基于Inventor的舞臺板轉動機構運動仿真與分析

黃炎平

廣東信源物流設備有限公司 廣東廣州 510507

1 前言

舞臺板轉動機構是帶有液壓缸的空間旋轉機構，轉動機構設計水平的高低直接影響舞臺車的性能，進而影響整車的安全性能。過去基本沿用經驗法進行設計，設計過程煩瑣、精度低、周期長，且不易獲得各項性能指標都比較滿意的方案。因此舞臺板轉動機構的開發通常需要使用物理樣機來評價整機的綜合性能，而樣機只能在開發后期制造裝配，不參與產品的早期開發評價過程，且物理樣機生成周期長，成本高，修改困難，造成了生產成本的浪費。本文用Inventor軟件建立舞臺板轉動機構的虛擬樣機模型，用其插件Simulation模塊對模型進行仿真分析，有效地避免了物理樣機開發模式存在的缺陷，使舞臺板轉動機構的性能評價可在設計過程中完成，可在設計階段就發現并更正錯誤，縮短了產品的開發周期，提高了設計質量。

2 舞臺板轉動機構的建模與仿真

2.1 三維建模

舞臺板轉動機構由副車架、旋轉舞臺骨架、前轉動液壓缸缸筒、前轉動液壓缸活塞桿、后轉動液壓缸缸筒、后轉動液壓缸活塞桿等構件組成。以GDY5045XWTKT舞臺車為例，首先采用Inventor軟件對舞臺板轉動機構組成零件進行三維建模，然后以副車架為基礎進行虛擬樣機模型裝配。在副車架、旋轉舞臺骨架、前轉動液壓缸缸筒、前轉動液壓缸活塞桿、后轉動液壓缸缸筒、后轉動液壓缸活塞桿之間施加轉動副約束；在前轉動油缸缸筒、前轉動油缸活塞桿、后轉動油缸缸筒、后轉動油缸活塞桿之間施加圓柱副約束。舞臺板轉動機構三維裝配及運動仿真模型如圖1所示。

2.2 仿真平臺

采用Inventor軟件無縫集成的全功能運動仿真模塊Simulation模塊為舞臺板轉動機構的仿真研究平臺。此平臺可對復雜機械系統進行完整的運動學和動力學仿真。對運動仿真的結果，可以通過多種方式來研究，滿足用戶對運動仿真分析的各種需求。

2.3 仿真工況

根據GDY5045XWTKT舞臺車舞臺板轉動機構的實際工作情況設定工作裝置仿真時間為10 s，前轉動液壓缸和后轉動液壓缸同時推動旋轉舞臺骨架做逆時針方向旋轉，旋轉角度為0°～90°。

2.3.1 添加約束

在Inventor中創建舞臺板轉動機構各部件間的裝配約束，在啟動Simulation模塊進行運動仿真時，各部件間的裝配約束將自動轉換成運動約束，軟件實現自動識別和繼承，無需人工干預和調整，極大地提高了運動部件之間運動約束的準確性和設計效率。

2.3.2 施加運動

根據舞臺板轉動機構的實際工況，定義重力大小和方向。對前轉動液壓缸缸筒、前轉動液壓缸活塞桿、后轉動液壓缸缸筒和后轉動液壓缸活塞桿分別添加柱面運動，驅動條件為速度v，取v=0.028 m/s。 實現推動旋轉舞臺骨架做逆時針方向旋轉運動，旋轉角度為0°～90°。

2.3.3 施加載荷

根據旋轉舞臺骨架的材質及物理特性確定載荷，假設舞臺板轉動機構動作時，旋轉舞臺骨架的質量不發生變化。由于旋轉舞臺骨架的尺寸為4 020 mm×1 350 mm×50 mm，旋轉舞臺骨架的質量為98.8 kg，加上后續需鋪設的木地板質量54.2 kg，且考慮旋轉舞臺骨架加速度的變化，應在總質量基礎上增加1% ，則以旋轉質量為154 kg進行運動學和受力分析。

