基于SolidWorks的四連桿翻轉機構分析

嚴盛爽，傅宇青，張呂省

（中國船舶集團第七一五研究所，杭州 310000）

0 引言

翻轉作為常見的、成熟的功能應用在各類船用吊放設備上，用來移動、吊放產品，通常由油缸、馬達驅動實現一定角度翻轉或者旋轉運動。常規船用吊放設備以吊放大型物件為設計對象，體積普遍較大，船體會給予其充足的安裝空間和作業空間。而在小型船只上，安裝空間和作業空間有限，對吊放設備的結構設計有較高要求，目前小型船只的市場需求日益增加，吊放設備的精簡化設計也是推動其發展的重要需求之一。

翻轉功能作為吊放設備的關鍵組成部分，設計之初需要綜合考慮翻轉角度和驅動力的大小。常規翻轉方式主要有兩種：一是采用馬達加減速機翻轉，則可以實現大角度翻轉或者旋轉運動，但所能提供的驅動力有限，對于驅動力需求大的設備來說，考慮到安全余量設計，減速機選型往往較大，不易于與設備本身匹配；二是采用油缸驅動，可以提供較大驅動力，但從良好設計工況角度出發，翻轉角度會受到限制，一般在45°～60°（一級驅動下），如船用A型吊架[1]。

如果能在采用油缸驅動翻轉得到大驅動力的同時，增加翻轉角度，這無疑是對精簡化設計有較大幫助。本文就介紹了一種四連桿[2-3]翻轉機構，可以在一級油缸驅動下，實現較大角度翻轉。文章首先通過理論分析四連桿機構各桿件受力情況，然后運用SolidWorks軟件對其進行Motion運動仿真[4-5]，理論計算出該機構最大受力位置，結合實際案例分析，最后對該機構的優劣勢進行綜合分析，并提出改進意見。

1 翻轉機構

該翻轉機構主體由基座、連桿1、連桿2、連桿3、油缸組成，均采用轉動副[6]連接，如圖1所示。其中基座、連桿1、連桿2、連桿3組成的四連桿機構屬于雙搖桿機構[7]，雙搖桿機構是最簡單的四連桿機構，因其活動件均做變速運動，只能適用于速度很低的傳動機構中。而在此四連桿基礎上將油缸與連桿機構結合，可組成穩定的多桿框架，通過改變油缸的長度，使機構整體處于不同形態，變相實現翻轉功能。

圖1 初始狀態

與傳統翻轉機構相比，驅動件（油缸）不再獨立于翻轉機構之外，使其整體上看起來非常精簡。圖2所示為翻轉到位示意，通過對各桿件長度、支點位置的優化設計，翻轉角度可大于100°。

圖2 翻轉到位示意

該四連桿機構優勢在于提供大驅動力的同時，能夠實現較大角度翻轉，并且占用空間較小，但連接點多、能耗大是它的不足之處，且對加工精度有較高要求。

2 四連桿機構理論分析

2.1 機構自由度計算

在對四連桿機構進行理論分析前，首先要計算該機構的自由度[7]，主要目的在于判斷機構有沒有確定的運動，或者說有沒有唯一的運動軌跡。根據機械原理，機構具有確定運動時所必須給定的獨立運動參數的數目，稱為機構自由度（degree of freedom of mechanism），其數目常以F表示。為活動構件自由度的總數與運動副引入的約束總數之差，即：

式中：F為機構自由度；n是總構件數量；pL為轉動副或者移動副[6]；pH為高副。

當機構的自由度數等于1時，機構就具有確定的相對運動；當機構的自由度數小于或等于0時，則機構不可能產生相對運動。

將該翻轉機構的四連桿機構簡化表示，如圖3所示。由于構件4是伸縮油缸，故將在兩種狀態下對該機構進行自由度計算，即油缸不動作時和油缸運動時兩個狀態。油缸不動作時，可將其視為單一桿件，油缸運動時則存在一個移動副。

圖3 四連桿機構示意圖

對該四連桿機構進行自由度計算，結果如下：

（1）在油缸保持不動作時，該機構中總構件數n=4，轉動副個數為6，高副0個，計算該機構自由度F：

F=3n-2pL-pH=3×4-2×6-0=0

即該機構自由度個數為0，結構穩定，不會產生相對運動。

（2）當油缸驅動時，該機構中總構件數n=5，轉動副個數為6及1個移動副，高副0個，計算該機構自由度F：

F=3n-2pL-pH=3×5-2×7-0=1

此時該機構自由度個數為1，具有確定的相對運動。

由以上可知，該四連桿機構理論上可以在油缸行程一定范圍內運動，當油缸伸縮時，該機構存在確定的相對運動，而當油缸停止伸縮時，該機構沒有相對運動（即結構穩定），因此可得出該機構具有確定的相對運動。

