黃炎平

廣東信源物流設(shè)備有限公司 廣東廣州 510507

1 前言

舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)是帶有液壓缸的空間旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)，轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)水平的高低直接影響舞臺車的性能，進(jìn)而影響整車的安全性能。過去基本沿用經(jīng)驗(yàn)法進(jìn)行設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)過程煩瑣、精度低、周期長，且不易獲得各項(xiàng)性能指標(biāo)都比較滿意的方案。因此舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)的開發(fā)通常需要使用物理樣機(jī)來評價(jià)整機(jī)的綜合性能，而樣機(jī)只能在開發(fā)后期制造裝配，不參與產(chǎn)品的早期開發(fā)評價(jià)過程，且物理樣機(jī)生成周期長，成本高，修改困難，造成了生產(chǎn)成本的浪費(fèi)。本文用Inventor軟件建立舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)的虛擬樣機(jī)模型，用其插件Simulation模塊對模型進(jìn)行仿真分析，有效地避免了物理樣機(jī)開發(fā)模式存在的缺陷，使舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)的性能評價(jià)可在設(shè)計(jì)過程中完成，可在設(shè)計(jì)階段就發(fā)現(xiàn)并更正錯(cuò)誤，縮短了產(chǎn)品的開發(fā)周期，提高了設(shè)計(jì)質(zhì)量。

2 舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)的建模與仿真

2.1 三維建模

舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)由副車架、旋轉(zhuǎn)舞臺骨架、前轉(zhuǎn)動液壓缸缸筒、前轉(zhuǎn)動液壓缸活塞桿、后轉(zhuǎn)動液壓缸缸筒、后轉(zhuǎn)動液壓缸活塞桿等構(gòu)件組成。以GDY5045XWTKT舞臺車為例，首先采用Inventor軟件對舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)組成零件進(jìn)行三維建模，然后以副車架為基礎(chǔ)進(jìn)行虛擬樣機(jī)模型裝配。在副車架、旋轉(zhuǎn)舞臺骨架、前轉(zhuǎn)動液壓缸缸筒、前轉(zhuǎn)動液壓缸活塞桿、后轉(zhuǎn)動液壓缸缸筒、后轉(zhuǎn)動液壓缸活塞桿之間施加轉(zhuǎn)動副約束；在前轉(zhuǎn)動油缸缸筒、前轉(zhuǎn)動油缸活塞桿、后轉(zhuǎn)動油缸缸筒、后轉(zhuǎn)動油缸活塞桿之間施加圓柱副約束。舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)三維裝配及運(yùn)動仿真模型如圖1所示。

2.2 仿真平臺

采用Inventor軟件無縫集成的全功能運(yùn)動仿真模塊Simulation模塊為舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)的仿真研究平臺。此平臺可對復(fù)雜機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行完整的運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)仿真。對運(yùn)動仿真的結(jié)果，可以通過多種方式來研究，滿足用戶對運(yùn)動仿真分析的各種需求。

2.3 仿真工況

根據(jù)GDY5045XWTKT舞臺車舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)的實(shí)際工作情況設(shè)定工作裝置仿真時(shí)間為10 s，前轉(zhuǎn)動液壓缸和后轉(zhuǎn)動液壓缸同時(shí)推動旋轉(zhuǎn)舞臺骨架做逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)，旋轉(zhuǎn)角度為0°～90°。

2.3.1 添加約束

在Inventor中創(chuàng)建舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)各部件間的裝配約束，在啟動Simulation模塊進(jìn)行運(yùn)動仿真時(shí)，各部件間的裝配約束將自動轉(zhuǎn)換成運(yùn)動約束，軟件實(shí)現(xiàn)自動識別和繼承，無需人工干預(yù)和調(diào)整，極大地提高了運(yùn)動部件之間運(yùn)動約束的準(zhǔn)確性和設(shè)計(jì)效率。

2.3.2 施加運(yùn)動

根據(jù)舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)的實(shí)際工況，定義重力大小和方向。對前轉(zhuǎn)動液壓缸缸筒、前轉(zhuǎn)動液壓缸活塞桿、后轉(zhuǎn)動液壓缸缸筒和后轉(zhuǎn)動液壓缸活塞桿分別添加柱面運(yùn)動，驅(qū)動條件為速度v，取v=0.028 m/s。 實(shí)現(xiàn)推動旋轉(zhuǎn)舞臺骨架做逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，旋轉(zhuǎn)角度為0°～90°。

