四连杆设计（精选8篇）
四连杆设计 篇1
1 四连杆机构的作用
支架升降时顶梁的运动轨迹是由四连杆机构决定的, 即由顶梁与掩护梁交点E的轨迹所决定。根据机构运动学分析, E点的运动轨迹一般为一条S型的双纽线。
2 四连杆机构定位尺寸和极限参数的确定
在设计四连杆机构时, 要根据四连杆机构的几何特性来确定。其四连杆机构的几何特性如下:
2.1 支架从最高高度降到最低高度时, 顶梁端点运动轨迹的最大宽度e最好小于30mm以下。
2.2 掩护梁上铰点到顶梁顶面之距离H和后连杆下铰点至底座底面之距Y0。
对于经济型液压支架此处取H2=100m m, Y0一般根据支架最小高度确定, 薄煤层支架取Y0=150~250mm.
2.3 支架最大和最小高度时掩护梁与水平夹角Amax和Amin。一般掩护式支架取Amax≤52°~62°。
2.4 掩护梁与后连杆长度比的确定:
对两柱掩护式支架一般为0.9~1.2, 对四柱支撑掩护式支架一般为1.2~1.8。掩护梁与前后连杆铰点间的距离可根据支架高度及连杆销子直径确定, 一般取300~500mm, 前后连杆间夹角越大, 连杆力越小。
2.5 分析可知, 为使支架受力合理和工作可靠, 在设计四连机构时曲线运动轨迹应尽量使支架的工作段要取曲线向前突的一段, 所以当掩护梁和后连杆长度已知后, 在设计时只要把掩护梁和后连杆简化成曲柄滑块机构, 进行作图就可以了。
3 四杆机构优选设计法
目标函数的确定:支架在某一同高度时的θ角, 恰好是顶梁前端点的双纽线轨迹上的切线与顶梁垂线间的夹角。根据附加力对液压支架受力影响的分析, 为减少附加力, 必须使tgθ有较小值。所以, 只要令支架由高到低变化时, 顶梁前端点运动轨迹近似成直线为目标函数, 这两项要求都能满足。
四杆机构的几何特征如下图1所示
3.1 支架在最高位置时:p1=52°-62°, 即0.91-1.08弧度;Q1=75°-85°, 即:1.31-1.48弧度。
3.2 后连杆与掩护梁的比值, 掩护式支架为I=0.45-0.61;支撑掩护式支架为I=0.61-0.82。
3.3 前、后连杆上铰点之距与掩护梁的比值为I1=0.22-0.3。
3.4 e’点的运动轨迹呈近似双曲线, 支架由高到低双纽线运动轨迹的最大宽度e<70mm最好在30mm以下。
, 3.5 支架在最高位置时的tgθ值应小于0. 3 5, 在优化设计中, 对掩护式支架最好小于0. 1 6, 对于支撑掩护式支架最好小于0.2。
四杆机构各部尺寸的计算
四杆机构各部参数如图2所示, 图中的H1为支架在最高位置时的计算高度。令
3.5.1 后连杆与掩护梁长度的确定
当支架在最高位置时的H1值确定后, 掩护梁长度G为:
后连杆长度A=IG 前后连杆上铰点之距为:B=I1G
前连杆上铰点至掩护梁上铰点之距为:F=G-B
从以上各式, 可求出多组后连杆和掩护梁的尺寸。为了简化计算, 对各变量规定相应的步长如下:P1的步长为0.34弧度;Q1的步让为0.34弧度, I1的步长为0.02;I的步长;掩护式支架为0.032;支撑掩护式支架为0.042。
上述四个变量各向前迈出五步, 经排列组合使得到625组A、B、F、G的参数值。
3.5.2 后连杆下饺点至坐标原点之距为E1, 如上图所示。E1=Fcos P1-Acos Q1
3.5.3 前连杆长度及角度的确定
当支架高度变化时, 掩护梁上铰点e’的运动轨迹为近似双纽线, 为使双纽线最大宽度和θ角尽量小, 可把e’点的运动轨迹视为理想直线, 当然实际并非如此。但是, 我们可以做到当支架高度变化时, 有三点在这条直线上.根据设计经验, 当e’点沿理想垂线由最高向最低运动时, 后连汗与掩护梁的夹角由大于90度到小于90度变化, 在夹角变化过程中, 一定有一位置使后连杆与掩护粱处于垂直状态, 以这一特殊状态为所求的中间某一位置, 来确定直线上中间某一位置的点。
(1) b1点的坐标。当支架在最高位置是的计算高度为H1, 此时b1点的坐标为:
(2) b2点的坐标。支架在最低位置时的计算高度为H2, 此时b2点的坐标为:
根据四连杆机构几何特征要求, 支架降到最低位置时, Q2≥25°-30°, 为计算方便, 令Q2=25°, 即0.436弧度。根据几何关系P2为:
(3) b3点坐标。当支架的掩护梁与后连杆成垂直位置时, 根据几何关系, b3点的坐标为:
式中P3由下式进行计算。
(4) c点坐标。根据图2-6所示, 支架在三个位置时四杆机构几何关系确定后, c点就是过b1、b2、b3这三点的圆弧的圆心。所以, 为前连杆的长度。因此, 可以用圆的方程求得前连杆的长度。即:
上式中x1、yc为c点的坐标, 可以按下列方程联立求得:
联立上式可得:
则由以上各式可得前连杆的长度为:
3.5.4 前连杆下铰点的高度和前连杆下铰点在底座上的投影距离
当前连杆c点的坐标确定后, D和E的长度为:
四杆机构的优选
按上述方法可以求出625组四杆机构尺寸, 并非所有值都可以用, 故要优选。约束条件是根据tgθ值的要求和支架的结构尺寸关系, 对国内外现有支架的调查统计得出来的。约束条件如下: (1) 前后连杆的比值范围。根据现有支架调查统计, 前后连杆的比值C/A=0.9-1.2范围。 (2) 前连杆的高度不宜过大, 一般应使。 (3) E的长度, 一般应使。 (4) 对掩护式支架应使tgθ<0.16, 对支撑掩护式支架。 (5) 四杆机构优化设计程序编写:根据以上约束条件和计算式子, 写出程序流程图3如下所示:
说明:由于采用迭代法进行搜索, 计算方案的多少取决于各优化参数步长的选取, 步长越短, 可能的方案越多, 反之越少, 甚至可能漏掉了一些比较好的结果。但步长过短, 计算量就会变大, 带来复杂的缺点。本次计算以一种经济型掩护式液压支架即ZY2000/12/24型支架四连杆设计为例, 代入设计参数。使用的步长可使有625组数选择, 即有625个方案可选。但是首次运行无结果。后决定在不影响支架工作性能的条件下, 对其中的一个参数P1稍微扩大一下范围 (0.9-1.2变成0.85-1.2) , 运行出一组数据, 具体运行计算结果如下:
(6) 电算法顶梁前端点双钮线轨迹绘制。根据上面四杆机构的优化计算结果用电算法优化参数Q4 (Q4为支架后连杆与水平面之间的夹角, 支架高低变化时, Q4=85度~25度, 即1.48弧度至0.436弧度。) 并计算出多组x, y值。 (x值的变化相当于顶梁前端点与煤壁之距的变化。如果使Q4角按间隔0.087弧度变化, 可以计算30组x、y值。故顶梁端点运动轨迹最大宽度为emax=xmax-xmin。编程不在这里列出。运行结果如下:Ex=0.032。运行结果使顶梁端点运动轨迹最大宽度为emax=xmax-xmin=0.032m=32m m, 这说明四杆机构优化设计结果是可用的。根据以上优化设计程序编程运算, 结果限于篇幅所限不在这里给出。
参考文献
[1]丁绍南.编著.《采煤工作面液压支架设计》世界图书出版公司出版.1992.
