ADAMS动力学仿真（精选7篇）
ADAMS动力学仿真 篇1
0 引言
椭圆齿轮作为非圆齿轮中应用最为广泛的一种,以自身在运动学和几何学上独有的优势可满足特殊机构中所要求的变传动比传动。但作为非圆齿轮,其设计过程中的计算非常复杂,尤其是其节曲线的设计,并非任意形状的曲线都可以适用于非圆齿轮节曲线,真正实用的节曲线形状有很多的限制条件,所以非圆齿轮在实际中的制造加工比较困难,而找到一种简洁又精确的设计方法则会大大缩减非圆齿轮的加工周期,因此本文在利用MATLAB和Pro/E对椭圆齿轮混合建模设计的基础上,利用ADAMS软件对设计好的椭圆齿轮进行动力学仿真,输出其角速度、圆周力、径向力、法向载荷等一系列曲线,通过与理论数据进行比较和分析,一方面来验证利用MATLAB和Pro/E进行参数化椭圆齿轮设计方法的可行性,对今后其他类型的非圆齿轮设计提供一个设计思路;另一方面,仿真的数据结果也可以作为今后进一步研究椭圆齿轮强度的一个可靠参考。
1 基于MATLAB和Pro/E混合建模设计的椭圆齿轮
Pro/E是一款EDA工具,主要用于三维制图、建模,在复杂的三维模型设计方面有优势。但是Pro/E有个不足之处就是在进行曲面设计时不能通过曲面方程来生成,另一方面用来提供生成曲线方程的函数本身就有限,所以想要靠这种方式来完成曲面设计受到了很多客观因素的限制。所以,一旦设计者所需要的曲面或曲线精确度要求很高,就只能采用别的方法来近似。而MATLAB正好是一款具有强大数据处理功能的软件,它可以处理很多复杂的函数,若将这两种软件结合起来,由MATLAB来完成复杂的曲线和曲面的函数处理,再将得到的数据提供给Pro/E,则可以弥补Pro/E在这方面的不足。因此,在椭圆齿轮的整体设计中,将MATLAB和Pro/E结合来辅助设计是非常高效的。首先,利用MATLAB建立起椭圆齿轮的节曲线和轮齿齿廓的数学模型,生成齿廓上一系列点的坐标,再将数据导入Pro/E中,即可快速地生成齿廓曲线,最后再通过一系列特征操作完成整体的建模。通过这种方式可以大大缩减其设计时间,并保持较高的精确度,同时由于实现了参数化,设计者可以结合实际需要通过修改参数就能呈现出不同的椭圆齿轮。图1即是将MATLAB和Pro/E结合起来设计出的偏心率k=0.258 8的椭圆齿轮,其主要参数如表1所示。
2 椭圆齿轮虚拟样机的构建
2.1 数据转换
Pro/E和ADAMS可以利用Mechanism/Pro接口直接进行无缝衔接的数据转换,本文数据转换即采用此种方法来实现。
2.2 椭圆齿轮动力学分析模型的建立
(1)在Pro/E中将其保存成config.pro格式的文件,并复制到装配好的椭圆齿轮副的文件夹下。
(2)在Pro/E里将装配好的椭圆齿轮副打开,此时在Pro/E中会找到Mechanism/Pro的菜单管理器。
(3)在Mechanism/Pro的菜单里依次选择Set MechanismRigid BodiesCreatAutomaticAll parts,完成刚体创建。
(4) 在第(3)步的基础上,再依次选择InterfaceADAMS View→Geometry Quality,同时选择Output Type→Render→Done/Return,然后就会出现一个对话框显示导入成功,同时ADAMS/View界面会启动并显示已导入其中的椭圆齿轮副模型,如图2所示。
2.3 椭圆齿轮副载荷和约束的施加
(1)以机架为地,同时在主、从动轮上加上转动副(Revolute joint)。
(2)在椭圆齿轮副之间加接触力(Solid to solid)来仿真其啮合传动。
(3)对椭圆齿轮输入轴的转动副施加一个恒定的驱动(Motion),以对椭圆齿轮副的啮合传动进行仿真。
(4)在椭圆齿轮输出轴上给一个恒定的负载转矩(Torque),用来模拟椭圆齿轮啮合时的负载。
