湯宇，鄧援超，辛軍煒

包裝送紙機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)及動(dòng)力學(xué)仿真分析

湯宇，鄧援超，辛軍煒

（湖北工業(yè)大學(xué)，武漢 430068）

為了提高包裝送紙裝置的生產(chǎn)效率，使用一種六桿機(jī)構(gòu)應(yīng)用于包裝送紙裝置中，并對(duì)它進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)及動(dòng)力學(xué)仿真分析，驗(yàn)證它在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中是否滿足實(shí)際工作要求。使用矢量解析法和分離體法建立該六桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)模型和動(dòng)力學(xué)模型，并采用ADAMS仿真軟件對(duì)該六桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真和動(dòng)力學(xué)仿真。通過(guò)對(duì)六桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析，得到了輸出滑塊4的位移、速度和加速度曲線，該機(jī)構(gòu)在水平方向的行程為680.26 mm，滿足實(shí)際工況要求。通過(guò)對(duì)六桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析，得到了六桿機(jī)構(gòu)各鉸接點(diǎn)的受力大小和施加在曲柄1上的平衡力矩大小，該機(jī)構(gòu)在送紙行程時(shí)，各鉸接點(diǎn)受力和平衡力矩變化較小，該機(jī)構(gòu)在送紙完成后的回返行程時(shí)，各鉸接點(diǎn)受力和平衡力矩變化較大。分析仿真結(jié)果后發(fā)現(xiàn)該六桿機(jī)構(gòu)在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中滿足實(shí)際工作要求，能夠較好地運(yùn)用于包裝送紙裝置中。

六桿機(jī)構(gòu)；ADAMS仿真；運(yùn)動(dòng)學(xué)；動(dòng)力學(xué)

包裝紙盒產(chǎn)品廣泛應(yīng)用于人們的日常生活中，隨著人們生活中對(duì)這些包裝紙盒產(chǎn)品需求的增長(zhǎng)，提高生產(chǎn)效率已成為了目前急需解決的問(wèn)題。在紙盒生產(chǎn)過(guò)程中，包裝送紙裝置是關(guān)鍵裝置之一，其主要目的是從堆紙工位運(yùn)送紙張至紙張定位工位，在此有一種六桿機(jī)構(gòu)應(yīng)用于包裝送紙裝置中，連桿機(jī)構(gòu)效率高，加工簡(jiǎn)單，易得到較高的制造精度。整個(gè)送紙過(guò)程利用了該六桿機(jī)構(gòu)的急回特性，在送紙的過(guò)程中需速度較緩且運(yùn)行平穩(wěn)，在放紙過(guò)程完成后需快速回返至堆紙工位。在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中該六桿機(jī)構(gòu)速度的平穩(wěn)性比較難以用經(jīng)驗(yàn)判定，因此，為了驗(yàn)證該六桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)是否滿足實(shí)際工況要求，需對(duì)它進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)仿真分析。

對(duì)于六桿機(jī)構(gòu)，已有大量的文獻(xiàn)對(duì)它進(jìn)行了分析研究，其中最主要的就是進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析及對(duì)其參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化分析。王栗等[1]用矢量解析法對(duì)機(jī)械式壓力機(jī)曲柄六桿機(jī)構(gòu)建立數(shù)學(xué)模型，并進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)學(xué)特性分析，分析結(jié)果與仿真結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比，為后續(xù)進(jìn)行機(jī)構(gòu)優(yōu)化打下基礎(chǔ)。鹿躍麗等[2]對(duì)牛頭刨床六桿機(jī)構(gòu)創(chuàng)建了優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型，通過(guò)建立目標(biāo)函數(shù)進(jìn)行優(yōu)化分析，極大地提高了工作過(guò)程中速度的平穩(wěn)性。徐梓斌[3]通過(guò)Matlab中SimMechanics工具對(duì)六桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行仿真建模，無(wú)需建立機(jī)構(gòu)的數(shù)學(xué)模型，大大減輕了技術(shù)人員的工作量。文中使用矢量解析法和動(dòng)態(tài)靜力學(xué)分析建立該六桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)數(shù)學(xué)模型，通過(guò)ADAMS軟件對(duì)該機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)仿真，將仿真分析后的結(jié)果與理論計(jì)算、實(shí)際工況進(jìn)行分析對(duì)比，驗(yàn)證仿真的合理性。

