大型立式容器翻轉機的運動動力學仿真

王 偉，陳再玉，儲樂平，李 偉

(海洋石油工程股份有限公司，天津 300452)

0 前言

目前，大型立式容器在制造過程中多處于臥式狀態，制造完成后或制造過程中，需要將大型立式容器豎起。大型立式容器翻轉機是一種可以將立式容器從臥式狀態轉變為立式狀態的專用設備。該設備包括:固定支架、旋轉支架、液壓站、液壓缸等部件。翻轉支架與固定支架通過軸連接，安裝在固定支架兩側的兩根液壓缸同步運動，可以使翻轉支架旋轉90°。

大型立式容器翻轉機如圖1、圖2 所示，其液壓缸的運動速度對整個系統的運動狀態和液壓缸的推力、拉力值會產生很大影響。SolidWorks是目前應用較為廣泛的三維設計軟件，Solid-Works Motion 是以美國MDI 公司的動力學仿真分析軟件ADAMS為內核開發的機械系統運動學和動力學仿真軟件［1］。本文使用Solidworks motion對大型立式容器翻轉機進行運動學和動力學仿真，定量地分析液壓缸運動速度對系統的運動狀態和液壓缸的推力、拉力值的影響。

1 運動學和動力學仿真

1.1 建立模型

本文使用Solidworks 軟件建立了大型立式容器翻轉機的三維模型，并為每個零件設置了相應的材料屬性，如圖3 所示。

圖1 臥式狀態示意圖Fig.1 Schematic diagram of horizontal state

圖2 立式狀態示意圖Fig.2 Schematic diagram of vertical state

圖3 三維模型Fig.3 Three dimensional model

1.2 仿真設置

由于此大型立式容器翻轉機可以翻轉多種尺寸規格的容器，且不同容器的重心不一致，為了設計安全考慮，應該選擇最危險工況進行仿真。

根據設計要求，該設備最大起重量為10 t，容器的重心應在圖4 所示的虛線空間范圍之內。經分析，當容器質量為10 t，容器重心在A 點時是理論上的最危險工況。

圖4 重心范圍示意圖Fig.4 Schematic diagram of gravity center

本文將容器視為一個質點，使用solidworks繪制一個直徑很小的球作為該質點，調整該球的密度屬性，使其質量等于10 t。將該質點設置在圖4 所示的A 點位置。施加重力載荷，方向為垂直向下，重力加速度為9.8 m/s2。

由于仿真過程中只允許設置一個原動機，所以任意選擇兩個液壓缸中的一個作為原動機，在其缸筒和杠桿之間設置線性馬達，使其延軸向移動。首先忽略液壓缸在啟動和停止時由于緩沖所產生的加速度，假設液壓缸的杠桿延軸向做勻速運動，設置線性馬達速度為19.9 mm/s，設置仿真過程為120 s。

1.3 仿真結果

運行仿真后得出仿真結果，運動學仿真結果如圖5、圖8 所示，動力學仿真結果如圖6、圖7所示。

圖5 液壓缸的速度－時間曲線Fig.5 Velocity-time curve of hydraulic cylinder

圖6 液壓缸的力－時間曲線Fig.6 Force-time curve of hydraulic cylinder

圖7 液壓缸的力(幅值)－時間曲線Fig.7 Force(absolute value)-time curve of hydraulic cylinder

圖8 質點速度－時間曲線Fig.8 Velocity-time curve of particle

1.4 仿真結果分析

當液壓缸為圖5 所示的勻速直線運動時，液壓缸開始推力最大，其推力隨時間移動而慢慢減小，時間移動到約第110 s 時，其力的狀態出現拐點，由推力變為拉力，且拉力值隨時間的移動而變大，如圖6、圖7 所示。

如圖8 所示，質點的速度隨時間移動而增加，在第120 s 出現最大值，這說明在液壓缸沒有緩沖的條件下，第120 s 時旋轉支架和固定支架會受到較大的沖擊，極大的影響了設備的安全性。

2 優化

2.1 液壓缸速度優化

為了避免產生較大的沖擊，將液壓缸的運動狀態優化為如圖9 所示的變加速直線運動。根據設計要求已知:液壓缸總行程s=2384.757 mm、完成整個行程用時120 s、液壓缸的初始速度v0=0 mm/s、a30=－a90、液壓缸的初始加速度a0=0 mm/s2，下文是a30和a90的計算方法。