3 ADAMS动力学仿真设置
3.1 碰撞参数
在运动学中,碰撞接触力是最为常见的一种现象,当物体的几何外形相互接触时才会有碰撞这一说,所以它是作用在物体上比较特殊的力。
在ADAMS里,有两种不同类型的接触力分析模型:一种接触力是和Impact函数相关,另外一种接触力是和Restitution函数相关。椭圆齿轮的轮齿在接触啮合的时候,主要是针对单侧碰撞的,所以本文采用第一种Impact模型,它是基于阻尼系数和刚度系数,其效果和弹簧阻尼类似。在具体考虑椭圆齿轮啮合之间的碰触问题时,我们选择把它当作其当量圆齿轮来考虑,即把它们之间视作是两个相同曲率半径的柱体在进行碰撞,由Hertz静力学弹性接触理论对此类问题解决方法进行描述。
由Hertz碰撞理论可知,如果两碰撞物体的接触部分为圆形时,则:
其中:a为两碰撞物接触区域半径;P为接触面的法向力;δ为变形;R1、R2为两碰撞物在接触点的当量圆半径;μ1、μ2为两碰撞物的材料泊松比;E1、E2为两碰撞物的弹性模量。
由式(1)可以得到轮齿碰撞时接触面的法向力P和变形δ 之间的关系:
其中:K为刚度系数。式(4)中,K由碰撞物体的材料属性和结构决定:
3.2 椭圆齿轮模型的碰撞参数设置
本文中选用45钢作为椭圆齿轮的材料,泊松比为μ1=μ2=0.29,E1=E2=2.07×105N/mm2。
把泊松比和弹性模量值代入式(3)计算得:E=1.13×105N/mm2。
对于椭圆齿轮来说,其当量半径用分度圆半径来替代,取d1=d2=mz=3×41=123mm,所以半径为:R1=R2=(1/2)d1=61.5mm,将该值代入式(2)计算得:R=30.75mm。
将R和E的值代入式(5)中,计算得:K=8.35×105N/mm2。
同时,椭圆齿轮模型的啮合仿真还需要以下相关参数的设置,依照以往经验取齿轮的非线性碰撞指数e= 2.2,阻尼系数c=100N·s-1·mm-1,嵌入深度d=0.1mm。并且考虑两个椭圆齿轮接触过程中产生一定的摩擦,所以对两个齿轮采取润滑处理,分别把动摩擦系数和静摩擦系数取为0.05和0.08。
基于本文中椭圆齿轮的虚拟模型,在从动轮处加上2 835 000N·mm的负载转矩,因为要避免施加的负载发生突变,在这里用STEP函数将其在0.01s内逐渐加上去,即:STEP(time,0,0,0.02,2835000),其中,time是时间自变量,驱动力矩和负载转矩如图3所示。
4 仿真结果和分析
4.1 仿真结果
通过试验确定最为合适的求解器及精度,对椭圆齿轮副进行仿真,得到的椭圆齿轮的输入和输出角速度曲线见图4,椭圆齿轮三个方向的动态啮合力见图5,轮齿啮合频率见图6,消耗电机的功率见图7。
从ADAMS后处理中可以得出输出角速度为872 (°)/s,圆周力平均值为32.045kN,径向力平均值为47.250kN,法向载荷平均值为58.938.5kN,消耗电机的功率平均值为15kW,齿轮啮合频率平均值为93.8Hz。
4.2 仿真分析
表2中的理论计算值是结合表1中椭圆齿轮的基本参数,给定一个转速n=134r/min通过计算后得到的。
从表2的数据对比可以看出仿真的平均数值和理论计算后的数值差别不是很大,证明了基于MATLAB和Pro/E参数化的椭圆齿轮设计的可行性,也反映出仿真虚拟样机模型的可靠性。
5 结论
(1)将MATLAB和Pro/E结合起来设计椭圆齿轮,此种方法将椭圆齿轮参数化,设计者可根据实际需要来修改齿轮的参数以满足实际需求,从而大大降低了设计的复杂度并使设计出的模型更精确。
(2)利用Pro/E和ADAMS的专业对口技术,将设计好的椭圆齿轮快速准确地导入ADAMS软件中,为后面进行动力学仿真分析提供了保障。
