陳曉林

一種基于有限元和運動分析的安全壓桿結構優(yōu)化方法

陳曉林

（江西工業(yè)職業(yè)技術學院，江西 南昌 330096）

安全壓桿是安全座椅上的重要組成部分，用于保護乘客人身安全。在設計的過程中，往往缺乏極限狀態(tài)的計算，且沒有考慮乘客身高這一因素，容易導致乘客頭部磕碰等安全隱患的發(fā)生，為此文章提出了一種基于有限元和運動分析的結構優(yōu)化方法。方法：首先采用有限元方法分析了主要零部件的極限強度；然后，對壓桿的運動過程進行仿真分析，獲得了限制壓桿抬升的主要影響因素；最后，對安全壓桿從結構和機構兩方面進行了優(yōu)化設計。該優(yōu)化方法對安全壓桿的設計具有一定的指導意義。

安全壓桿；極限狀態(tài)；有限元分析；運動分析；結構優(yōu)化

引言

安全壓桿是安全座椅上的重要組成部分，主要將乘客固定在座椅上防止甩出，保護乘客人身安全，常用于賽車、游樂設備、嬰兒車等設備和設施上。安全壓桿主要分為護胸壓肩式、壓腿式和護腰式三種，這三種方式保護的人體部位各不相同，每一種方式都各具特色，適用場合也不同。其中，護胸壓肩式常用于大型旋轉、高速運行、沖擊大的游樂設備，其承受的加速度較大，乘客能得到全方位保護，安全性最高。護胸壓肩式主要結構由壓杠本體、座椅、鎖緊裝置、壓杠轉軸、鎖緊桿等部分組成[1]。

常見的安全壓桿結構主要采用Q345B鋼材剛性結構，通過拉彎扭等方式制成，為了避免乘客在受力過程中身體的扭傷，其外部采用具有較大緩沖能力的橡膠等包裹而成。近幾年來，過山車等大型游樂設備發(fā)展較快，設備上的安全壓桿也得以快速發(fā)展。過山車設計時速越來越快，對其座椅上安全壓桿的性能提出了更高的要求，否則人體的束縛得不到安全保證。對于鋼結構的過山車車體以及座椅的安全壓桿設計和結構優(yōu)化中，國外采用了ADAMS虛擬樣機技術和ANSYS有限元分析技術進行靜力學和動力學仿真分析[2]。瑞典學者Andreas Hellman[3]使用Abaqus軟件嘗試對過山車安全壓桿和整體關鍵結構進行建模并進行靜力學分析。Sridhar Kota等[4]使用ADAMS軟件對過山車安全壓桿在內的車體進行建模、動力學和運動學完整的展示，通過輸入實際調研的數據進行仿真分析。在吸收國外先進技術的基礎上，國內常用ADAMS和SolidWorks等三維軟件對游樂設備中包括安全壓桿在內的各個零部件進行實體建模、仿真及裝配，并對模型結構進行改進[5]。王紅軍等[6]利用Pro/E軟件對過山車的主要受力結構進行全參數化實體建模，并進行了模態(tài)分析，其中動力載荷為理論載荷，可在安全壓桿結構設計的安全性方面作為參考。

《大型游樂設施安全規(guī)范》中關于安全的要求主要有安全壓桿的設計、束縛裝置的選用、最大允許的G加速度、壓桿的鎖緊和打開方式等，并規(guī)定安全壓桿應該可以調節(jié)，且在壓緊狀態(tài)時端部的游動量最大不超過35 mm[7,8]。在安全壓桿的設計過程中，往往缺乏極限狀態(tài)的計算，容易導致安全隱患的發(fā)生。同時，乘客在進出座椅的過程中，安全壓桿的開啟程度是固定不變的，這對于部分身高的乘客可能會造成不良的體驗，尤其是身高偏高的乘客，在游玩興奮的環(huán)境下，容易忽視處于開啟狀態(tài)下的安全壓桿所處的位置，從而造成頭部磕碰的傷害；對于身高偏矮的乘客，容易造成安全壓桿下壓困難的現象。針對這種情況，本文主要對壓桿從有限元和運動仿真兩個方面對安全壓桿進行相關結構的優(yōu)化。

1 有限元分析及結構優(yōu)化

有限元分析理論是指利用數學近似的方法對幾何結構的受力情況進行模擬，把結構劃分成由有限個單元連接而成的模型，以此來對幾何結構進行仿真分析，最終把復雜的實際問題轉換成連續(xù)的離散單元問題進行求解，結果具有極高的精度。通過有限元分析安全壓桿的受載情況，然后對其結構進行優(yōu)化，從而達到更優(yōu)的設計目的。