[2]张家鉴.主编.《液压支架》煤炭工业出版社.1985.
四连杆设计 篇2
关键词：连杆零件；机械加工工艺规程；专用夹具及其设计
1.引言
近年来，我国机械制造业随着科学技术的不断进步，得到了飞快的发展，也取得了较好的成效。机械制造是制造具有操作功能的零件和产品，其产品和零件在生活生产中可以直接被人们所使用，在社会中占据着举足轻重的地位，为国家的生活生产活动作出了巨大的贡献。连杆零件经常运用于我们的生活中，是活塞式压缩机、发动机重要的零件之一，其力学性能较好，使得机器在运行过程中，有足够的强度和刚度，能保证机器运行的效率。本文就连杆零件的机械加工工艺的规程和专用夹具的设计进行讨论分析。
2.连杆零件的机械加工工艺规程
2.1机械加工工艺规程设计
一般来讲，连杆零件的机械加工工艺规程包括：分析零件工艺性、选择毛坯的制造方法、选择基面的水位和高程的起始面、制定相关的工艺制造路线、确定各工艺的制造设备、刀具和夹具等、确定工序的切削用量，最后完整的填写工艺文件。这些步骤和环节紧紧相扣，缺一不可，为工艺生产奠定了坚实的基础。
2.2连杆的工艺性分析及生产类型的确定
连杆是机构中两端分别与主动和从动构件衔接，达到传递运动和力的目的，连杆工作的条件要求连杆具有较高的力学性能。这就对连杆机械加工工艺有了严格的要求。在连杆机械工艺性方面，应从其焊接性能、成型性能、铸造性能、热处理性等方面考虑，以保证连杆的强度、硬度、刚度和韧度，同时，还应该注意反映连杆进度的参数，如连杆大小头孔中心距尺寸进度、连杆大小头孔平行度等。由于连杆使用的比较广泛，生产类型一般为大批生产，因此在生产中，可以根据生产类型和生产条件，采用先进的制造方法，对此进行机械制造。
2.3拟定连杆工艺路线
连杆的工艺路线是描述机械制造中的操作顺利的技术。一般来说，连杆的机械制造的一项集很多工序为一体的制造工艺，为了完成连杆制造，需要进行一串的连续动作。制定出科学完善的工艺路线，对机械制造的有序进行有着重要的意义。对于连杆工艺路线，可拟定设计为：铸造—时效处理—铣上下2端面—铣下面侧面—钻孔—镗孔—钻孔—沟槽—铣宽槽—质检—入库。制造工艺却不是一层不变的，企业可根据自身的实际特点，对其中的环节进行增加、减少、交换和改变等。
2.4加工余量、工序尺寸和公差的确定
连杆机械制造工序的加工余量应该选择最小的加工余量，其目的是为了缩短加工时间，降低制造成本。加工余量必须保证能达到规定标准的精度和表面粗糙度。当然，加工连杆零件的尺寸越大，加工余量就越大，切削力、内应力引起的形变也会随之增大。因此，在选择加工余量和工序尺寸时，可以引入工序尺寸公差来进行经济加工精度范围的判断，以保证选择最佳的连杆零件的加工余量和工序尺寸。
2.5切削用量、时间定额的计算
切削用量是连杆零件机械制造过程中所采用的切削速度、切削深度和进给量等参数。可利用公式：vf=f.n=ɑf·z·n（n为工件或刀具的转速（转/分）或每分钟行程数（双行程/分）；z为多齿刀具的齿数），对其参数进行计算。针对时间定额的计算，可以根据粗铣槽底面和两侧面、半精铣槽底面和两侧面的时间计算公式：tj=（1+1a+1b）/fmz计算出基本时间。当然，每道工序时间还包括布置时间、休息与生理需要时间等，由于连杆零件机械生产类型为大量生产，其时间可以忽略不计。
3.连杆零件机械制造工序专用夹具的设计
3.1定位方案及定位误差分析
定位基准的选择应该尽量符合基准重合原则，但是对于工件槽深的要求来说，选择所加工槽相对的另一端面为定位基准，不重合的误差为ΔB，ΔB为两端面间的尺寸公差0.1mm，加工的槽深公差为0.4mm。槽角度位置为45±30’，工序要求的是大孔中心为基准，与两孔连线为45±30’。这样的定位方案，完全符合基准重合，使其定位精度比较高。
3.2夹紧机构
设计加紧机构时，应该充分考虑动作迅速可靠，加紧点接近被加工部位，提高生产效率，保证加工质量。因此，可以采用两个手动螺旋压板，夹紧点选择在大孔端面，同时把防转销设置在压板外侧，使其使用方便，进一步满足加工需求。
3.3对刀及夹具的安装方案的确定
在夹具设计安装方案时，可以拟定夹具机构方案或者绘制夹具草图，这对于设计定位装置，确定工具安装位置有很大的作用。由于槽的加工要保证刀具方向的位置，为了快速准确的对刀，必须使用直角对刀块。夹具在安装时，采用一对定位键定向，用螺母加紧两端耳座的T形螺栓，以保证对刀块的方向和工作台纵向方向一致，进一步提高槽深进度，使得加工质量得到保证。
3.4夹具体
夹具是机械制造过程中用来固定加工对象，让其能占有正确的位置，以接受施工或者检测。夹具体一般夹具上较为复杂的元件，不仅要考虑安置在夹具中所需要的各种元件，还要考虑工件的装卸和机床的固定较为方便。因此在设计夹具体的时候，应该满足一些基本要求：1）重量较轻，便于操作；2）有良好的强度、刚度等力学性能；3）应吊装方便，安全使用；4）结构和尺寸都较为稳定，有一定的精度；5）排屑方面，保证机器性能。
3.5方案综合评价和总结
在连杆零件专用夹具设计方案进行综合评价，该夹具结构比较简单，操作方面，不仅可以提高加工效率，还可以保证加工质量。采用手动加紧装置，直角对刀块可以使夹具在连杆零件加工前很好的对刀；同时，两对定位键可以使整个夹具在机床工作台有正确的安装位置，装卸比较方便，保证了加工精度，提高生产效率，扩大机床使用范围，减少成本投入，进一步提高了加工质量，达到了加工的目的。
4.总结
总而言之，连杆零件设计加工，包括了加工工艺规程和夹具设计。因为连杆工作条件要求比较高，在连杆的设计时，应该选择合适的机械定位基准，分析连杆的工艺性，拟定工艺制造路线，较准确的确定加工余量和切削用量；对夹具进行专业的设计，严格的考虑夹具定位的误差，进一步提高加工精度，减少成本，降低劳动力，确保连杆零件制造的质量。（作者单位：重庆市凯喆机械配件厂）
参考文献：
[1]贾会会.数控加工工艺规程与夹具设计的问题研究[J].机电产品开发与创新，2012，05：175-177.