(3)在ADAMS中建立椭圆齿轮副的虚拟样机模型,并进行动力学仿真分析,通过仿真后输出一系列曲线图,把分析结果和理论上的数值相比较,从而验证基于MATLAB和Pro/E参数化的椭圆齿轮设计具有可行性,同时也为今后研究椭圆齿轮的疲劳强度和弯曲强度提供可靠的数值依据。
摘要：在利用MATLAB和Pro/E对椭圆齿轮进行参数化混合建模的基础上,将其导入机械系统动力学仿真分析软件ADAMS中,并在ADAMS里建立起一对椭圆齿轮互相啮合的虚拟样机模型,对其啮合过程进行仿真分析。通过对仿真结果和理论数据的分析比较,验证了基于MATLAB和Pro/E的参数化椭圆齿轮设计方法的可行性。
关键词：椭圆齿轮,ADAMS,动力学仿真
参考文献
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ADAMS动力学仿真 篇2
随着列车运行速度不断的提高,行车密度的不断加大,对高速列车的运行安全提出了更高的要求,一切工作都应该从安全运输的角度出发,确保旅客安全以及货物正常运输为重点。高速列车的动力学性能[1,2,3]直接关系到列车运行速度、乘坐舒适性和运行安全性。在现代列车动力学及仿真基础上,为了进一步开发新型车辆,对单辆车辆或几辆车辆组成的系统进行动力学性能计算及动态仿真以求得车辆运行稳定性、平稳性、曲线通过性能并进行参数优化已成为必不可少的手段。将所研究的车辆系统抽象为力学分析模型,推导出数学模型,进行数值求解,并应用计算机实体建模技术,以数值计算结果驱动模型实现动态仿真,是现代科学用于车辆研究中的主要手段之一。本文基于虚拟样机软件Adams/Rail[4],建立某高速列车12节车辆系统虚拟样机模型,分析了列车直线匀速工况下的动力学性能,以及启动、制动工况下的动力学响应和曲线通过情况。
1 模型的建立
铁道车辆是一个复杂的多体系统,不但有各部件之间的相互作用力和相互运动,而且轮轨之间也存在相互作用。因此,为了突出重点又尽量符合实际并且有利于计算分析的简便,在建模时作了一些合理的简化和假设,对非线性环节作了一些考虑,下面结合实际来进行具体的阐述。
基本假设如下。
本文在建立高速列车车辆动力学模型时作了如下处理。
(1)轮对、构架、车体均视为刚体。轮对、构架、车体的弹性比悬挂系统的弹性要小得多,因此把轮对、构架、车体视为刚体是可以接受的。
(2)不考虑钢轨的弹性变形。钢轨的弹性对于车辆的动力学性能只在高频时影响才较大,而在线路的低频率激扰下影响不大,因此对线路只考虑其不平顺的激扰。
非线性环节的考虑如下。
由于铁道机车车辆是一个非线性较强的系统,因而在动力学模型中考虑以下非线性。
(1)轮轨接触几何非线性:采用LMA高速磨耗型踏面和60kg/m钢轨相匹配。
(2)悬挂特性的非线性:车辆系统中一、二系横向、垂向减振器以及横向止挡都具有明显的非线性特性。
车辆间连接装置采用具有六个方向刚度和阻尼的bushing来模拟[5],建模方便,而且更加符合实际情况。
图1所示为12节车辆系统虚拟样机模型,车辆编号1为机车,其余均为拖车。列车系统中各刚体坐标系的原点设在刚体质心上,X轴指向车辆前进方向,Y轴在轨道理论平面内垂直于X轴向右,Z轴向下。
仿真进行列车的直线运行稳定性以及列车的启动制动工况时,所采取的轨道为直线轨道。进行列车曲线通过仿真求解时所采取的轨道为直-缓-圆-缓-直线路,各段长度构成为直线段长度500m,进入缓和曲线中心线弧长300m,圆曲线弧长50m,驶出缓和曲线中心线弧长300m,直线段长度350m,线路圆曲线曲线半径3 500m,超高110mm。列车运行速度为160km/h。直线轨道和曲线轨道的不平顺均采用德国高速高干扰谱。
高低不平顺:
方向不平顺
水平不平顺:
式(1)~(3)中,Ω为空间频率,Av、AA为粗糙度常数,Ωc、Ωr、Ωs为截断频率。其中各参数的取值为Ωc=0.824 6,Ωr=0.020 6 rad/m,Ωs=0.438 0 rad/m,b=0.75 m,Av=1.08×10-6m·rad,AA=6.125×10-7m·rad。