1.1 有限元分析

1.1.1 分析步驟

利用ANSYS軟件分析的過程，總體上可以分為三步。

第一，前處理。對結構進行建?；蛘邔肽Ｐ停鶕芰Ψ治鍪┘蛹s束和載荷。具體操作：選擇單元類型，提供了超過150種以單元類型，需要根據零件的結構特點，選擇合適的單元類型；設置材料屬性：根據結構的設計需求，設置材料的屬性；建立實體模型：使用ANSYS Workbench建?；蛘咄ㄟ^Pro/E導入模型；劃分網格：根據對結構進行網格劃分，結構相對簡單的模型多采取自劃分方式；施加載荷：有慣性載荷和結構載荷，慣性載荷如重力等結構自帶的；定義約束，根據結構運動狀態(tài)添加約束，如固定約束。

第二，分析計算。根據結構實際的受力條件添加載荷后進行求解。對零件模型進行有限元分析，本次強度以及剛度校核采用靜力學分析。

第三，后處理。把計算結果通過圖形或者動畫等形式顯示出來。分析應力分布云圖進行安全系數計算，分析應力集中處并進行結構改進。

根據上述思路，建立如圖1的具體分析步驟。

除了彈簧采用60SiMnA彈簧鋼，其他結構均采用Q345B鋼材料。其中60SiMnA的主要力學性能：泊松比為0.29，彈性模量為206 GPa，質量密度為7.74 G/cm3。Q345B的主要力學性能：泊松比為0.25，彈性模量為206 GPa，質量密度為7.85 G/cm3。

圖1 安全壓桿的有限元分析步驟

本次采用的是靜力學分析，分析過程如下：

（1）通過Pro/E把模型保存副本為.stp格式；

（2）打開ANSYS Workbench軟件，雙擊Static Structural，進入靜力學分析模式；

（3）右擊Geometry，點擊Import Geometry - Browse，導入所需模型；

（4）雙擊Model，在Mechanical中查看是否成功導入模型，返回Project；

（5）雙擊EnGineerinG Data，點擊材料的Structural Steel，把60SiMnA或者Q345B的力學性能參數填入，質量密度為對應Density，彈性模量對應YounG's Model，泊松比對應Poisson Ratio，修改材料屬性并注意單位轉換，返回Project；

（6）右擊Model，點擊Refresh，刷新模型材料；

（7）打開Mechanical，雙擊Geometry，點擊AssiGnment，選擇Structural Steel材料；

（8）點擊Static Structural，點擊Loads，選擇Force，選擇力所在的平面并點擊Apply，根據零件受力分析情況在MaGnitude輸入力的大小，在Direction調整力的方向；

（9）點擊Supports，根實際情況對模型進行約束，常用約束類型：Fixed Support（固定支架）、Compression Only Support（只壓縮支持，用以彈簧支撐）、Cylindrical Support（圓柱形支持，用以銷軸連接處固定）；

（10）點擊Solution，點擊Deformation - Total，點擊Stress - Equivalent（von-Mises），點擊Tools - Stress Tools，分別打開總應變云圖、應力云圖顯示；

（11）點擊Solve，進行求解，求解時軟件自動采取自由網格劃分方式對模型進行網格劃分；

（12）求解完后依次點擊Total Deformation、Equivalent Stress查看總應變云圖、應力云圖，展開Stress Tool并點擊Safety Factor查看安全系數；

（13）繪制數據表格，進行結構分析和改進。

1.1.2 壓桿本體及主要零部件強度校核

對壓桿的本體部分進行分析，其引力云圖如圖2所示。由圖2可知，壓桿本體在軸端處存在最大應力為1.940 MPa，強度校核結果如表1所示。

圖2 壓桿本體應力云圖

表1 壓桿本體強度校核

由表1可知，安全系數為10.645，滿足許用安全系數大于5的要求，故不需要進行結構改進。

同樣的方法，對安全壓桿的轉軸、連接件、壓緊桿齒條、彈簧等進行強度校核。分析結果表明，均滿足設計要求。

1.1.3 壓桿棘爪強度校核

對壓桿的棘爪進行有限元分析，其引力云圖如圖3所示。由圖3可知，通過靜力學仿真后，棘爪的最大應力為15.725 MPa，強度校核結果如表2所示。由表4可知，安全系數為1.313，不滿足許用安全系數大于5的要求，需要對其進行結構改進。