[2]徐晋之.“钻床夹具设计”零件的机械加工工艺过程及工艺装备[J].科技传播，2013，03：169+120.
[3]许自英.车床专用夹具设计的分析与加工[J].硅谷，2012，12：130-131.
四连杆设计 篇3
1 小四连杆机构的运动及力学模型
液压支架小四连杆式护帮机构如图1所示。其运动原理:通过液压油缸活塞杆的伸缩使连杆机构围绕O点进行转动。护帮机构由于受液压支架运输及支护限定, 设计时应确保水平挑起及逆时针收回时机构不会发生干涉[2]。
对小四连杆护帮机构建立关于D点的力学模型 (图2) , 设千斤顶的作用力为P, 左连杆ED的连杆力为F1, 右连杆CD的连杆力为F2, 则关于D点水平力平衡方程为:
Pcos∠HDO1+F2cos∠CDO1-F1cos∠EDO3=0 (1)
关于D点垂直力平衡方程为:
Psin∠HDO1+F2sin∠CDO1+F1sin∠EDO3=0 (2)
联立式 (1) 、式 (2) 解方程得:
undefined
设O点到左连杆ED的垂直距离为h, 护帮力矩为W, 则:W=F1h。
设O点为直角坐标系原点, 护帮水平挑起时护帮转动角为0, 护帮围绕O点逆时针旋转时旋转角为θ, 则图1所示各点位置关于θ的位置方程为:
式中, φ为ED杆关于E点的水平角, 可通过三角形的正弦或余弦定理求得。
2 优化方法选择
小四连杆护帮机构优化的目标:在满足轨迹要求的基础上, 确保护帮力矩W最大, 即maxf (W) =F1h, 同时将满足液压支架护帮用小四连杆机构的轨迹要求作为该优化问题约束函数。若该优化问题利用机械优化设计的方法进行求解, 则由于对小四连杆机构的轨迹约束限定条件较多, 故不一定能得到最优解或者解发散;即使有解, 也会由于结果唯一, 无法提供备选方案。
循环遍历算法是利用循环机制, 对求解变量进行递推求解的方法。对于本小四连杆护帮机构的优化求解问题, 则可以将图1中a, b, c, d, e, f, g作为循环变量, 各变量在指定的取值范围内根据设定的迭代步长进行循环赋值, 并对指定变量值进行轨迹约束判定及力矩求解。利用循环遍历算法对小四连杆机构进行优化求解的算法层次性好, 便于实现及调试, 可靠性高, 并可提供多种优化方案供设计选择, 与机械优化设计方法相比更具有优势[3]。
3 循环遍历优化算法的实现
根据循环遍历算法的要求, 设定循环迭代步长为S, 指定变量a, b, c, d, e, f, g的取值范围, 增加小四连杆轨迹约束条件:
(1) 三角形成立条件判断 (EC为E点至C点距离) 。
max (e, d, EC)
(2) 角度条件判断。
∠EDC>15° (θ=0)
(3) 位置条件判断。
YD
YE
(4) 连杆机构死角判断 (即C、D、H不共线) 。
undefined
小四连杆护帮机构循环遍历算法流程如图3所示。
4 小四连杆机构优化数据对比
利用上述算法原理, 编写小四连杆机构计算机优化程序, 以某小四连杆机构为原型进行优化, 优化前后各变量的对比数据见表1。
优化前该小四连杆护帮机构的最大挑起力矩为56.1 kN·m, 而优化后该机构的最大挑起力矩为71.04 kN·m。因此通过优化设计, 在保证机构成立的基础上, 力矩增大了近27%, 有效地增强了护帮的支护能力。
mm
5 结语
小四连杆护帮机构由于其良好的支护特性在液压支架中得到越来越广泛的应用, 而利用循环遍历算法对小四连杆机构进行优化求解不仅能快速、准确地计算出小四连杆机构尺寸, 同时还可有效地确保护帮支护能力最优, 进而提高液压支架的整体支护性能。
摘要：根据液压支架小四连杆护帮机构特性, 推导了该机构的运动及力学模型;论述了循环遍历算法在小四连杆优化设计方面的优势及循环遍历优化算法的具体实现过程, 并对优化前后小四连杆机构参数进行了对比分析。结果表明, 利用循环遍历优化算法进行设计对小四连杆护帮机构的性能有较大程度的提高。
关键词：液压支架,小四连杆护帮机构,优化设计
参考文献
[1]王国法.液压支架技术[M].北京:煤炭工业出版社, 2010.
[2]曹必德, 秦东晨, 倪和平, 等.液压支架四连杆机构仿真优化[J].煤矿机电, 2006 (5) :24-25.