2 仿真结果分析
2.1 直线运行稳定性仿真计算结果
由表1可知,列车以160km/h在直线轨道上运行时,横向平稳性和垂向平稳性都属于良好。从脱轨系数和横向力来看,各车差别不大。但中间车轮对的垂向减载率要大于首车和末车,主要是由于车辆间的相互作用力造成的。当无线路激扰时,车辆间连接处的相对位移很小,因此三向车钩力可忽略不计。而有线路激扰时,车辆间连接处的相对位移则造成车辆间横向力纵向力和垂向力的产生。
2.2 起动工况仿真计算结果
牵引力的施加方式为,牵引力在3秒内由0上升到粘着极限值,保持这个极限值到最低计算速度,以后以最大功率运行。
从图2中可以看到,车辆间的车钩力为拉钩力,且车钩力在开始启动时随牵引力上升而稳步上升,前面的车辆车钩力较大,后面的依次减小。当牵引力变化较缓时车钩力也围绕各车的平衡位置上下小幅波动[6]。
在TB/T2370-1993《铁路旅客列车纵向动力学试验方法与评定指标》中明确规定了旅客列车纵向加(减)速度的评定指标为:列车启动、调速及常用制动时,纵向平均加速度或减速度的绝对值不应超过0.08g。
本文的仿真结果中,从机车到末车,各节车辆平均加速度依次为0.274 2m/s2,0.273 6 m/s2,0.274 5 m/s2,0.273 9 m/s2,0.274 1 m/s2,0.274 2m/s2,0.274 2 m/s2,0.274 6 m/s2,0.274 3 m/s2,0.274 3 m/s2,0.274 3 m/s2。完全在旅客列车纵向动力学试验方法与评定指标所规定的标准内。
2.3 制动工况的研究
制动工况为紧急制动。闸瓦为高摩合成闸瓦。制动方式为闸瓦制动,制动力矩的施加方式为匀速运行3s后开始施加制动力矩。
机车制动装置的参数为:制动缸直径203mm,制动缸数量2个/轴,制动倍率3.5,制动器传动效率0.85,每台转向架上有4个独立单元制动器,每个制动器上有两块高摩粉末冶金闸瓦。
拖车制动参数为:制动缸直径203mm,制动缸数量3个/轴,制动盘数量3个/轴,高摩粉末冶金闸瓦数量2个/盘,制动器传动效率0.85,制动倍率2.16。
由表2可看出中间车辆的各项指标都较大,尤其第5、6车的垂向减载率很大,这说明在制动时中间车辆相比之下运行情况较两端车辆恶劣。这是由于中间车辆受到的两边的纵向冲击力较大。
2.4 曲线通过性能研究
由表3可看出当列车以160km/h的匀速通过半径为3 500m的圆曲线时,列车运行横行平稳性指标在2.5左右,横向运行平稳性较好;列车总体垂向平稳性较差,仅在允许范围内3.5以内。中间车辆在通过曲线时,垂向平稳性最差。列车的脱轨系数和垂向减载率较大,列车高速通过曲线时容易发生脱轨。同表3比较,可以发现列车在通过曲线时各项指标都比直线运行时要高[7,8]。
3 结论
本文采用Adams/rail建立了12节车辆虚拟样机系统模型,车辆间连接装置采用具有六个方向刚度和阻尼的bushing来模拟,仿真研究了列车直线运行平稳性、启动、制动以及曲线通过四种特定工况仿真结果均与现有文献取得了一致的结论,从而验证了所建模型的可靠性。
摘要：基于ADAMS/Rail,建立了12节车辆系统虚拟样机模型,仿真研究了列车直线运行平稳性、启动工况、制动工况和曲线通过工况下的动力学响应,仿真结果表明:所建列车模型启动、制动状况性能良好,直线运行稳定性较好,曲线通过性能较差,中间车辆易发生脱轨。
关键词：高速列车,动力学,仿真,Adams/rail
参考文献
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[7]张静,许东来.ADAMS在并联机构运动学分析中的应用[J].机电工程,2010(9):54-60.