1 運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

1.1 創(chuàng)建運(yùn)動(dòng)學(xué)數(shù)學(xué)模型

該送紙機(jī)構(gòu)工作原理見(jiàn)圖1，曲柄1轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，通過(guò)桿2帶動(dòng)桿3做左右往復(fù)擺動(dòng)，從而帶動(dòng)滑塊4在桿5上做上下滑動(dòng)，滑塊4還會(huì)帶動(dòng)桿5做水平左右滑動(dòng)，滑塊4上附帶吸盤(pán)，在左極限位置從堆紙工位進(jìn)行真空吸紙，在右極限位置時(shí)即在紙張定位工位破真空放紙，由此進(jìn)行往復(fù)運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)自動(dòng)吸紙與放紙過(guò)程，運(yùn)送效率可達(dá)到每分鐘30張。

由圖1可知，實(shí)際工況中堆紙工位與紙張定位工位在水平方向上的距離為680 mm，即該機(jī)構(gòu)處于左右極限位置時(shí)需將紙張水平運(yùn)送680 mm，因此需要對(duì)該機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，得到滑塊4質(zhì)心位移變化量。將該送紙機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化為如圖2所示的平面六桿機(jī)構(gòu)，桿1為主動(dòng)件，繞點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)，已知曲柄1即段長(zhǎng)度1=155 mm，桿2即段長(zhǎng)度2=395 mm，桿3即段長(zhǎng)度3=500 mm，段長(zhǎng)度?3=300 mm，、2點(diǎn)距離5=580 mm，、2點(diǎn)距離6=300 mm。各桿件的質(zhì)心都在桿的中點(diǎn)處，在機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖中創(chuàng)建直角坐標(biāo)系，以點(diǎn)為坐標(biāo)原點(diǎn)，并在圖2中畫(huà)出了各桿件的矢量及相應(yīng)方位角，該機(jī)構(gòu)關(guān)鍵點(diǎn)的坐標(biāo)設(shè)置見(jiàn)表1。文中使用矢量解析法對(duì)該機(jī)構(gòu)數(shù)學(xué)模型進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，建立封閉矢量方程，從而推導(dǎo)出滑塊4的位移、速度和加速度方程。

圖1 送紙機(jī)構(gòu)工作原理

圖2 送紙機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖

表1 送紙機(jī)構(gòu)關(guān)鍵點(diǎn)及其坐標(biāo)

Tab.1 Key points and coordinate values of paper feeding mechanism

1.1.1 位移分析

分析圖2中各構(gòu)件矢量之間的關(guān)系，可以得出2個(gè)封閉矢量和。

分析封閉矢量可得：

(1)

用復(fù)數(shù)形式表示為：

(2)

通過(guò)歐拉公式展開(kāi)后可得：

(3)

由于式（3）實(shí)部和虛部分別相等，可以得出方程見(jiàn)式（4）—（5）。

(4)

(5)

聯(lián)立式（3）和式（4）可以得出構(gòu)件2、3角度2和3的方程，見(jiàn)式（6）—（7）。

(6)

(7)

分析封閉矢量可得：

(8)

用復(fù)數(shù)形式表示為：

(9)

通過(guò)歐拉公式展開(kāi)后可得：

(10)

由于式（10）的實(shí)部和虛部分別相等，可以得出滑塊4質(zhì)心的水平方向上的位移量e和豎直方向上的位移量e方程：

(11)

(12)

1.1.2 速度分析

對(duì)式（2）進(jìn)行時(shí)間求導(dǎo)后可得：

(13)

(14)

(15)

對(duì)式（11）和式（12）分別進(jìn)行時(shí)間求導(dǎo)后可以得出滑塊4質(zhì)心的水平方向上的速度s和豎直方向上的速度h方程，見(jiàn)式（16）—（17）。

(16)

(17)

1.1.3 加速度分析

對(duì)式（13）進(jìn)行時(shí)間求導(dǎo)得：

(18)

(19)