圖3 壓桿棘爪應力云圖

表2 壓桿棘爪強度校核

1.2 結構改進分析

觀察云圖可知壓桿本體和壓桿轉軸端處應力較大，如不滿足安全系數，可調整直徑尺寸。連接件的內圓范圍應力較大，可以設計凸臺等方式增加厚度。壓緊桿齒條在齒端面處應力較大，在保證調節(jié)幅度較小的前提下，適當提高齒條端面的長度和寬度，使其受力面積增加。棘爪的爪端彎曲兩側應力較大而且較為接近棘爪，故在設計時可以增加厚度和增大兩側部分的厚度，防止應變過大而斷裂；彈簧的應變主要集中在固定端，壓力主要集中彈簧頂端平面處的一半，在設計時可以在彈簧固定端的環(huán)內增加一個凸圓臺，減少其底部的橫向應變，防止剛度過小而導致彈簧彈性失效，在兩端的平面面積可適當提高，即在彈簧絲中點往下進行切割。

上述改進分析中，對于應力集中且較大的地方應該減小應力集中，對于應力較小的地方應該減小尺寸進行輕量化設計。用Pro/E根據分析結果重新創(chuàng)建模型和裝配并導入ANSYS Workbench利用靜力學分析，觀察應變和應力云圖并進行分析，再次進行強度和剛度校核，安全系數計算結果符合設計要求即可。在安全壓桿設計中，應該進行多次改進分析，保證安全壓桿的性能滿足要求。

如圖4所示，是棘爪為改進前的應力分布，應力主要集中在棘爪兩側和孔內。兩側的應力分布范圍較大，對棘爪的強度影響極大，在尺寸改進時注重考慮。

圖4 棘爪改進后的應力云圖

表3 棘爪改進后強度校核

根據表2強度校核可知，改進前壓桿棘爪的安全系數遠小于許用安全系數，不符合設計要求。觀察應力主要分布在棘爪兩側，在尺寸改進時主要采取對棘爪增加厚度，改進后的棘爪再進行有限元分析時應力分布如圖4所示，大大減少了兩側的應力分布，安全系數為5.380，大于許用安全系數5，符合設計要求。底部應力較小，減少厚度尺寸5 mm，對棘爪進行輕量化設計。改進后的棘爪強度校核結果如表3所示，安全系數大于許用安全系數，故尺寸改進效果好。

2 運動仿真分析

在安全壓桿的設計當中，除了要保障壓桿有足夠的強度能承受足夠的載荷之外，還應該考慮壓桿的開合高度對乘客進出舒適感的影響，目前，在設計過程中，廠家往往忽略了這一環(huán)節(jié)。隨著人們對美好生活向往建設的不斷深入，提供滿足乘客更高要求的產品，也是當前倡導的高質量發(fā)展方向之一。Adams是一款專門針對機械系統(tǒng)運動學仿真分析軟件，由美國MDI公司開發(fā)。虛擬樣機技術在當今的機械產品設計制造領域及其重要，把物理結構虛擬化進行運動仿真分析，極大地減少了產品的開發(fā)周期并且還可以預測機械系統(tǒng)的運動范圍和碰撞測量。本次極限運動狀態(tài)主要進行壓桿的位移以及結構的碰撞力曲線輸出，方便觀察壓桿的運動狀態(tài)以及干涉顯示。其運動仿真步驟如圖5所示。

圖5 運動仿真步驟

2.1 仿真過程

（1）對安全壓桿進行三維建模，并得到Adams模型。

（2）添加運動副，主要包括旋轉副、移動副、固定副。為了方便運動仿真，將螺母和銷軸、底座和座椅通過布爾加組成一個實體，將轉軸與壓桿連接的兩端連接件通過布爾運算關聯在一起并與壓桿進行布爾加運算。旋轉副主要是銷軸與零件的約束。移動副是壓緊桿齒條與缸體的約束，固定副主要是底座和座椅與大地的約束。轉軸必須與大地有旋轉副約束，連接件與轉軸關聯在一起。

（3）添加驅動，對于觀察機構極限運動的位置，可以直接在轉軸的旋轉副上添加。在機構運動過程中較為便利。

（4）調整重力方向在座墊垂直向下的位置。

（5）進行仿真分析，設置仿真時間為5 s，步數為1000步。

（6）測量壓桿本體底部的X軸方向的位移，可以在其底部中間位置創(chuàng)建一個圓柱體，然后測量該圓柱體的質心位置在X軸上的位移，得到壓桿在X軸上的位移曲線圖。

（7）在連接件和底座添加一個接觸力并測量運動仿真過程中力的大小，得到接觸力的曲線圖。然后添加一個傳感器，設置接觸力為1 N時仿真停止。

（8）繪制壓桿運動的軌跡并進行仿真。

（9）把相應的曲線圖進行后處理，調整曲線圖的相關參數，觀察表格數據得到關鍵位置的數據，主要為起始點和終點，最后導出曲線圖。

2.2 極限運動分析

因為連接件運動過程中會與底座碰撞，從而得到壓桿的極限運動狀態(tài)如圖6所示。

圖6 安全壓桿運動狀態(tài)