四连杆设计 篇4
为了优化解决原有旧型自翻车倾翻机构结构复杂、自重较大, 以及重车倾翻作业时双侧开门、维修成本高、安全性较差等问题, 同时提高运能, HG公司组织设计并批量生产了端部四连杆机构60t自翻车, 因其转向架为标准路用转K6型转向架, 而车体结构较为复杂, 因此设计及制造难度较大。
2 结构特点
如图1, 端部四连杆机构自翻车主要由车箱组成、底梁组成、转向架、倾翻装置、空气制动装置、车钩缓冲装置等几部分组成。车箱组成由侧门组成、端壁组成、车箱底架组成等三大部件组成, 并在车箱底架上部焊接地板。在车箱倾翻时, 借助端部四连杆机构自动打开一侧侧门, 将车箱内货物卸出。底梁组成为全钢焊接的箱型结构。由箱型结构的焊接中梁、枕梁以及端梁、气缸架等组成。中梁和枕梁均由上、下盖板及两块腹板组成, 在底梁上装有倾翻气缸、倾翻管路、空气制动机、车钩缓冲装置等。两端装有上心盘及上旁承。该车倾翻装置由倾翻管路系统、倾翻气缸、端部四连杆机构三部分组成。空气管路和各种阀门构成了倾翻管路系统, 它是车辆倾翻的操作系统, 通过该系统向倾翻气缸充压缩空气, 经过四连杆机构控制车箱向两侧倾翻和侧门开闭动作。倾翻气缸采用两级活塞式, 在活塞杆外部和外活塞内部增设复位弹簧, 在车辆卸货后可借助弹簧的弹力来辅助车箱顺利复位。端部四连杆机构由2根连杆和1个三角杠杆组成, 主要优点是自重轻、结构简单、倾翻平稳、无双侧开门现象。
1.车箱组成2.底梁组成3.转向架4.空气制动装置5.倾翻气缸6.车钩缓冲装置7.倾翻管路8.倾翻机构
3 制造工艺流程
(1) 底梁、底梁组成部分流程:底梁腹板组成1、2制备 (各隔板、筋板下料;前后从板座准备;心盘座组成准备;牵引梁补强板准备) →底梁正位组对→腹板与下盖板内焊缝→内部翻转焊接→内部涂装底漆→上盖板组装及外侧焊缝焊接→腹板与下盖板外侧焊缝焊接→钻孔铆钉→底架组对 (组装冲击座、气缸架等) →正位焊接→侧位焊接→反位焊接→底架组成→安装气缸、风管路制动装置等。
(2) 车箱底架工艺流程:底架反位组对→底架正位调整→底架翻转焊接→预涂底漆→地板铺装→地板正位焊接→地板反位焊接→整体矫正→车箱底架组成完毕。
(3) 端壁组成工艺流程:端壁组对 (不组装外立柱及防护板) →正位焊接→反位焊接→侧位焊接→端壁组成。
(4) 侧门组成工艺流程:侧门组对→正位焊接→反位焊接→侧位焊接→侧门矫正→侧门组成。
(5) 端壁与车箱底架组成工艺流程:正位组装→正位焊接→端壁与车箱底架组成。
(6) 总组装工艺流程:将端壁与车箱底架组成落在底梁上→安装侧门→安装四连杆机构→调整→钢结构交检→油漆标记 (底架部分在倾翻的状态下油漆) →油漆标记交检。
4 制造工艺难点分析及对策
4.1 底梁、车箱底架各件组对精度控制
控制好车箱底架各件组对精度, 折页座孔同轴度, 各转动座的同轴度及位置度为制造难点之一。组对装置的精度会直接影响底梁、车箱底架各件组对精度, 需要控制底梁组成中两心盘中心距、两从板座间距、枕梁间挠度、旁弯、牵引梁下垂等;控制底架组装中横梁组装间隙、横梁及纵梁组装直线度、底架组装三梁不平度、大横梁组装间距、侧梁上翼面平行度、中侧梁旁弯、型钢现车切割质量、折页座对装精度 (同一组折页轴承孔同心度) 。
4.2 侧门与地板间隙控制
侧门组装后与地板间隙控制、侧门与车箱底架挠度匹配问题也是关键点之一。关键是解决侧门与车箱底架的挠度匹配、地板圆弧成型弧度均匀。为此, 改造地板圆弧压型胎, 增加调整垫板保证地板圆弧 (R85) 成型质量。
4.3 倾翻系统管路气密性控制
倾翻系统管路气密性主要是由起升软管尺寸及质量、操作阀及其润滑油质量、试验风压等因素决定。为此, 需要严格检查、检验操作阀等各外购件质量, 操作阀装车前动作不灵活不得使用;按规定压力试验时严格检查气密性;对起升软管尺寸及质量严格检查把关。
4.4 侧门及车箱底架焊接变形控制
侧门及车箱底架焊接变形控制问题也十分关键。侧门及车箱底架采用焊接结构, 在焊接过程中容易产生焊接变形, 对焊接变形的控制为该车制造工艺难点。制造时, 侧门及底架上各长大梁组装前调直, 确保组装质量;焊接时预置挠度, 通过记录数据, 并分析后调整焊接反变形量, 保证焊后质量。
4.5 倾翻机构组装质量控制
四连杆机构组装精度直接影响倾翻质量。倾翻机构组装要求较高, 组装存在一定难度。如图2, 组装时先将连杆3组装, 再组装连杆2, 通过连杆2配装底梁拉杆座, 确保各连接点在同一平面内, 转动灵活。最后组装连杆1, 通过配装侧门拉杆座组成, 调整拉杆座组成垫板, 确保侧门与端壁间隙, 完成组装。
5 底梁制造工艺
5.1 底梁组焊工艺
以下盖板为基准, 底梁在胎型上采用正位组成。组装顺序为: (1) 吊装下盖板至底梁组装胎上, 对正, 靠严并夹紧; (2) 组焊一位腹板、隔板、心盘座, 将后从板座划线点焊接在腹板上; (3) 吊装二位腹板, 后从板座对正, 点焊, 两侧腹板与下盖板压严, 腹板长度与宽度方向应与定位块靠严并夹紧; (4) 隔板与腹板焊缝翻转平焊位置施焊后, 焊接下盖板与腹板内长大焊缝; (5) 组装上盖板。分别焊接腹板与下盖板和上盖板的长焊缝。底梁焊接应在船型位置焊接, 焊前应将焊缝处油污、铁锈处理干净。腹板与盖板4道焊缝应连续施焊, 中间直段可采用埋弧焊, 牵引梁斜坡可采用手工焊。
5.2 底梁挠度保证与控制
