基于Inventor的舞台板转动机构运动仿真与分析

黄炎平

广东信源物流设备有限公司 广东广州 510507

1 前言

舞台板转动机构是带有液压缸的空间旋转机构，转动机构设计水平的高低直接影响舞台车的性能，进而影响整车的安全性能。过去基本沿用经验法进行设计，设计过程烦琐、精度低、周期长，且不易获得各项性能指标都比较满意的方案。因此舞台板转动机构的开发通常需要使用物理样机来评价整机的综合性能，而样机只能在开发后期制造装配，不参与产品的早期开发评价过程，且物理样机生成周期长，成本高，修改困难，造成了生产成本的浪费。本文用Inventor软件建立舞台板转动机构的虚拟样机模型，用其插件Simulation模块对模型进行仿真分析，有效地避免了物理样机开发模式存在的缺陷，使舞台板转动机构的性能评价可在设计过程中完成，可在设计阶段就发现并更正错误，缩短了产品的开发周期，提高了设计质量。

2 舞台板转动机构的建模与仿真

2.1 三维建模

舞台板转动机构由副车架、旋转舞台骨架、前转动液压缸缸筒、前转动液压缸活塞杆、后转动液压缸缸筒、后转动液压缸活塞杆等构件组成。以GDY5045XWTKT舞台车为例，首先采用Inventor软件对舞台板转动机构组成零件进行三维建模，然后以副车架为基础进行虚拟样机模型装配。在副车架、旋转舞台骨架、前转动液压缸缸筒、前转动液压缸活塞杆、后转动液压缸缸筒、后转动液压缸活塞杆之间施加转动副约束；在前转动油缸缸筒、前转动油缸活塞杆、后转动油缸缸筒、后转动油缸活塞杆之间施加圆柱副约束。舞台板转动机构三维装配及运动仿真模型如图1所示。

2.2 仿真平台

采用Inventor软件无缝集成的全功能运动仿真模块Simulation模块为舞台板转动机构的仿真研究平台。此平台可对复杂机械系统进行完整的运动学和动力学仿真。对运动仿真的结果，可以通过多种方式来研究，满足用户对运动仿真分析的各种需求。

2.3 仿真工况

根据GDY5045XWTKT舞台车舞台板转动机构的实际工作情况设定工作装置仿真时间为10 s，前转动液压缸和后转动液压缸同时推动旋转舞台骨架做逆时针方向旋转，旋转角度为0°～90°。

2.3.1 添加约束

在Inventor中创建舞台板转动机构各部件间的装配约束，在启动Simulation模块进行运动仿真时，各部件间的装配约束将自动转换成运动约束，软件实现自动识别和继承，无需人工干预和调整，极大地提高了运动部件之间运动约束的准确性和设计效率。

2.3.2 施加运动

根据舞台板转动机构的实际工况，定义重力大小和方向。对前转动液压缸缸筒、前转动液压缸活塞杆、后转动液压缸缸筒和后转动液压缸活塞杆分别添加柱面运动，驱动条件为速度v，取v=0.028 m/s。 实现推动旋转舞台骨架做逆时针方向旋转运动，旋转角度为0°～90°。

2.3.3 施加载荷

根据旋转舞台骨架的材质及物理特性确定载荷，假设舞台板转动机构动作时，旋转舞台骨架的质量不发生变化。由于旋转舞台骨架的尺寸为4 020 mm×1 350 mm×50 mm，旋转舞台骨架的质量为98.8 kg，加上后续需铺设的木地板质量54.2 kg，且考虑旋转舞台骨架加速度的变化，应在总质量基础上增加1% ，则以旋转质量为154 kg进行运动学和受力分析。

3 工作装置的仿真分析

设定好初始条件后，进行仿真，对仿真的结果分析如下。

3.1 工作装置转动速度

图2为前后转动液压缸活塞杆与旋转舞台骨架铰接点（铰链）转动速度的变化曲线。图中可以看出其对应的最大转动速度为11.3146°/s(0 s时)，最小转动速度为7.14°/s(6.04 s时)。可见，旋转舞台骨架从水平状态（0°）到半翻转状态（54.36°）时，对应的时间点为0～6.04 s，在此时间区间内，铰链为减速运动，加速度变化较大；而旋转舞台骨架从半翻转状态（54.36°）到垂直状态（90°）时，对应的时间点为6.04 ～10 s，在此时间区间内，铰链为加速运动，加速度较小，有利于减小旋转舞台骨架关闭时对车厢的撞击力。这说明该舞台板转动机构的动力设计是合理的，能够满足设计要求。