因為壓桿壓桿是做圓周運動，其運動半徑是壓桿底部和壓桿轉軸的距離，運動軌跡即運動位置。在添加運動副和驅動后，即可測量壓桿底部在水平方向的位移，即X軸方向上。如圖7所示，進行后處理后得到壓桿的位移圖，因為起點并不在零點上，所以需要通過觀察曲線的數據表格得到兩個端點的具體數據。如圖8所示，在3.684 s時，連接件與底座接觸產生干涉，此時為壓桿運動到最高點。

圖7 壓桿位移

安全壓桿在運行過程中的時間和位移對照數據如表4所示，可知在起點距離零點的位移距離為28.4744 mm，在3.684 s時得到最大位移距離為1158.7049 mm，由此可知壓桿被抬升時的最大高度為1187.1793 mm，即1.19 m左右。

表4 安全壓桿運行過程中位移數據

3 安全壓桿運動改進分析

盡管1.19 m的高度可以滿足大部分乘客的身高要求，但是對于少部分乘客仍然不足以支撐。故而我們需要對壓桿的運動進行改進，以實現更高的抬升高度。對接觸力的測量傳感器進行失效，增加仿真運動的時間，觀察壓桿的運動過程時其抬升的高度限制的原因。傳感器失效后，增加仿真時間為6秒，其運動過程如圖9所示。

從圖5分析可知，限制壓桿抬升的高度的原因主要有兩個：

（1）座椅底部的限制，把座椅底部向下移動可以增加總高度，即壓桿抬升到最高點時與座椅的距離。同時增加壓桿長度。

（2）由于連接件對底座存在接觸，限制了壓桿的抬升高度，使得壓桿不能抬升至圓周運動的最高點。

根據上述原因分析，可以對底座的延伸部分進行切割，使得轉軸運動時，連接件與底座的接觸部分減小。延伸部分切割的尺寸為75 mm×30 mm，厚度為20 mm，如圖10所示。

圖9 壓桿壓桿運動過程

圖10 底座結構改進方案一

重復上述運動仿真過程，再次測量壓桿底部的運動位移，進行后處理得到結果如圖11所示。

圖11 底座改進后壓桿抬升的位移

觀察位移曲線的數據表格得到兩個端點的具體數據。如表5所示。

表5 改進后部分時間于位移數據

由表5所示，可知運動過程中在4.872秒時，壓桿運動到最高點的距離為1294.0256 mm，由此可知壓桿被抬升時的最大高度為1322.5 mm，即1.32 m左右。壓桿抬升高度為0.13 m，高度有所提升。

為了限制安全壓桿抬升至最高到點，需要在底座上設計一塊限位塊。限位塊不僅可以限制連接件和壓緊桿等與底座的接觸，還可以保護鎖緊裝置，防止壓桿運動時把活塞桿從液壓缸抽出。在底座的上述切口部分內添加一個限位塊，其尺寸規(guī)格為75 mm×70 mm，厚度為13.8 mm，如圖12所示。

圖12 底座結構改進方案二

4 結論

（1）本文分析了目前在安全壓桿的設計過程中存在的問題，一是缺乏對主要零部件進行極限狀態(tài)的計算，二是忽略了壓桿開啟高度對不同身高乘客進出座椅的影響。

（2）通過有限元分析對安全壓桿的主要零件進行了極限狀態(tài)計算，分析出了棘爪存在強度方面的安全隱患，并對其進行結構優(yōu)化，即增加棘爪的厚度和兩側部分的厚度。

（3）通過Adams對壓桿的運動過程進行了仿真分析，獲得了限制壓桿抬升過程到最高點的主要影響因素，并對底座的上延伸部分進行切割，以減少其與連接件的接觸，從而實現壓桿機構方面的優(yōu)化。

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A Structural Optimization Method of Safety Strut Based on Finite Element and Motion Analysis

Safety pressure strut is an important part of the safety seat, which is used to protect the personal safety of passengers. In the process of design, the calculation of limit state is often lacking, and the factor of passenger height is not considered, which is easy to lead to potential safety hazards such as passenger head collision. Therefore, a structural optimization method based on finite element and motion analysis is proposed. Methods: Firstly, the ultimate strength of main parts was analyzed by finite element method; then, the movement process of the strut is simulated and analyzed, and the main factors restricting the lifting of the strut are obtained; finally, the safety strut is optimized from two aspects of structure and mechanism. The method has certain theoretical guiding significance for the design of safety strut.

safety strut; limit state; finite element analysis; motion analysis; structural optimization

TH122; TH123

A

1008-1151(2022)04-0062-05

2021-12-11

江西省教育廳科學技術研究項目（191674）。

陳曉林（1982－），女，供職于江西工業(yè)職業(yè)技術學院，研究方向為現代制造技術。