(1) 腹板做预挠, 在腹板接长组对时, 用胎型定位; (2) 控制焊接顺序使底梁产生2~12mm均匀的上挠量, 即先焊接腹板与下盖板双面焊缝, 再焊接腹板与上盖板的外面焊缝; (3) 底梁组焊后, 底梁挠度应控制在2~12mm, 全长旁弯不得超过8mm, 每米旁弯不得超过3mm。
如图3, 以心盘为支点, 在支点高度不变化的情况下, 腹板最低点应该与原来的状态相比高出h, 这样才能符合设计要求。假设腹板为平直状态, 则挠度的变化直接体现为中部向上凸起h。
从图3可以看出腹板拼接后的形态应符合一条二次曲线的变化y=ax2+bx+c。将腹板中心作为y轴, 支点连线作为x轴。
5.3 底梁钻孔、铆钉及检测、调整
(1) 腹板与前后从板的铆钉孔采用配钻一次成孔; (2) 采用电加热炉加热铆钉; (3) 检测心盘的平面度及扭曲度, 平面水平差及相对扭曲不得超过1mm, 底梁组装时, 组装间隙不大于2mm, 底梁内侧应刷防锈油漆。
5.4 底梁部分的底架配件组焊
(1) 对装枕梁, 找正, 用样杆或平尺测量; (2) 气缸架组装以气缸支撑面为基准找正, 气缸架与腹板、上下盖板间隙不大于2mm。同侧气缸架组装后, 气缸支撑面水平差不大于3mm。
6 车箱制造工艺
6.1 车箱底架组焊
(1) 采用反位组装, 组装后, 正位对车箱底架上平面进行检测调整; (2) 底架铺地板时, 将车箱底架做出55mm上挠; (3) 底架地板正位焊时, 将车箱底架做出55mm上挠; (4) 底架地板反位焊时, 将车箱底架做出40mm下挠。
6.2 侧门组焊
(1) 在侧门组装胎上进行; (2) 侧门组装折页组成须有销轴定位, 同时折页与侧门板须压紧; (3) 侧门正位焊接时须做30mm反变形, 预防焊接变形; (4) 侧门组对时做17mm向上的预挠, 保证侧门焊后挠度与车厢底架挠度匹配。
7 今后自翻车制造工艺改进及创新方向
(1) 对底梁应力大的焊缝, 探讨采用豪克能或机械振动时效法消除有害的残余应力; (2) 对重点部位及人工不便的位置采用机器人进行焊接, 保证重点部位的焊接质量; (3) 采用液压铆钉装置进行铆接, 减少噪音、提高效率; (4) 设计多功能转胎, 即柔性工艺装备, 以满足全位置施焊的需要; (5) 采用多功能激光测量仪对自翻车各部工序尺寸实时进行监测。
参考文献
[1]刘晓林, 等.大型凹底平车大底架结构与稳定性分析[J].铁道车辆, 1997 (11) :33-38.
[2]陈祝年.焊接工程师手册[M].北京:机械工业出版社, 2002.
[3]陈雷.推进设计工艺有效结合, 实施精益制造模式, 全面提升铁路货车制造技术水平[C]//铁路货车制造工艺学术研讨会论文集.北京:中国铁道出版社, 2007.
四连杆设计 篇5
关键词：MATLAB,平面四连杆机构,优化,矩阵算法
0引言
平面四杆机构是由四个刚性构件用低副链接组成的、各个运动构件均在同一平面内运动的机构,因其结构简单、制造容易、工作可靠,而且还能承受很大的载荷、实现多种运动规律和运动轨迹,故其在工程实际中的应用非常广泛。但是,由于连杆机构的运动复杂,它的设计方法也比较复杂[1]。
连杆机构设计的基本问题可归结为按给定的运动规律设计和按给定的运动轨迹设计两大类。通常对这两类问题都是采用函数逼近法,但计算复杂繁琐。常规优化过程中采用for循环算法,由于MATLAB对循环的执行效率很低[2,3],导致计算时间较长,如果计算较复杂还很容易给电脑CPU造成负担,致使死机现象的发生。本文在对平面四连杆机构的运动进行了分析之后,主要采用矩阵算法对四连杆进行了优化,得到准确可靠的优化参数,并且与for循环算法作了对比。
1四连杆机构优化
四杆机构示意图如图1所示。已知曲柄为单位长度l1=1;两杆长度分 别为l2、l3,根据结构 的实际情 况,预选机架长度l4=6。曲柄和摇杆初始位置角φ0和 Ψ0分别为摇杆在右极限位置时曲柄和摇杆与机架夹角。
要求设计一个曲柄摇杆机构,当原动件曲柄的转角φ=φ0~(φ0+45°),要求从动件摇杆的输出角实现如下函数:
根据图1得:
设计变量为:
1.1建立目标函数
四连杆机构的运动轨迹如图2所示。
设曲柄转角φ从φ0~(φ0+45°)区间内均匀的离散点数为s,则有:
取机构输出角的平方偏差最小为设计目标:
其中:Ψi是期望输出角;Ψsi为实际输出角。
根据机构的运动几何关系,实际输出角 Ψsi满足:
对于图2中△BDC和△ABD,根据余弦定理有:
1.2确定约束条件
连杆机构约束情况如图3所示。
(1)为了使机构的传力性能良好,机构的最小传动角为γmin≥45°,最大传动角γmax≤135°。由图3得到约束方程:
(2)平面四杆机构成为曲柄摇杆机构的尺寸约束条件如下:1平面四杆机构的最短杆和最长杆的长度之和小于或者等于其余两杆长度之和;2最短杆相连构件为机架。根据上述2个条件有:
起作用的约束条件是机构传动角约束条件,它们围成可行域。
2优化过程与对比
曲柄摇杆机构设计的数学模型属于非线性规划问题,因此在进行优化设计时,要调用MATLAB优化工具箱中有约束的多元函数 极小值fmincon函数来实 现。由于MATLAB对循环的执行效率很低,本文主要采用矩阵算法对四连杆进行了优化,得到准确可靠的优化参数,并且与for循环算法作了对比。
2.1矩阵算法
(1)首先建立一个命名为myfun的M文件,程序如下:
(2)建立一个实现非线性约束的M文件,程序如下:
其中,c(1)和c(2)为非线性约束条件。
(3)建立一个调用优 化方法的M文件,内容如下:
