1 引 言
弹簧疲劳试验机的加载机构是平面曲柄滑块机构，在高频工况下各构件的惯性力都通过运动副传到机座上，形成一个大小和方向不断变化的摆动力和摆动力矩，使弹簧疲劳试验机产生较大的振动和噪声，严重影响零部件的寿命和弹簧试样疲劳性能的检测。理论上，使用质量代换法可以使机构的摆动力完全平衡，但这需要很大的配重，导致机械的重量增加; 或者是增加部分配重，使摆动力部分被平衡，但在弹簧试验机领域未得到实际应用。为设计具有良好动力学性能的弹簧疲劳试验机，文中针对济南时代试金试验机有限公司生产的TPJ－1 弹簧疲劳试验机( 以下简称试验机) 的加载机构进行动力学分析，对连杆和滑块进行结构优化设计。
2 试验机加载机构
试验机主机结构如图 1 所示，电机通过带传动，驱动偏心轮做圆周运动，偏心轮通过滑块与连杆连接，连杆上端连接加载横梁，形成曲柄滑块机构。试验机工作时，根据弹簧试样的试验振幅，调整偏心轮的偏心距( 曲柄长度) ，设定弹簧试样的频率，通过加载横梁的上下往复移动实现对弹簧试样的疲劳试验，弹簧试样可以为压缩弹簧或拉伸弹簧。
3 动力学分析
由于试验机加载机构的速度较高，所以采用动态静力分析方法，首先进行机构的运动学分析，求出构件的加速度，然后根据达朗贝尔原理，将构件的惯性力计入静力平衡方程，建立动态静力分析方程。
3．1 运动学分析
试验机的曲柄滑块机构简图见图 2，以曲柄与机架的铰接点为坐标原点 O，竖直向上为 y 轴，水平向右为 x 轴建立直角坐标系。点 B 为曲柄与连杆的铰接点点 C 为连杆与滑块的铰接点。以曲柄与 y轴正方向重合为起点，顺时针方向旋转为正。R 为曲柄长度，L 为连杆长度，λ 为曲柄与连杆的长度比，λ = R /L，θ1为曲柄与 y 轴的夹角，θ2为连杆与 y轴的夹角，曲柄质心与其回转中心 O 重合，S2为连杆质心，曲柄以角速度 ω1做等速回转，连杆绕 C 点转动的瞬时角速度为 ω2，对该机构进 行 运动学分析。
( 1) 曲柄与连杆铰接点 B 的位置方程为:
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