3.2 油缸受力

前后转动液压缸活塞杆在运动过程中的受力变化曲线图如图3所示。由图中可以看出，在0～10 s时油缸的受力变化趋势基本一致，随着时间的增加而减小，即随着旋转舞台骨架逆时针方向旋转的角度的增大而减小。当舞台板转动机构刚开始运动时，前后转动液压缸活塞杆的推力均为最大，即3 407 N，随着时间的增加，前后转动液压缸活塞杆的推力逐渐减小，到10 s时推力减小到最小值，此时前后转动液压缸活塞杆的推力均为最小，即0 N。在0～10 s时，舞台板转动机构动作过程中，作用力基本平稳变化，油缸作用力没出现突变点。

3.3 系统压力验证

根据转动液压缸相关参数：液压缸内径为 φ=40 mm2，活塞杆直径为 φ=28 mm2。当无杆腔进压力油，有杆腔回油时，由于此时回油管路通过电磁阀与油箱接通，则回油压力约为零压，通过液压缸有效工作面积和工作载荷可以得出液压缸压力：

P=F/S式中，P为液压缸工作压力，MPa；F为工作载荷，N；S为液压缸有效工作面积，mm2。

计算得F=3 407 N，S=1 256 mm2；P=2.71 MPa。

由于小型工程机械及辅助机械的系统额定压力一般为10～16 MPa，即使考虑约束性负载（摩擦阻力）、液压缸自身的密封阻力等其它外负载，系统的最大压力仍远小于系统的额定压力，说明液压系统是安全的。

4 拐臂的有限元分析

4.1 设计情形分析

根据旋转舞台骨架的结构特点和受力情况，把旋转舞台骨架的主要受力件拐臂，从旋转舞台骨架中独立出来。拐臂主要受到旋转舞台骨架自重引起的弯矩。在前后转动液压缸活塞杆与旋转舞台骨架铰接点（铰链）受液压油缸活塞杆的推力。拐臂受力状况随其位置变化而变化，采用传统的解析法对其进行应力分析，难度较大。

根据虚拟样机模型确定的连接尺寸，结合前后转动液压缸活塞杆在动作过程的受力变化曲线图和生产实践，重新建立拐臂的实体模型如图4所示。材料采用Q235A钢材，其弹性模量E=200 GPa；泊松比 μ=0.28；屈服极限［ δs］=235 MPa，使用应力分析软件进行静态分析。模型采用4节点的实体单元进行网格划分。

由图3的受力分析可知，拐臂最大受力处应发生在水平状态（ 0°），对应举升时间为0 s，此时前后转动液压缸活塞杆的推力分别为最大3 407 N，对此状态进行应力分析。

4.2 拐臂的静态分析

拐臂应力分布如图5所示。可以看出，拐臂所受的应力水平较好，最大应力为108.4 MPa，未达到拐臂材料的强度极限235 MPa。由图6可知，拐臂最大静态位移量为10.44 mm，在设计允许范围内。该样机经过反复举升试验，且客户使用一年后机构无变形、无裂纹产生，证明该设计合理。

5 结语

通过Inventor软件的Simulation模块进行运动仿真分析，能够即时了解各零部件所受的力和力矩，以及它们的速度和加速度等要素。通过使用设计情形分析这些时间瞬间的零部件，确定零件部上产生最大应力的关键时间瞬间，对以后用关键时间瞬间进行静态有限元分析提供了依据，同时也完成了舞台板转动机构的性能评价。根据仿真的数据变化以及模型的运动，了解所设计GDY5045XWTKT舞台车舞台板转动机构的综合性能，其结果可以用来修改完善设计方案，使设计的舞台板转动机构性能得到提高，该仿真方法对舞台板转动机构设计具有参考价值。

[1]胡仁喜,董永进.Inventor中文版机械设计[M].北京:机械工业出版社,2005:95-98.

[2]欧特克.Autodesk Inventor 2011基础培训教程[M].北京:电子工业出版,2011:128-129.