运行结果为:x1取4.8509、x2取2.6721可得最优解。
2.2for循环算法与对比
for循环算法的优化方法和矩阵算法的主要区别在目标函数的建立上面,for循环是计算n次得结果, 而矩阵算法是巧妙运用矩阵计算的特点一次计算即可。
在程序中分别用系统时间标记程序开始运行和结束运行时的时间,然后用作差法计算两种算法各自运行需要的时间。经先后运行矩阵算法和for循环算法的程序,发现for循环算法结果和矩阵算法相一致,但运行时间较矩阵算法明显长,其中for循环算法平均用时约为0.25s,矩阵算法平均用时约为0.06s,相比而言,for循环算法用时约是矩阵算法用时的4倍多,而且矩阵算法优化程序运行更流畅。
3结论与展望
四连杆设计 篇6
节能型抽油机是现代抽油机的发展趋势, 而抽油机平衡对能量损失影响较大, 占整个损失的50%以上, 是节能的重点[1]。对于传统游梁式抽油机的平衡, 是平衡重产生的力矩与悬点载荷及抽油机的结构不平衡重产生的力矩的平衡[2], 即运用重块直接平衡结构自重和载荷两类所产生的扭矩, 但是结构自重和载荷的变化规律是不同的, 仅仅直接运用平衡重块平衡上述两者的扭矩变化, 是不可能达到的, 且运动不平稳。而能量损失与抽油机扭矩的变化成比例, 在其他条件相同时, 抽油机扭矩变化越大, 则电流的均方根值也就越高, 能量损失越大;而抽油机扭矩越平稳, 则能量损失就越小[3], 因此, 限制抽油机扭矩变化, 并使其运动平稳, 是节能型抽油机的一大特点。周红杰等[4]利用Matlab对游梁式抽油机平衡参数进行优化, 使平衡扭矩变化平稳, 从而达到节能的目的。此外, 白晶等[5]通过计算机求解一种新型抽油机平衡, 使抽油机运动平衡率有所提高。而本研究所提出的抽油机是一种新型平行四连杆抽油机, 相比于传统游梁式抽油机, 其特点在于结构简单、运动较平稳, 只要结构自重达到平衡, 并依据悬点载荷变化规律, 就可以通过配重平衡块平衡悬点载荷, 从而使该新型平行四连杆抽油机达到全平衡。考虑到该新型抽油机的主要部件[6,7,8], 平行四连杆机构作为传动机构, 对抽油机运动性能有着较大的影响。同时, 随着计算机技术和软件技术的不断发展, 计算机辅助设计软件作为现代设计方法的一个应用, 已经在各抽油机企业得到广泛的应用[9]。
本研究重点研究该新型平行四连杆抽油机的传动机构结构不平衡问题, 运用三维设计软件SolidWorks2010, 通过建模仿真得到能保证工作过程中良好力学性能的新平行四连杆机构, 分析该传动机构的结构不平衡性, 并采用天平原理, 优化平行四连杆机构, 最终实现新型抽油机结构平衡。
1 平行四连杆机构模型
平行四连杆机构的尺寸大小及位置关系如图1所示。
它主要由驱动臂AF、从驱动臂FB、长支撑杆EC、短支撑杆CG和基座C构成, 作为传动机构, 平行四连杆机构不仅具有传动功能, 还具有精确的运动放大作用, 并且由于抽油机运动特性, 抽油机悬点运动轨迹必须满足直线运动, 即当B点作直线运动时, 该平行四连杆机构传递的运动使A点也作直线运动。
本研究根据机械工程经验, 以工程运用广泛的12型传统游梁式抽油机数据为参考。根据抽油机设计原理, 多连杆机构必须满足抽油机运动及动力目标参数: (1) 悬点载荷F=120 k N; (2) 悬点冲程S=3.6 m; (3) 悬点冲次为6次/分钟; (4) 四连杆变形比例机构的比例k=3。
2 结构计算和优化
2.1 初始优化
根据图1的尺寸及位置关系, 并考虑已给出的模型参数, 笔者选取各杆件初始尺寸、约束等参数, 驱动臂AF=4 m, 从驱动臂FB=4 m, 长支撑杆EC=3 m, 短支撑杆CG=1 m, 限制B点运动轨迹为直线, 则A点运动轨迹也为直线, 所建立的简单模型如图2所示。
同时, 为了使传动机构能够正常工作, 帮助设计者合理选择构件的适当材料和形状, 确定所需要的几何尺寸, 传动机构必须具有足够的强度、刚度和稳定性, 即力学性能, 在此基础上, 笔者以最经济的代价, 为构件确定合理的材料和形状。而有限元分析正是基于这种思想应运而生的[10,11,12,13], 在Solidworks软件中, Cosmos Works (Simulation) 插件模块正是基于有限元方法来进行分析, 适用于对零件或装配体的静态、热传导、扭曲、频率、跌落测试及优化分析。
对于平行四连杆机构, 本研究利用有限元分析, 分别对驱动臂、从驱动臂、支撑杆等分别进行静态分析和优化分析, 在保证力学性能情况下, 质量最小化设计, 然后进行装配、仿真, 使其运动特性基本满足模型参数, 初始优化后的结构如图3所示。
2.2 质心轨迹坐标及结构平衡优化
本研究对平行四连杆传动机构进行了平衡分析, 以基座为支点, 抽油机在运动过程中, 由于传动机构自身重量产生的对支点的力矩是随着运动过程而不断变化的, 即对支点的力矩处于不平衡状态, 这种不平衡状态会使力矩变化幅度大, 从而导致抽油机运动的不平稳, 能耗增大。力矩的变化取决于质量力和质心对支点的力臂, 由于传动机构质量不变, 质心对支点的力臂也就是以支点为原点、质心的坐标。
本研究以如图3所示的装配结构为基础, 在SolidWorks中对传动机构进行运动仿真。
由模型参数可知, 周期T=10 s, 本研究利用质量属性, 在一个周期内每隔1 s取质心坐标, 得到该传动机构的三维质心运动轨迹, 抽油机初始结构质心运动坐标数据如表1所示。