圖9 液壓缸加速度－時間曲線Fig.9 Acceleration-time curve of hydraulic cylinder

加速度、速度、行程隨時間變化的表達式如

根據式(1)～(3)推導得出

將整個行程s 分為s1、s2、s3、s4共四段，分別對每一段的行程求解，因為v0=0 mm/s，a0=0 mm/s2，r0－30=r90－120=－ r30－60=－ r60－90，由式(1)、式(4)、式(5)推導得出

由式(6)、式(7)可得

由式(8)可得

因為s=2384.757 mm，t=30 s，可得:

因為a0=0 mm/s2，由式(1)、式(10)可得

因為a30=－a90，根據式11 可得

式中，s為液壓缸總行程;s1為液壓缸0～30 s 的行程;s2為液壓缸30～60 s 的行程;s3為液壓缸60～90 s 的行程;s4為液壓缸90～120 s 的行程;r為加速度變化率;r0－30為 液壓缸0～30 s 的加速度變化率;r30－60為液壓缸30～60 s 的加速度變化率;r60－90為液壓缸60～90 s 的加速度變化率;r90－120為液壓缸90～120 s 的加速度變化率;v0為初始速度;a0為初始加速度;a30為第30 s時加速度值;a90為第90 s 時加速度值。

2.2 仿真設置優化

在Solidworks Motion 界面，將加載在液壓缸上的線性馬達的運動屬性分別設置為插值、加速度、線性，插值內容如圖10 所示。

圖10 設置優化Fig.10 Set optimization

2.3 仿真結果

運行仿真后得出仿真結果，運動學仿真結果如圖11、圖14 所示，動力學仿真結果如圖12、圖13 所示。

圖11 優化后液壓缸的速度－時間曲線Fig.11 Optimized velocity-time curve of hydraulic cylinder

圖12 優化后液壓缸的力－時間曲線Fig.12 Optimized force time-curve of hydraulic cylinder

圖13 優化后液壓缸的力(幅值)－時間曲線Fig.13 Optimized force (absolute value)-time curve of hydraulic cylinder

圖14 優化后質點的速度－時間曲線Fig.14 Optimized velocity-time curve of particle

2.4 仿真結果分析

優化后液壓缸的速度－時間曲線為圖11 所示的一條非常理想的光滑曲線，用電液比例閥結合計算機控制可以形成這樣理想的光滑運動曲線［2］［3］，實現了液壓缸運動的平穩、無沖擊。如圖14 所示，優化后質點速度－時間曲線為一條光滑曲線，證明系統翻轉過程中速度平穩變化，起始階段和終止階段的速度均為0，運行過程中無沖擊產生。液壓缸的力與優化前基本相似，但是優化后起始階段和終止階段受力曲線變化更為平緩，有利于設備運行平穩。如圖12、圖13 所示，兩液壓缸共同的最大壓力為683038N，最大拉力為322362 N。因此在不考慮不均衡載荷系數的條件下，單液壓缸理論上需產生的最大推力和最大拉力分別為341519 N、161181 N，此數據可以作為液壓缸選型的依據。

3 結論

本文使用Solidworks motion 對大型立式容器翻轉機進行運動學和動力學仿真，定量地分析了液壓缸運動速度對系統的運動狀態和液壓缸的推力或拉力值的影響。根據運動學仿真結果，發現如果液壓缸做勻速運動，該系統運動過程中會產生沖擊，將液壓缸的運動速度優化為變加速直線運動，解決了運動過程中存在的沖擊問題。根據動力學仿真結果，確定了液壓缸在整個運動過程中的推力、拉力值，其中單液壓缸理論上需產生的最大推力和最大拉力分別為341519 N、161181 N，為液壓缸的選型提供了依據。

［1］鄧晶，鐘蔚，魯川，等.基于SolidWorks Motion 的活塞壓縮機運動學和動力學仿真［J］.壓縮機技術，2013，(1):40－42.

［2］成汝振，姚平喜.液壓缸無沖擊起動與停止的研究［J］.流體傳動與控制，2011，(2):28－30.

［3］劉延俊，張建新，駱艷潔.用理想曲線實現液壓缸的緩沖與定位［J］.機床與液壓，2001，(5):67－68.