D].杭州：浙江工业大学硕士论文，2005.

[5]哈国鲁，马建军，王晓东.一种新型式开式压力机的设计[A].首届锻压装备与制造技术论坛暨锻压设备委八届一次学术会议论文集[C].广州，2004.

[6] 罗中华，梅诗钰.卧式拉延压力机六杆变速机构的优化设计[J].锻压技术，2011，36（6）：69-72.

[7] Du J，Song Q，LiJ.Influencing Factorson Precision of Six-Link Presses[J].Cfhi Technology，2012.

[8] Hsieh W H，Tsai C H.On a novel press system with six links for precision deep drawing[J].Mechanism&Machine Theory，2011，46（2）：239-252.

Design of slider-crank mechanism press with offset configuration

YANG Li1,ZHAO Qiansheng1,QIN Siji1,2,YANG Liming3
（1.College of Mechanical Engineering,Yanshan University,Qinhuangdao 066004,Hebei China；2.Yangzhou Metal Forming Machine Tool Co.,Ltd.,Yangzhou 225128,Jiangsu China；3.Guangdong Foday Automobile Manufacturing Co.,Ltd,Foshan 528225,Guangdong China）

By considering the influence of dynamic load caused by the acceleration of the connecting rod,the mechanics analysis has been performed to the slider-crank mechanism.The results show that there is no lateral force on the slider when it moves to the lowest position for the conventional mechanism,but there is some lateral force for the offset slider-crank mechanism.The relations among the lateral force and offset value,link rod quality,crank rotating speed as well as the mass center has been derived by considering the influence of acceleration and weight of the link rod for the offset configuration press.Furthermore,the influence of rod size,rated working load,link rod quality,gravity position and crank rotating speed to the lateral force of the slider has been analyzed.Some concrete measures to decrease or eliminate the lateral force have been put forward.The research results provide theoretical basis for designing this type press.

Mechanical press;Slider-crank mechanism;Offset configuration;Kinetic analysis

TG315.5

A

10.16316/j.issn.1672-0121.2017.01.006

1672-0121（2017）01-0028-04

2016-10-12；

2016-12-05

河北省科技计划项目（15211833）；燕山大学协同创新项目（JX201406）

杨 莉（1962-），女，副教授，博士，从事先进制造、数控重载驱动技术研究。

秦泗吉（1963-），男，教授，博士，博导，从事板材成形新工艺、先进成形设备等研究。E-mail：2767844580@qq.com