由表1可知, 质心坐标值表明平行四连杆机构质心明显偏离支点, 因此, 为了保证力矩的尽可能地小或变化幅度近似不变, 从而减小传动过程的能耗, 则必须在保证力学性能情况下改变其结构, 使其质心接近支点。
由于该抽油机的传动机构在运动过程中, 速度较低, 运动较缓慢, 本研究采用天平原理, 在质心偏离支点的另一端添加平衡轮, 且使平衡轮的轨迹与质心轨迹近似相同, 从而达到使抽油机在运动过程中, 两者相对于支点的合力矩最小和变化幅度最小, 添加平衡轮之后的装配结构如图4所示。
为了解质心变化趋势, 找出最佳的尺寸组合, 本研究选取3套设计方案, 以快速分析多个设计情形, 分别改变平衡轮直径为1 002 mm、1 026 mm和1 050mm, 再进行运动仿真, 质心运动轨迹坐标值的取值办法同上, 分别得到坐标值数据如表2~4所示。
从表2～4可以知道, 质心的X、Y运动坐标值是随着时间而变化, 而Z轴坐标在整个过程中是不变的, 因此不予考虑。将X、Y轴坐标值随时间变化的4组数据分别进行比较, 得到X、Y轴心偏移坐标轨迹图如图5、图6所示。
图5、图6显示, 在初始结构中, 随着时间的变化, X轴水平坐标和Y轴竖直坐标变化幅度大, 最大偏差分别为ΔXmax=1 121.1 mm、ΔYmax=966.31 mm;本研究在传动机构添加了平衡轮之后, 随着时间的变化, X轴水平坐标和Y轴竖直坐标整体变化幅度相对于初始结构较小, 最大偏差降低分别约85.87%和92.42%, 且当平衡轮直径逐渐增大时, X轴最大偏差逐渐减小, Y轴最大偏差逐渐增大。即当平衡轮直径为1 050 mm时, X坐标变化幅度最小, 最大偏差为ΔXmax=158.38 mm;当平衡轮直径为1 002 mm时, Y坐标变化幅度最小, 最大偏差为ΔYmax=73.28 mm。
综上所述, 结构优化后的平行四连杆机构的质心X、Y坐标值相对于初始结构减小, 而且变化幅度大大降低, 导致其结构自重在运动过程中所产生的力矩减小和变化幅度也降低, 从而使抽油机所需的扭矩减小并且变化平稳, 能耗也就大大降低。
3 结束语
本研究通过采用三维设计软件Soild Works, 重点对新型抽油机的传动机构—平行四连杆机构进行了建模、优化, 优化后的传动机构的X、Y轴质心坐标最大偏差降低分别约85.87%和92.42%, 从而使传动机构运动更加趋于平稳, 基本满足结构平衡的要求, 另外还具有能耗低等优点。
四连杆设计 篇7
我公司首台LS4-1600LR型多连杆压力机,在传动杆系装配后同步出现了较大误差:当偏心体中心在下死点时,左右两边导柱等高误差0.65mm,当偏心体中心在90°时,左右两边导柱等高误差36.07mm。经现场查看分析,其中一个偏心齿轮的齿顶中心由于人工失误错标一齿,偏心齿轮中心与偏心体中心不在一条直线上,造成两边杆系运转不同步。由于误差一齿并不影响接下来的安装,同时多连杆压力机在下死点附件行程速度相当小,曲柄每转动一度导柱只下行零点几毫米,所以两边同步误差测量起来相对比较困难,而把曲柄转过90°后再次测量导柱运动量的方法又比较麻烦。我们通过对各杆的运动轨迹做研究,对比发现L3与L4杆铰接点在导柱处于下死点附近时曲柄每转过一度,它在竖直方向上的位移量达到三点几毫米,利用平尺和卷尺测量铰接点到横梁顶部的距离就能判断出两边杆系运转是否同步,操作起来简单易行。那么还有哪些关键尺寸和因素会对压机的同步造成比较大的影响呢?要细化、深入分析,就需要建立数字模型进行量化研究研究。
1 数学模型的建立
八连杆压力机杆系如图2所示,其中L1为驱动杆,杆L4、L5组成一个整体(夹角θ5)绕固定点(a,b)摆动,L7杆带动滑块沿y轴方向运动。
以驱动杆L1固定点为坐标原点建立直角坐标系,列出图1情况下的位移平衡方程组:
式中:L1、L2、L3、L4、L5、L6、L7是各杆长度,θ1为曲柄转角,θ5为杆L4与L5的固定夹角,a、b为固定点坐标值,为已知值。θ2、θ3、θ4、θ6、θ7分别为对应各杆与y轴的夹角,y是滑块位置,为未知数。方程数6个,未知数6个,有确定解。通过以上方程组即可求出滑块在对应曲柄角度的高度。
以上方程组只能表示滑块在整个行程过程中某一段的解,要研究滑块的整个行程过程需要列多组方程组,这给设计研究带来了很大麻烦。为了节约设计时间,避免人工计算引起的失误,利用三维分析软件建立机构三维模型,如图3所示,再将它转化为模型的运动分析问题,就能规避繁琐的数学计算,并得到精确的计算结果。
先给出一组杆系尺寸,通过逐个改变杆长尺寸及铰点位置得到相应计算结果,再将计算结果相比较找出对压机性能影响较大的参数。在以后加工和装配过程中加以控制,保证压机性能。性能参数变化如表1所示。
通过上表数据对比可以看出,各杆长及固定点位置对下死点300mm以下压机工作区域速度及行程速比系数影响不大,对行程影响较大,尤其是杆L1对行程影响最大,需要在加工过程中严格控制加工精度。我们在实际制造时将零件公差控制在±0.02mm以内,再次计算验证得出滑块行程最大误差为0.324mm。以工作台板长度4500mm为例,日本JIS一级精度平行度允差为0.344mm,能够达到最终精度要求。
2 结束语
八连杆压力机精度的影响因素较多,实际中应综合考虑,灵活运用各种方法,快速、准确地解决生产中遇到的问题。
参考文献
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[3]邹慧君,傅祥志,张春林,等.机械原理[M].北京:高等教育出版社,1999.