(20)

對(duì)式（16）和式（17）分別進(jìn)行時(shí)間求導(dǎo)后可得滑塊4質(zhì)心的水平方向上的加速度s和豎直方向上的加速度h方程，見(jiàn)式（21）—（22）。

(21)

(22)

整理式（1）—（22）可以得出，若已知曲柄1的輸入情況，即曲柄轉(zhuǎn)動(dòng)角度1已知時(shí)，六桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)時(shí)構(gòu)件2和構(gòu)件3的運(yùn)動(dòng)角度、角速度和角加速度，以及滑塊4質(zhì)心的位移、速度和加速度均可求解出，這為后續(xù)運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析研究對(duì)比提供了有力的數(shù)學(xué)依據(jù)和理論基礎(chǔ)。

1.2 創(chuàng)建運(yùn)動(dòng)學(xué)模型及仿真

1.2.1 建立運(yùn)動(dòng)學(xué)模型

根據(jù)筆者創(chuàng)建的數(shù)學(xué)模型中各關(guān)鍵點(diǎn)坐標(biāo)，在SolidWorks軟件里面建立曲柄1、連桿2、擺動(dòng)桿3、滑塊4和導(dǎo)桿5的運(yùn)動(dòng)學(xué)模型，見(jiàn)圖3。將模型導(dǎo)入ADAMS軟件里，根據(jù)各個(gè)構(gòu)件之間的運(yùn)動(dòng)副關(guān)系添加運(yùn)動(dòng)副，曲柄1與地面、曲柄1與連桿2、連桿2與擺動(dòng)桿3、擺動(dòng)桿3與滑塊4、擺動(dòng)桿2與地面之間建立轉(zhuǎn)動(dòng)副，滑塊4與導(dǎo)桿5、導(dǎo)桿5與地面之間建立移動(dòng)副。設(shè)置曲柄1為主動(dòng)件，添加旋轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)至曲柄1與地面的轉(zhuǎn)動(dòng)副上，完成運(yùn)動(dòng)學(xué)模型的創(chuàng)建。

圖3 送紙機(jī)構(gòu)模型

1.2.2 進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真和結(jié)果后處理

包裝送紙裝置的效率要達(dá)到每分鐘運(yùn)送30張，因此，該送紙機(jī)構(gòu)進(jìn)行一個(gè)送紙周期的時(shí)間為2 s，由于吸盤(pán)在堆紙工位需要開(kāi)真空吸紙，在紙張定位工位需要破真空放紙，總共需要0.5 s，故該機(jī)構(gòu)一個(gè)送紙周期內(nèi)實(shí)際運(yùn)行所用時(shí)間為1.5 s。在ADAMS軟件中設(shè)置仿真時(shí)間為1.5 s，步數(shù)設(shè)置為200，運(yùn)行仿真。在仿真運(yùn)行完后，通過(guò)ADAMS軟件的后處理工具可得到滑塊4質(zhì)心在方向和方向上的位移、速度和加速度曲線，見(jiàn)圖4—6。

分析滑塊4質(zhì)心位移曲線可知，該機(jī)構(gòu)運(yùn)行過(guò)程以1.5 s為1個(gè)周期，其中在0～0.6 s時(shí)為該機(jī)構(gòu)送紙完成后的回返行程；再分析滑塊4質(zhì)心速度和加速度曲線可知，在此時(shí)間段內(nèi)方向（水平方向）和方向（豎直方向）上速度和加速度變化較大，能夠?qū)崿F(xiàn)快速回返至取紙工位的目的。在0.6～1.5 s時(shí)為該機(jī)構(gòu)吸紙后的送紙行程，分析滑塊4質(zhì)心速度和加速度曲線可知，此時(shí)間段內(nèi)水平方向和豎直方向上速度和加速度曲線較平滑，運(yùn)行較平穩(wěn)，其速度最高也達(dá)到了1 204.41 mm/s，能夠滿足快速、平穩(wěn)送紙的要求，符合實(shí)際工作的情況。