3 工作裝置的仿真分析

設定好初始條件后，進行仿真，對仿真的結果分析如下。

3.1 工作裝置轉動速度

圖2為前后轉動液壓缸活塞桿與旋轉舞臺骨架鉸接點（鉸鏈）轉動速度的變化曲線。圖中可以看出其對應的最大轉動速度為11.3146°/s(0 s時)，最小轉動速度為7.14°/s(6.04 s時)。可見，旋轉舞臺骨架從水平狀態（0°）到半翻轉狀態（54.36°）時，對應的時間點為0～6.04 s，在此時間區間內，鉸鏈為減速運動，加速度變化較大；而旋轉舞臺骨架從半翻轉狀態（54.36°）到垂直狀態（90°）時，對應的時間點為6.04 ～10 s，在此時間區間內，鉸鏈為加速運動，加速度較小，有利于減小旋轉舞臺骨架關閉時對車廂的撞擊力。這說明該舞臺板轉動機構的動力設計是合理的，能夠滿足設計要求。

3.2 油缸受力

前后轉動液壓缸活塞桿在運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時油缸的受力變化趨勢基本一致，隨著時間的增加而減小，即隨著旋轉舞臺骨架逆時針方向旋轉的角度的增大而減小。當舞臺板轉動機構剛開始運動時，前后轉動液壓缸活塞桿的推力均為最大，即3 407 N，隨著時間的增加，前后轉動液壓缸活塞桿的推力逐漸減小，到10 s時推力減小到最小值，此時前后轉動液壓缸活塞桿的推力均為最小，即0 N。在0～10 s時，舞臺板轉動機構動作過程中，作用力基本平穩變化，油缸作用力沒出現突變點。

3.3 系統壓力驗證

根據轉動液壓缸相關參數：液壓缸內徑為 φ=40 mm2，活塞桿直徑為 φ=28 mm2。當無桿腔進壓力油，有桿腔回油時，由于此時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。

計算得F=3 407 N，S=1 256 mm2；P=2.71 MPa。

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

4 拐臂的有限元分析

4.1 設計情形分析

根據旋轉舞臺骨架的結構特點和受力情況，把旋轉舞臺骨架的主要受力件拐臂，從旋轉舞臺骨架中獨立出來。拐臂主要受到旋轉舞臺骨架自重引起的彎矩。在前后轉動液壓缸活塞桿與旋轉舞臺骨架鉸接點（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，采用傳統的解析法對其進行應力分析，難度較大。

根據虛擬樣機模型確定的連接尺寸，結合前后轉動液壓缸活塞桿在動作過程的受力變化曲線圖和生產實踐，重新建立拐臂的實體模型如圖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，使用應力分析軟件進行靜態分析。模型采用4節點的實體單元進行網格劃分。

由圖3的受力分析可知，拐臂最大受力處應發生在水平狀態（ 0°），對應舉升時間為0 s，此時前后轉動液壓缸活塞桿的推力分別為最大3 407 N，對此狀態進行應力分析。

4.2 拐臂的靜態分析

拐臂應力分布如圖5所示。可以看出，拐臂所受的應力水平較好，最大應力為108.4 MPa，未達到拐臂材料的強度極限235 MPa。由圖6可知，拐臂最大靜態位移量為10.44 mm，在設計允許范圍內。該樣機經過反復舉升試驗，且客戶使用一年后機構無變形、無裂紋產生，證明該設計合理。

5 結語

通過Inventor軟件的Simulation模塊進行運動仿真分析，能夠即時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。通過使用設計情形分析這些時間瞬間的零部件，確定零件部上產生最大應力的關鍵時間瞬間，對以后用關鍵時間瞬間進行靜態有限元分析提供了依據，同時也完成了舞臺板轉動機構的性能評價。根據仿真的數據變化以及模型的運動，了解所設計GDY5045XWTKT舞臺車舞臺板轉動機構的綜合性能，其結果可以用來修改完善設計方案，使設計的舞臺板轉動機構性能得到提高，該仿真方法對舞臺板轉動機構設計具有參考價值。

[1]胡仁喜,董永進.Inventor中文版機械設計[M].北京:機械工業出版社,2005:95-98.

[2]歐特克.Autodesk Inventor 2011基礎培訓教程[M].北京:電子工業出版,2011:128-129.