四连杆设计 篇8
门座起重机自身体积和重量大、造价和运行成本都比较高,有关它的动力学分析逐渐被重视[1,2]。随着CAD技术、有限元分析方法和计算机技术的发展,有关门座起重机的动力学仿真研究成果也发表了很多[3,4],但当涉及到变幅阻力计算时,多围绕设计规范指定的阻力进行讨论。本文研究门座起重机在变幅工作时多体动力对变幅阻力的影响,运用数学矩阵法以及MATLAB编程的计算和绘图功能,对门座起重机四连杆多体组合臂架系统在变幅时的惯性阻力进行分析,并对数据变化情况进行归纳,揭示变幅过程中阻力随幅度的变化情况。
1变幅时四连杆多体杆件质心惯性阻力
1.1四连杆变幅机构参数
变幅机构动力学分析的已知参数如下:起重量25t,起升高度(轨上/轨下)28 m/16 m,工作幅度(最大/最小)33m/9.5m,变幅机构工作级别M7,变幅速度50m/min,起升速度50m/min,整机工作级别A8。
门座起重机臂架变幅机构模型如图1所示。其中,象鼻梁臂架铰点到拉杆铰点距离为l1、象鼻梁前段长为lAC、象鼻梁后段长为lAB、臂架长为lOA、拉杆下铰点到臂架下铰点水平距离为Dx、拉杆下铰点到臂架下铰点垂直距离为Dy、拉杆长为lBD、连杆铰点到臂架下铰点距离为lOE、连杆铰点到臂架上铰点距离为lAE,对重杠杆长为lDE、对重连杆长为lEF、活对重杠杆长为lDQ和lQF,对应工作幅度33m~9.5m的臂架转角为θ1,大拉杆与主臂架的交点I为象鼻架的回转瞬心。
1.2变幅驱动元
门座起重机四连杆变幅机构的运动是在变幅电机驱动的齿轮齿条的牵引下实现的,这里我们把齿轮齿条称做四连杆变幅机构的驱动元,即图1 中的齿条EG和在G点啮合的驱动齿轮。
变幅机构从最大幅度运动至最小幅度过程中,相对应齿条的运动分为启动加速、匀速、制动减速3个阶段,启、制动加减速度aEG=0.71m/s2,启、制动时间均为2s,匀速运动时间为26s。从最大幅度向最小幅度运动时,齿条杆的长度与时间t的关系为:
其中:lGE0为齿条的初始长度;vEG0为齿条的初始速度。
1.3各杆质心加速度
各杆随臂架与x轴的夹角θ1(t)运动,θ1对时间t的一次和二次导数即为臂架的角速度和角加速度,据此通过建模即可模拟并绘制臂架变幅机构各杆件质心的运动规律。
在图1建立的四连杆机构数学刚性模型中,象鼻架构件的长度为lAB,其方位角为θ2,则lAB为象鼻架构件的杆矢量;大拉杆的长度为lBD,其方位角为θ3,则lBD为大拉杆的杆矢量;其余构件可表示为相应矢量lOA和lDO,这样各杆矢量就形成一个封闭矢量多边形OABDO,且有lOA+lAB+lBD+lDO=0。通过建立四连杆运动方程,可得到拉杆、臂架、象鼻架和活对重的质心加速度:
其中:ω2、ε2、ω3、ε3、ω4、ε4分别为θ2、θ3、θ4对应的角速度和角加速度;g1=(mOE+0.5mAE)/mb,mOE为杆OE的质量,mAE为杆AE的质量,mb为臂架的质量;g2=(mOA+0.5mAE)/mb,mOA为杆OA的质量;g3=4lOA(mCB+mCA+mAB)/mxb,mCB为杆CB的质量,mCA为杆CA的质量,mAB为杆AB的质量,mxb为象鼻架的质量;g4= [2(mCB+mCA)/mxb]·lACsin(θ2-θ4)+[2(mCB+mAB)/mxb]·lABsinθ2;g5= [2(mCB+mCA)/mxb]·lACcos(θ2-θ4)+ [2(mCB+mAB)/mxb]·lABcosθ2。
1.4 变幅机构杆件质心惯性阻力
图2为变幅机构杆件质心惯性阻力P随幅度的变化曲线。各构件引起的惯性力在x、y方向的分量变化趋势与起重机运行的3个阶段对应,且x方向上分量较大,惯性力最大值出现在起重机的制动阶段;图2中质心惯性阻力P出现了3次跳跃,说明每次进入下一运动阶段时,惯性力都有一个突然变化,此时会对起重机各构件产生冲击。
变幅机构各构件的惯性力在齿条上引起的阻力P的计算公式为:
其中:Tx、Ty分别为构件加速度惯性力对O点的总力矩在x、y方向上的分量。
2各变幅阻力的分析
2.1自重未平衡阻力
自重未平衡阻力PWG为:
其中:Moz为各杆件自重载荷对主臂架下铰点O的力矩;MoQ为对重自重载荷对铰点O的力矩。
2.2起重物品非水平位移引起的变幅阻力PWQ
大拉杆与主臂架的交点I为象鼻架的回转瞬心,由瞬心功率法可得:
其中:PQ为起重载荷;lQ为起重载荷对其作用点所在杆件瞬心的力臂。
2.3 起升绳偏斜产生的变幅阻力Pa
起升绳偏斜α 角,它在象鼻梁端点上引起的水平力可按下式计算:
其中:PT为货物偏摆水平分力;d3为货物偏摆水平力PT对瞬心的力臂。
2.4 臂架上的风载荷引起的变幅阻力PW
计算由于作用在臂架系统上的风力在齿条中引起的拉力时,连杆、对重杠杆和对重上的风力可以忽略不计;作用在象鼻梁上的风力PWx可以近似认为作用于臂架端点上;作用在刚性拉杆上的风力PWl是以0.5PWl作用于臂架端点上,因为象鼻梁是两力构件,力PWl的作用线在象鼻梁两铰点的连线上。则臂架上的风载荷引起的变幅阻力PW为:
其中:PWb为臂架所受的风载荷,d4、d5、d6分别为PWl、PWx、PWb对瞬心的力臂。
2.5 离心力引起的变幅阻力Pl
起重机回转时,只考虑象鼻梁和臂架产生的离心力,可近似地认为象鼻梁质量集中于臂架端点上,它的离心力Plx就作用于这一点;臂架产生的离心力Plb,就其数值来说,等于质量集中于其重心所产生的离心力,但其合力作用点则比重心远,因为离心力是与质心距回转中心的距离成比例的。离心力引起的变幅阻力Pl为:
2.6 5种变幅阻力的总和P总
上述5种变幅阻力总和P总为:
总阻力P总随幅度的变化曲线如图3所示。由图3可知,5项工作性变幅阻力总和随幅度的减小而先减小后增大。
3 结论
基于变幅驱动机构从启动到制动实现的一个全幅度变幅行程的组合臂架多体动力学分析,得出变幅过程多体惯性力对变幅阻力的影响情况,与其他阻力比较来看,这一影响是不可忽视的。本文的研究对港口门座起重机变幅驱动机构精确设计具有一定指导意义。
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