圖4 滑塊4位移曲線

圖5 滑塊4速度曲線

圖6 滑塊4加速度曲線

分析滑塊4質(zhì)心位移曲線可知，滑塊4質(zhì)心在0 s和1.5 s時(shí)方向上都達(dá)到最大位移640.28 mm，即該機(jī)構(gòu)到達(dá)右極限位置，在0.6 s時(shí)方向上達(dá)到最小位移?39.98 mm，即該機(jī)構(gòu)到達(dá)左極限位置，因此滑塊4處于左右極限位置時(shí)，在方向上的行程為680.26 mm。對(duì)該機(jī)構(gòu)進(jìn)行理論分析可知，當(dāng)曲柄與連桿2次共線時(shí)，搖桿3達(dá)到左右極限位置，滑塊4也隨之達(dá)到左右極限位置。通過(guò)三角形三角函數(shù)與邊長(zhǎng)的余弦公式可求得，當(dāng)1為246°和24°時(shí)滑塊4到達(dá)極限位置。當(dāng)1為246°時(shí)，根據(jù)式（7）和式（11）可算出e=?40 mm，同理，當(dāng)1為24°時(shí)，可算出e=640.25 mm?；瑝K4處于左右極限位置時(shí)，在水平方向上的行程為680.25 mm，與仿真結(jié)果得出的水平方向上總行程680.26 mm相當(dāng)，同實(shí)際工況中要求的水平位移量680 mm也相符，因此該運(yùn)動(dòng)學(xué)分析仿真是正確的。

2 動(dòng)力學(xué)分析

2.1 創(chuàng)建動(dòng)力學(xué)數(shù)學(xué)模型

除了對(duì)該機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析之外，還需用動(dòng)態(tài)靜力學(xué)方法對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行動(dòng)力分析，主要確定其中各桿件的運(yùn)動(dòng)副反力以及需要加在機(jī)構(gòu)上的平衡力。運(yùn)動(dòng)副反力對(duì)整個(gè)機(jī)構(gòu)而言是內(nèi)力，因此不能對(duì)整個(gè)機(jī)構(gòu)進(jìn)行力分析，在此將對(duì)機(jī)構(gòu)進(jìn)行拆分，逐個(gè)進(jìn)行分析。桿件所承受外力主要來(lái)自桿件的慣性力、力偶及桿件自身的重力，由于前述進(jìn)行的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析已經(jīng)求得了相關(guān)構(gòu)件的加速度值，因此可以確定各構(gòu)件所承受的慣性力和慣性力偶，以及其他桿件通過(guò)運(yùn)動(dòng)副連接點(diǎn)對(duì)桿的作用力。相關(guān)桿件受力分析見(jiàn)圖7，桿件1、2、3、5的質(zhì)量分別為0.6、1.5、2、3 kg，滑塊4質(zhì)量4=1 kg。假定F為作用在第個(gè)構(gòu)件上的慣性力，M為第個(gè)構(gòu)件上的慣性力偶，0為作用在曲柄1上的平衡力偶，由于構(gòu)件上所有外力在軸上的投影的代數(shù)和為0，所有外力在軸上的投影的代數(shù)和為0，構(gòu)件上所有外力對(duì)其質(zhì)心S的力偶代數(shù)和為0，采用達(dá)朗貝爾定理可列出各個(gè)構(gòu)件的平衡方程，見(jiàn)式（24）—（37）。

對(duì)于構(gòu)件1有：

(24)

(25)

(26)

對(duì)于構(gòu)件2有：

(27)

(28)

(29)

對(duì)于構(gòu)件3可列出：

(30)

(31)

(32)

由于構(gòu)件4在桿5上進(jìn)行上下滑動(dòng)，故桿5對(duì)它只產(chǎn)生垂直于運(yùn)動(dòng)方向上的反力54。對(duì)構(gòu)件4而言，由于作用在其上的力對(duì)質(zhì)心取矩的代數(shù)和是恒為零的，因此得出式（33）—（34）的平衡方程。

(33)

(34)

圖7 桿件受力分析

Fig.7 Force analysis diagram of member

機(jī)架對(duì)構(gòu)件5只產(chǎn)生垂直方向上的反力65，但作用點(diǎn)未知，因此將其向質(zhì)心5簡(jiǎn)化后可以得出反力65和反力偶65，見(jiàn)式（35）—（37）。