2.3.3 施加載荷

根據(jù)旋轉(zhuǎn)舞臺骨架的材質(zhì)及物理特性確定載荷，假設(shè)舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)動作時(shí)，旋轉(zhuǎn)舞臺骨架的質(zhì)量不發(fā)生變化。由于旋轉(zhuǎn)舞臺骨架的尺寸為4 020 mm×1 350 mm×50 mm，旋轉(zhuǎn)舞臺骨架的質(zhì)量為98.8 kg，加上后續(xù)需鋪設(shè)的木地板質(zhì)量54.2 kg，且考慮旋轉(zhuǎn)舞臺骨架加速度的變化，應(yīng)在總質(zhì)量基礎(chǔ)上增加1% ，則以旋轉(zhuǎn)質(zhì)量為154 kg進(jìn)行運(yùn)動學(xué)和受力分析。

3 工作裝置的仿真分析

設(shè)定好初始條件后，進(jìn)行仿真，對仿真的結(jié)果分析如下。

3.1 工作裝置轉(zhuǎn)動速度

圖2為前后轉(zhuǎn)動液壓缸活塞桿與旋轉(zhuǎn)舞臺骨架鉸接點(diǎn)（鉸鏈）轉(zhuǎn)動速度的變化曲線。圖中可以看出其對應(yīng)的最大轉(zhuǎn)動速度為11.3146°/s(0 s時(shí))，最小轉(zhuǎn)動速度為7.14°/s(6.04 s時(shí))?？梢?，旋轉(zhuǎn)舞臺骨架從水平狀態(tài)（0°）到半翻轉(zhuǎn)狀態(tài)（54.36°）時(shí)，對應(yīng)的時(shí)間點(diǎn)為0～6.04 s，在此時(shí)間區(qū)間內(nèi)，鉸鏈為減速運(yùn)動，加速度變化較大；而旋轉(zhuǎn)舞臺骨架從半翻轉(zhuǎn)狀態(tài)（54.36°）到垂直狀態(tài)（90°）時(shí)，對應(yīng)的時(shí)間點(diǎn)為6.04 ～10 s，在此時(shí)間區(qū)間內(nèi)，鉸鏈為加速運(yùn)動，加速度較小，有利于減小旋轉(zhuǎn)舞臺骨架關(guān)閉時(shí)對車廂的撞擊力。這說明該舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)的動力設(shè)計(jì)是合理的，能夠滿足設(shè)計(jì)要求。

3.2 油缸受力

前后轉(zhuǎn)動液壓缸活塞桿在運(yùn)動過程中的受力變化曲線圖如圖3所示。由圖中可以看出，在0～10 s時(shí)油缸的受力變化趨勢基本一致，隨著時(shí)間的增加而減小，即隨著旋轉(zhuǎn)舞臺骨架逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)的角度的增大而減小。當(dāng)舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)剛開始運(yùn)動時(shí)，前后轉(zhuǎn)動液壓缸活塞桿的推力均為最大，即3 407 N，隨著時(shí)間的增加，前后轉(zhuǎn)動液壓缸活塞桿的推力逐漸減小，到10 s時(shí)推力減小到最小值，此時(shí)前后轉(zhuǎn)動液壓缸活塞桿的推力均為最小，即0 N。在0～10 s時(shí)，舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)動作過程中，作用力基本平穩(wěn)變化，油缸作用力沒出現(xiàn)突變點(diǎn)。

3.3 系統(tǒng)壓力驗(yàn)證

根據(jù)轉(zhuǎn)動液壓缸相關(guān)參數(shù)：液壓缸內(nèi)徑為 φ=40 mm2，活塞桿直徑為 φ=28 mm2。當(dāng)無桿腔進(jìn)壓力油，有桿腔回油時(shí)，由于此時(shí)回油管路通過電磁閥與油箱接通，則回油壓力約為零壓，通過液壓缸有效工作面積和工作載荷可以得出液壓缸壓力：