2.2 各桿件受力狀態分析

在分析得到該機構具有確定的相對運動之后，必須分析各桿件的受力情況，正確分析各桿件的受力情況，有助于了解機構的整體狀態，并且通過各桿件之間的相互作用力關系，計算出所需驅動力大小以及各桿件的受力狀況，進而可對各桿件的結構形式進行優化設計達到所需強度。

（1）機構整體受力分析如圖4所示：對于連桿1旋轉點進行力矩平衡[8]分析，機構自身重力G2加翻轉物品重力G1對于旋轉點1產生的力矩1，油缸提供的力矩2需抵消力矩1，并且抵消各個旋轉點摩擦力矩[9]時，該機構方可實現相對運動；

圖4 機構整體受力分析

機構整體力矩平衡如下：

式中：F推為油缸提供推力；M1、M2分別為連桿1、連桿2對于基座旋轉點的摩擦力產生的摩擦力矩；M3為連桿3對于兩端旋轉點的摩擦力產生的摩擦力矩（可視為相等大小）；M4、M5為油缸對于兩端旋轉點分別產生的摩擦力矩；L1、L2、L3分別為翻轉物品重力、機構自身重力以及油缸推力相對連桿1旋轉點的力臂。

（2）連桿3受力分析：在不計重力影響時，連桿3受力方向為兩力作用點的連線，且受力大小相等、方向相反，如圖5所示。其中：

圖5 連桿3受力示意圖

（3）連桿1受力分析：連桿1主要受到翻轉物品重力G1、油缸作用力F推、連桿3作用力F3以及基座對其產生的支撐力F1′，如圖6所示。

圖6 連桿1受力示意圖

通過力矩平衡可得到F3關于F推和G1的表達式：

同時，通過力平衡以及各個力之間的夾角，由余弦定理[10]：可得到F1′關于F3、F推和G1的表達式和方向：F′1為F3、F推和G1三者合力，方向與之相反。

（4）連桿2受力分析：連桿2主要受到油缸作用力F推、連桿3作用力F3′以及基座對其產生的支撐力F2′，如圖7所示。

圖7 連桿2受力示意圖

通過力矩平衡可得到F′3關于F推′的表達式：

由此，可得出力矩平衡方程組：

通過對該四連桿機構各桿件受力分析后組成的力矩平衡方程組，可得知其處于某形態下時，計算出油缸此時的推拉力大小。為求得油缸所需的最大推拉力，在此采用SolidWorks進行運動仿真，可粗略仿真出油缸最大推拉力時的狀態和位置，進而計算出具體數值。

3 SolidWorks運動仿真

SolidWorks三維機械設計軟件作為一種常用的三維建模軟件，涉及航空航天、機車、食品、機械、模具等多個行業，具備功能強大、容易上手等特點，可進行一些機構建模、運動仿真。

本機構通過SolidWorks建模、Motion運動仿真，目的在于分析出機構在翻轉過程中，油缸推拉力大小的變化趨勢，再通過理論計算出油缸最大所需推拉力。因此，在不影響仿真效果的前提下，以該四連桿機構為例，將其簡化建模，在對機構施加1個g的重力加速度，不計各個連接點產生的摩擦扭矩，對其進行簡單的運動仿真，具體結果如下所示。

（1）在該機構打開翻轉過程中：油缸先是提供推力，經過拐點時油缸受機構拉力影響提供一個保持力（可理解為拉力），受力趨勢如圖8～9所示。

圖8 翻轉機構打開示意

（2）在該機構回收翻轉過程中：油缸先是提供拉力，經過拐點時油缸受機構重力影響提供一個保持力（可理解為推力），受力趨勢如圖10～11所示。

圖10 翻轉機構啟動回收示意

圖9 翻轉機構打開時油缸作用力

圖11 翻轉機構回收時油缸作用力

通過SolidWorks運動計算對油缸進行簡單的動態受力分析可知，在整個來回翻轉的過程中，油缸均呈現出啟動時力最大、隨后逐漸減小、經過拐點后又逐漸增大的趨勢。因此在對油缸進行選型，計算油缸所需最大推拉力時，應在油缸啟動和到位時分析其受力狀態。

根據章節2油缸啟動釋放時的受力分析方法，同樣可以通過分析該機構在剛啟動回收狀態下的相關尺寸關系，得到相應的力矩平衡方程組：

4 設計案例分析

根據該四連桿翻轉機構特性，嘗試對機構進行優化設計，以此作案例分析，賦以具體參數，通過調整相關結構設計和翻轉角度，分別計算出所需油缸最大推拉力，以此作為對比，得到相應計算結果如下。

4.1 機構形式一受力計算

機構形式一以該四連桿翻轉機構為基礎，賦以具體參數為：機構整體質量1 000 N，最大載荷[11]（重物）為1 000 N，連桿1初始角度65°，翻轉角度110°。機構整體采用鋼材拼焊，各連接處采用銅套與鋼材轉軸連接，轉軸直徑40 mm，取銅套（鋁青銅）與鋼材之間摩擦系數[12]0.2，各個尺寸如圖12～14所示，要求對油缸行程和驅動力進行選型計算。