(35)

(36)

(37)

將上面各平衡方程式進(jìn)行整理，運(yùn)動(dòng)副反力、平衡力偶0和反力偶65為未知量，可變成線性方程組，用矩陣形式表示得：

(38)

式中：1為系數(shù)矩陣；q為未知數(shù)組成的列矩陣；1為已知參數(shù)組成的列矩陣。其中，

，

,

(39)

2.2 動(dòng)力學(xué)仿真

根據(jù)已知條件設(shè)置好關(guān)鍵構(gòu)件的質(zhì)量，在ADAMS軟件里面設(shè)置好動(dòng)力學(xué)仿真后，進(jìn)行仿真模擬，仿真結(jié)束后進(jìn)入后處理工具，可以查看運(yùn)動(dòng)副點(diǎn)的約束反力與、運(yùn)動(dòng)副點(diǎn)的約束反力與、滑塊4上的垂直反力45和施加在曲柄1上平衡力偶0隨時(shí)間變化的曲線，見(jiàn)圖8—11。

由前面運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真曲線已經(jīng)得出，該機(jī)構(gòu)在運(yùn)行過(guò)程中以1.5 s為1個(gè)周期，其中在0～0.6 s時(shí)為該機(jī)構(gòu)送紙完成后的回返行程，在0.6～1.5 s時(shí)為該機(jī)構(gòu)吸紙后的送紙行程。通過(guò)表2和表3可知，該機(jī)構(gòu)在送紙完成后的回返行程中，方向和方向上的受力和平衡力矩變化較大。分析力和力矩曲線可知，在0.25 s內(nèi)，該六桿機(jī)構(gòu)各運(yùn)動(dòng)副的力和力矩在最大值和最小值之間變化，有輕微沖擊，但由于是空載行程，對(duì)整個(gè)機(jī)構(gòu)的運(yùn)行情況并無(wú)影響。在送紙行程中，方向和方向上的受力和平衡力矩變化較小，在送紙過(guò)程中整個(gè)機(jī)構(gòu)運(yùn)行較平穩(wěn)，符合實(shí)際工作情況。

圖8 運(yùn)動(dòng)副A點(diǎn)約束反力和

圖9 運(yùn)動(dòng)副C點(diǎn)約束反力和

圖10 滑塊4上垂直反力F45

圖11 曲柄1平衡力偶M0

表2 回返行程中運(yùn)動(dòng)副點(diǎn)和點(diǎn)受力變化及曲柄1平衡力偶變化

Tab.2 Force changes of point A and point C of moving pair and balance torque changes of crank 1 during return travel

表3 送紙行程時(shí)運(yùn)動(dòng)副點(diǎn)和點(diǎn)受力變化，以及曲柄1平衡力偶變化

Tab.3 Force changes of point A and point C of moving pair and balance torque changes of crank 1 during paper feeding travel

3 結(jié)語(yǔ)

通過(guò)對(duì)六桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)及動(dòng)力學(xué)仿真分析后可以得出：該六桿機(jī)構(gòu)在送紙過(guò)程中速度較平穩(wěn)，受力和力矩變化較小，能夠?qū)崿F(xiàn)快速平穩(wěn)送紙的目的，在回返行程中速度和加速度變化較大，能夠更快速地返回到取紙位置，仿真結(jié)果與實(shí)際工況要求相符，能夠較好地應(yīng)用于包裝送紙裝置中。運(yùn)用ADAMS仿真更直觀地揭示了該六桿機(jī)構(gòu)在實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中的運(yùn)動(dòng)規(guī)律和各桿件的受力情況。文中通過(guò)對(duì)六桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)建模、運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析和動(dòng)力學(xué)仿真分析，得出該六桿機(jī)構(gòu)能夠較好地滿足實(shí)際工況需求，為六桿機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了理論基礎(chǔ)。

[1] 王粟, 覃嶺, 阮衛(wèi)平, 等. 機(jī)械式壓力機(jī)曲柄六桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)特性分析[J]. 機(jī)械傳動(dòng), 2011, 35(1): 59-61.