P=F/S式中，P為液壓缸工作壓力，MPa；F為工作載荷，N；S為液壓缸有效工作面積，mm2。

計(jì)算得F=3 407 N，S=1 256 mm2；P=2.71 MPa。

由于小型工程機(jī)械及輔助機(jī)械的系統(tǒng)額定壓力一般為10～16 MPa，即使考慮約束性負(fù)載（摩擦阻力）、液壓缸自身的密封阻力等其它外負(fù)載，系統(tǒng)的最大壓力仍遠(yuǎn)小于系統(tǒng)的額定壓力，說明液壓系統(tǒng)是安全的。

4 拐臂的有限元分析

4.1 設(shè)計(jì)情形分析

根據(jù)旋轉(zhuǎn)舞臺骨架的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和受力情況，把旋轉(zhuǎn)舞臺骨架的主要受力件拐臂，從旋轉(zhuǎn)舞臺骨架中獨(dú)立出來。拐臂主要受到旋轉(zhuǎn)舞臺骨架自重引起的彎矩。在前后轉(zhuǎn)動液壓缸活塞桿與旋轉(zhuǎn)舞臺骨架鉸接點(diǎn)（鉸鏈）受液壓油缸活塞桿的推力。拐臂受力狀況隨其位置變化而變化，采用傳統(tǒng)的解析法對其進(jìn)行應(yīng)力分析，難度較大。

根據(jù)虛擬樣機(jī)模型確定的連接尺寸，結(jié)合前后轉(zhuǎn)動液壓缸活塞桿在動作過程的受力變化曲線圖和生產(chǎn)實(shí)踐，重新建立拐臂的實(shí)體模型如圖4所示。材料采用Q235A鋼材，其彈性模量E=200 GPa；泊松比 μ=0.28；屈服極限［ δs］=235 MPa，使用應(yīng)力分析軟件進(jìn)行靜態(tài)分析。模型采用4節(jié)點(diǎn)的實(shí)體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分。

由圖3的受力分析可知，拐臂最大受力處應(yīng)發(fā)生在水平狀態(tài)（ 0°），對應(yīng)舉升時(shí)間為0 s，此時(shí)前后轉(zhuǎn)動液壓缸活塞桿的推力分別為最大3 407 N，對此狀態(tài)進(jìn)行應(yīng)力分析。

4.2 拐臂的靜態(tài)分析

拐臂應(yīng)力分布如圖5所示?？梢钥闯觯毡鬯艿膽?yīng)力水平較好，最大應(yīng)力為108.4 MPa，未達(dá)到拐臂材料的強(qiáng)度極限235 MPa。由圖6可知，拐臂最大靜態(tài)位移量為10.44 mm，在設(shè)計(jì)允許范圍內(nèi)。該樣機(jī)經(jīng)過反復(fù)舉升試驗(yàn)，且客戶使用一年后機(jī)構(gòu)無變形、無裂紋產(chǎn)生，證明該設(shè)計(jì)合理。

5 結(jié)語

通過Inventor軟件的Simulation模塊進(jìn)行運(yùn)動仿真分析，能夠即時(shí)了解各零部件所受的力和力矩，以及它們的速度和加速度等要素。通過使用設(shè)計(jì)情形分析這些時(shí)間瞬間的零部件，確定零件部上產(chǎn)生最大應(yīng)力的關(guān)鍵時(shí)間瞬間，對以后用關(guān)鍵時(shí)間瞬間進(jìn)行靜態(tài)有限元分析提供了依據(jù)，同時(shí)也完成了舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)的性能評價(jià)。根據(jù)仿真的數(shù)據(jù)變化以及模型的運(yùn)動，了解所設(shè)計(jì)GDY5045XWTKT舞臺車舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)的綜合性能，其結(jié)果可以用來修改完善設(shè)計(jì)方案，使設(shè)計(jì)的舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)性能得到提高，該仿真方法對舞臺板轉(zhuǎn)動機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)具有參考價(jià)值。

[1]胡仁喜,董永進(jìn).Inventor中文版機(jī)械設(shè)計(jì)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2005:95-98.

[2]歐特克.Autodesk Inventor 2011基礎(chǔ)培訓(xùn)教程[M].北京:電子工業(yè)出版,2011:128-129.