圖12 機構形式一相關尺寸

根據上述條件以及各個夾角，粗略計算可得（本文不再詳細羅列計算過程）。

（1）機構啟動時油缸最大推力計算

將其代入式（1）得到：

計算可得最大推力：F推=1705N。

基座對連桿1、2的支撐力：

F1′=2 713 N；F2′=3 018 N

圖13 翻轉打開時相關尺寸

圖14 翻轉回收時相關尺寸

（2）機構啟動時油缸最大拉力計算

將其代入式（6）得到：

計算可得最大拉力：F拉=6 982 N；行程285 mm。

基座對連桿1、2的支撐力：

F1′=5 024 N；F2′=4 190 N

該類翻轉機構基本成對使用，構成A型吊架結構，因此單個油缸最大所需推力約853 N，最大拉力3 500 N，行程大于285 mm，另根據實際需要留有安全余量。

由以上數據可得：此機構所需的最大拉力遠大于最大推力，且基座對連桿支撐力也較大，導致翻轉過程中產生的摩擦力也較大，后續將在結構上對其優化設計，調整相關連桿尺寸、位置及角度后進行對比。

4.2 調整后的機構形式二受力計算

在機構形式一基礎上對其翻轉角度進行調整，由110°調整到100°，并對部分桿件尺寸進行微調，其中將基座兩轉軸間距由200 mm調整到250 mm，連桿3長度增加50 mm（安裝孔距由250 mm調整到300 mm），連桿3在連桿2上的安裝點由200 mm調整到250 mm，其他均不變，相應結構尺寸如下圖15～17所示。

圖15 機構二相關尺寸

圖16 機構二翻轉打開時相關尺寸

圖17 機構二翻轉回收時相關尺寸

根據上述條件以及各個夾角，進行粗略計算如下（以下不再詳細羅列計算過程）。

最大推力：F推=1700 N；

最大拉力：F拉=5 151N；行程385 mm；

基座對連桿1、2的最大支撐力：

F′1=3 822 N；F′2=2 833 N

結構形式二成對構成A型吊架結構，單個油缸最大所需推力約850 N，最大拉力2 600 N，行程大于385 mm，另根據實際需要留有安全余量。

由此可得：在初始狀態下的機構形式一，翻轉角度大，但油缸最大拉力遠大于最大推力，通過對其在結構尺寸上優化設計以及翻轉角度上調整后得到的機構形式二，可達到平衡油缸最大推拉力的效果，并且對油缸最大拉力的調整以及基座對連桿產生支撐力的調整效果明顯，后續仍可在此基礎上繼續優化改進，以達到最優效果。因此在面對不同的吊放平臺和吊放需求時，該機構可通過在結構和功能上的優化調整，綜合分析權衡利弊后，可使其得到應用。

5 機構優缺點分析及設計建議

該四連桿機構整體結構緊湊、占用空間小是它閃亮之處，并且能夠在一級油缸驅動下進行相對較大的角度翻轉，適裝性高。特別適用于一些在安裝空間和載重方面有限制要求的平臺，可使得吊放裝置盡可能精簡，例如無人艇等小型船只上的吊放裝置。

但該四連桿機構仍存在不足之處：因翻轉角度過大，導致機構整體受力情況不佳；各轉軸受力也較大，產生了較大摩擦力容易卡滯；該機構對各組件加工精度、裝配要求都很高，特別是成對使用的A型吊架類型翻轉機構，還要求油缸有較高的同步性，避免兩邊翻轉不同步導致整體卡死。

針對該四連桿機構存在的不足之處，有如下幾條建議：

（1）著重對受力狀態較差的構件進行強度校核和結構優化，尤其是中間連桿（上文中的連桿3），以及基座和相應的轉軸；

（2）考慮到各轉軸受力較大，在保證轉軸強度的同時，還應進行防卡死設計；

（3）從機構整體運動穩定性角度出發，除了提高各組件加工精度、裝配要求外，液壓系統、電控系統設計至關重要，增加冗余設計和自適應設計，提高整體運動同步性。

6 結束語

本文介紹了一種四連桿翻轉機構，從連桿機構理論分析到三維建模運動仿真分析得到：該機構具有確定的相對運動，可在一級驅動下實現大角度翻轉，分析和推導了相關受力桿件的計算方式以及機構整體運動過程中的受力狀態；通過案例賦值及優化設計進行分析對比，得出該機構運動形式及優缺點，并提出了針對該機構的設計建議和適裝平臺建議。

研究表明：該四連桿機構需在翻轉角度和驅動力之間進行權衡設計，同時液壓系統、電控系統需同步進行針對性設計，具備一定的可行性和推廣價值。整個研究過程具有一定意義的參考價值，可為小平臺吊放設備的設計提供可靠依據。