WANG Su, QIN Ling, RUAN Wei-ping, et al. Kinematic Characteristics Analysis of Crank Toggle Transmission Mechanism in Mechanical Press[J]. Journal of Mechanical Transmission, 2011, 35(1): 59-61.

[2] 鹿躍麗, 陳江義, 張明成, 等. 牛頭刨床六桿機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)[J]. 鄭州工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào), 1999, 20(3): 39-41.

LU Yue-li, CHEN Jiang-yi, ZHANG Ming-cheng, et al. Optimizational Design of the Six-Bar Mechanism of Shaping Machine[J]. Journal of Zhengzhou University of Technology, 1999, 20(3): 39-41.

[3] 徐梓斌. 六桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真的MATLAB實(shí)現(xiàn)[J]. 煤礦機(jī)械, 2006, 27(4): 617-618.

XU Zi-bin. Implementation of Six-Bar Mechanism Kinematics Simulation with MATLAB[J]. Coal Mine Machinery, 2006, 27(4): 617-618.

[4] 楊雙龍, 戰(zhàn)強(qiáng), 馬曉輝, 等. 基于ADAMS的鎖緊臂機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)仿真及參數(shù)化分析[J]. 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造, 2010(11): 26-28.

YANG Shuang-long, ZHAN Qiang, MA Xiao-hui, et al. Dynamics Simulation and Parameterized Analysis of a Locking Mechanism with ADAMS[J]. Machinery Design & Manufacture, 2010(11): 26-28.

[5] 陳立平. 機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析及ADAMS應(yīng)用教程[M]. 北京: 清華大學(xué)出版社, 2005: 15—200.

CHEN Li-ping. Mechanical System Dynamics Analysis and Adams Application Course[M]. Beijing: Tsinghua University Press, 2005: 15-200.

[6] 王宗平, 趙登峰, 曾國(guó)英. 一種六自由度并聯(lián)機(jī)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)模型[J]. 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造, 2018(S1): 71-74.

WANG Zong-ping, ZHAO Deng-feng, ZENG Guo-ying. The Dynamic Model of a 6-DOF Parallel Mechanism[J]. Machinery Design & Manufacture, 2018(S1): 71-74.

[7] 李旭榮, 鄭相周. 基于ADAMS的牛頭刨床工作機(jī)構(gòu)虛擬樣機(jī)設(shè)計(jì)與動(dòng)態(tài)仿真[J]. 中國(guó)工程機(jī)械學(xué)報(bào), 2007, 5(4): 437-439.

LI Xu-rong, ZHENG Xiang-zhou. ADAMS-Enabled Virtual Prototyping and Dynamical Simulation Approach into Planing Mechanism[J]. Chinese Journal of Construction Machinery, 2007, 5(4): 437-439.

[8] 謝慧萍, 季英瑜. 基于ADAMS軟件的六連桿沖壓機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)[J]. 輕工機(jī)械, 2009, 27(2): 47-50.

XIE Hui-ping, JI Ying-yu. Optimization Design of Six-Bar Linkage Punch Mechanism Based on ADAMS[J]. Light Industry Machinery, 2009, 27(2): 47-50.

[9] 王芳, 張海燕. 基于Simulink的連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真[J]. 機(jī)械設(shè)計(jì)與研究, 2004, 20(2): 35-37.

WANG Fang, ZHANG Hai-yan. Study on the Kinematic Simulation of Linkage Mechanism Based on Simulink[J]. Machine Design and Research, 2004, 20(2): 35-37.

[10] 袁揚(yáng), 王闖, 王錦紅. 基于ADAMS的六桿機(jī)構(gòu)仿真及優(yōu)化[J]. 機(jī)械工程與自動(dòng)化, 2016(4): 67-69.

YUAN Yang, WANG Chuang, WANG Jin-hong. Simulation and Optimization of Six-Bar Mechanism Based on ADAMS[J]. Mechanical Engineering & Automation, 2016(4): 67-69.

[11] 華大年, 華志宏. 連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與應(yīng)用創(chuàng)新[M]. 北京: 機(jī)械工業(yè)出版社, 2008: 174-188.

