为摆脱目前我国引线框架制造行业所需高速精密压力机依赖进口的现状,同时为提高国产高速精密压力机的技术水平,以研发中的某型高速精密压力机多连杆驱动机构为研究对象,该机构由曲柄滑块机构、菱形机构、肘杆机构及动平衡机构组成。进行了如下研究：1.建立了高速精密压力机多连杆驱动机构的运动学方程,基于Matlab软件编写程序进行计算,与曲柄滑块机构相比,冲压时间延长了80%,相同驱动扭矩时公称力可增大约55.3%,在公称力行程时加速度仅为曲柄滑块机构的61.6%、机械效益是曲柄滑块机构的1.55倍。2.研究了各杆件长度及固定铰接点坐标改变时,滑块的位移、速度、加速度及压力角曲线的变化规律,掌握该变化规律有助于指导设计；推导了杆件长度及固定铰接点坐标的误差传递函数方程并进行实例计算,获取了在下死点处的误差传递函数系数,有助于下死点动态精度的控制；坐标yH及x18可作为下死点补偿点,下死点变动量与补偿量的比近似为1.3778和0.3576。3.建立了冲压力及惯性力单独作用于多连杆机构时的动力学方程并进行实例计算,为杆系零件的刚度设计提供了载荷数据；计算结果(600spm,下同)表明克服惯性力所需扭矩最大值占克服冲压力所需扭矩的68.84%,随着机床运转速度提高,克服惯性力所需扭矩逐渐增大,当机床运转速度提高到800spm时,克服惯性力所需扭矩超过了克服冲压所需扭矩。将克服冲压力所需扭矩与克服惯性力所需扭矩进行合成后,克服冲压所需扭矩降低了19.73%,随着机床运转速度提高,克服冲压力所需扭矩逐渐降低。冲压时yH位置垂直方向受力约为冲压力的30.21%,承受垂直方向惯性力为冲压力的77.14%,不适合在整个行程时间里进行补偿。冲压时x18位置水平方向受力占冲压力的5.97%,承受的惯性力合力为冲压力的11.42%。4.确定反向平衡机构作为动平衡机构方案,建立了其运动学及动力学方程,实例计算表明,增加动平衡机构后,肘杆8对机架的垂直方向惯性力最大值减小了88.4%,最小值减小了98.5%,在下死点处减小了97.6%,惯性力扭矩最大值增大到1.96倍。冲压所需的扭矩减小了16.2%；当上模质量由180kg逐渐增加到340kg,曲柄转角在60°-300°之间变化时,肘杆8对机身施加的垂直方向惯性力均在-2kN-2kN之间波动；增加动平衡机构后,yH位置单侧在上死点处承受惯性力的合力占冲压力的80.74%,x18承受水平方向惯性力在上死点处占冲压力的16.9%；从补偿关系及受力分析上看,选择将x18作为下死点补偿处比较合适,但在设计上存在同步性难以保证,结构不便布局,因此选择yh作为下死点补偿处,兼起行程调整作用。5.建立了考虑惯性力时的高速精密压力机理想驱动扭矩的计算公式,对计算公式进行了简化及修正,在构成理想驱动扭矩的两项中分别增加了系数k1和k2,其中k1反映冲压力扭矩对转速的敏感程度,k2为与惯性力扭矩相关的无量纲系数。将滑块的速度模拟与加速度模拟的乘积作为一个系数C1,可反映机构对克服惯性力所需扭矩的敏感程度,不同驱动型式及设计参数的k1、k2和C1数值不同.采取降低C1值的方法降低克服惯性力所需的理想驱动扭矩,研究了滑块行程不变时,改变曲柄半径及其他相关杆件参数时的理想驱动扭矩变化规律。6.在ADAMS软件中建立了多连杆高速精密压力机的动力学仿真模型(理想模型和考虑摩擦模型),进行了仿真研究,表明重力对驱动扭矩的影响极小,可以忽略,铰接点处摩擦力会使克服冲压力做功数值及平均功率显著增大,克服惯性力所需功率显著大于克服冲压力所需功率；以铰接点P18的垂直方向惯性力均方根值最小和惯性力最大值最小为优化目标对滑块12的质量进行优化,优化结果接近。7.基于上述研究,提出了多连杆高速精密压力机的技术方案及详细技术参数,使用三维软件SolidWorks中的Simulation Professional对部分主要件如曲轴、上横梁和滑块进行了有限元分析,分析结果表明上述零件的应力、位移均满足设计要求；使用下死点绝对值测量仪对制造的样机进行了双通道测试,测试结果表明,在3h内下死点逐渐向下偏移,偏移过程中存在小幅上升的过程；去除异常数据,在测试速度段内平行度误差均在34μm以内；滑块10在下死点处的平行度偏差呈现随速度增加逐渐增大的趋势；增大空气弹簧气压时,下死点呈现向上偏移的趋势。