HUA Da-nian, HUA Zhi-hong. Design and Application Innovation of Linkage Mechanism[M]. Beijing: China Machine Press, 2008: 174-188.

[12] 周濟(jì). 機(jī)械設(shè)計(jì)優(yōu)化方法及應(yīng)用[M]. 北京: 高等教育出版社, 1989: 62—75.

ZHOU Ji. Mechanical Design Optimization Method and Its Application[M]. Beijing: Higher Education Press, 1989: 62-75.

[13] 陳啟升, 白曉莉, 閆永紅, 等. 多連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)學(xué)研究[J]. 鍛壓裝備與制造技術(shù), 2014, 49(1): 34-36.

CHEN Qi-sheng, BAI Xiao-li, YAN Yong-hong, et al. Kinematics Research of Multi-Linkage Mechanism[J]. China Metal Forming Equipment & Manufacturing Technology, 2014, 49(1): 34-36.

[14] 呂鯤, 袁揚(yáng). 基于ADAMS的六桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)及動(dòng)力學(xué)仿真分析[J]. 河南理工大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版), 2012, 31(5): 555-560.

LYU Kun, YUAN Yang. Kinematics and Dynamics Simulation Analysis of Six-Bar Mechanism Based on ADAMS[J]. Journal of Henan Polytechnic University (Natural Science), 2012, 31(5): 555-560.

[15] 王森, 姚燕安, 武建昫. 一種新型可調(diào)整閉鏈多足機(jī)器人的設(shè)計(jì)與分析[J]. 機(jī)械工程學(xué)報(bào), 2020, 56(19): 191-199.

WANG Sen, YAO Yan-an, WU Jian-xu. Design and Analysis of a Novel Adjustable Closed-Chain Multi-Legged Robot[J]. Journal of Mechanical Engineering, 2020, 56(19): 191-199.

[16] 李萬(wàn)友, 文學(xué)洙. 伺服壓力機(jī)多連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)及運(yùn)動(dòng)學(xué)分析[J]. 現(xiàn)代制造技術(shù)與裝備, 2018(2): 75-76.

LI Wan-you, WEN Xue-zhu. Design and Kinematic Analysis of Servo Press Multi-Link Mechanism[J]. Modern Manufacturing Technology and Equipment, 2018(2): 75-76.

Kinematics and Dynamics Simulation Analysis of Packaging Paper Feeding Mechanism

TANG Yu, DENG Yuan-chao, XIN Jun-wei

(Hubei University of Technology, Wuhan 430068, China)

The work aims to use a six-bar mechanism in the packaging paper feeding device, simulate its kinematics and dynamics to verify whether it meets the actual working requirements in the process of movement and improve the production efficiency of packaging paper feeding device. The kinematics model and dynamics model of the six-bar mechanism were established with vector analysis method and separation method, and the kinematics and dynamics of the mechanism were simulated by Adams. Through the kinematic simulation analysis of the six-bar mechanism, the displacement, velocity and acceleration curves of the output slider 4 were obtained. The horizontal travel of the mechanism was 680.26 mm, which met the requirements of the actual working conditions. Through the dynamic simulation analysis of the six-bar mechanism, the force on each hinge joint of the six-bar mechanism and the balance torque applied to the crank 1 were obtained. In the paper feeding travel of the mechanism, the force and balance torque of each hinge joint changed slightly. While, the force and balance torque of each hinge joint changed greatly during the return travel of the mechanism after the paper feeding was completed. It is found in the analysis of the simulation results that the six-bar mechanism meets the actual working requirements in the movement process, and can be better applied to the packaging paper feeding device.

six-bar mechanism; ADAMS simulation; kinematics; dynamics

TB486

A

1001-3563(2022)13-0238-09

10.19554/j.cnki.1001-3563.2022.13.031

2021?08?08

湯宇（1997—），男，湖北工業(yè)大學(xué)碩士生，主攻機(jī)械設(shè)計(jì)及創(chuàng)新。

鄧援超（1963—），男，碩士，湖北工業(yè)大學(xué)教授，主要研究方向?yàn)闄C(jī)械設(shè)計(jì)理論及實(shí)用機(jī)械創(chuàng)新。

責(zé)任編輯：曾鈺嬋