ADAMS动力学仿真 篇3
Solid Works是计算机三维机械设计的主流造型软件, 它能够方便、快捷地构建复杂精确的三维实体机械系统。ADAMS软件是全世界应用最广泛的机械系统动态仿真分析软件[6,7], 其利用虚拟样机技术, 在设计阶段可以实现优化设计; 在工程应用阶段, 针对实际工作中出现的问题, 可以找出问题的原因进行改进[8,9,10,11,12]。
本文利用三维软件Solid Works建立液压支架的三维实体模型, 并将其导入到ADAMS中, 建立液压支架机械系统的动力学仿真模型。通过动力学仿真, 研究液压支架工作过程中俯仰角、工作阻力、铰接载荷数据, 可为优化液压支架设计和工程分析提供参考。
1液压支架三维实体模型的建立
本文以ZY3200 /12 /28型液压支架为研究对象进行分析, 其技术特征见表1。
液压支架主要由前连杆、后连杆、立柱、掩护梁、 顶梁、前梁、各千斤顶等部件组成。其三维实体造型包括所有零部件三维实体造型和整机虚拟装配。对液压支架整机的建模一般采用自下而上的方法, 即先依据各零部的结构形状和尺寸建立其三维模型, 然后再按照它们彼此之间的装配和约束关系逐个进行组装, 最后完成整机的虚拟装配。液压支架三维实体装配模型如图1所示。
2液压支架动力学仿真模型的建立
2. 1仿真驱动系统的建立
ADAMS与Solid Works均采用Parasolid标准作为实体建模的内核, 该标准可以完整地保存部件的完整信息 ( 几何外形、质量信息、颜色信息) , 通过该标准将Solid Works中液压支架整机装配体模型导入ADAMS, 减少在ADAMS中进行建模和装配的麻烦。
根据液压支架各部件间装配关系, 在ADAMS中添加相应的运动副, 如前后连杆与底座、掩护梁的旋转副, 立柱与顶梁柱窝的球副, 各千斤顶与缸体的移动副等。液压支架虚拟样机一共包含12个旋转副、14个圆柱副、6个移动副、2个固定约束副、2个平行约束副、2个球副、2个平面副。
液压支架在工作过程中, 必须具备升、降、推、移4个基本动作, 这些动作是利用泵站供给的高压乳化液通过工作性质不同的各种千斤顶和立柱来完成的。根据液压支架的实际工作情况, 在立柱、推移千斤顶、前梁千斤顶、护帮千斤顶、平衡千斤顶上施加相应的动力系统, 动力驱动采用step函数进行精确控制。液压支架单架工作循环时间大多小于10 s, 取仿真过程为7. 8 s, 各驱动函数语言如下:
( 1) 护帮千斤顶STEP函数step ( time, 0, 0, 1. 5, 0) + step ( time, 1. 5, 0, 1. 8, - 220) + step ( time, 5. 7, 0, 6. 0, 220) 。
( 2) 前梁千斤顶STEP函数step ( time, 0, 0, 1. 2, 0) + step ( time, 1. 2, 0, 1. 4, 80) + step ( time, 6. 1, 0, 6. 30, - 80) 。
( 3) 立柱外缸体驱动STEP函数step ( time, 0, 0, 0. 05, 0) + step ( time , 0 . 0 5 , 0 , 0 . 4 5 , 5 0 0 ) + step ( time , 7 , 0 , 7 . 4 , - 500) 。
( 4) 立柱中缸驱动STEP函数step ( time, 0, 0, 0. 55, 0) + step ( time , 0 . 5 5 , 0 , 0 . 9 5 , 5 0 0 ) + step ( time , 6 . 5 , 0 , 6 . 9 , - 500) 。
( 5) 平衡千斤顶STEP函数step ( time, 0, 0, 0. 05, 0) + step ( time, 0. 15 , 0 , 0. 45 , - 80 ) + step ( time, 0. 65 , 0 , 0. 95 , - 120) + step ( time, 1. 05, 0, 1. 15, 15 ) + step ( time, 6. 35, 0, 6. 45, - 15 ) + step ( time, 6. 5, 0, 6. 8, 120 ) + step ( time, 7, 0, 7. 3, 80) 。
( 6) 推移千斤顶STEP函数step ( time, 0, 0, 6. 6, 0) + step ( time, 6. 6, 0, 6. 9, 600) + step ( time, 7. 5, 0, 7. 8, - 600) 。
2. 2仿真载荷的建立
液压支架在支顶过程中承受静载和动载2类载荷。采场静载荷是指支架上方直接顶 ( 放顶煤开采时为顶煤加直接顶) 的重力和基本顶回转运动时迫使直接顶变形而传递到支架上的那部分变形压力。 采场动载包括直接顶冒落对支架的冲击载荷和基本顶突然失稳 ( 包括回转失稳和滑落失稳) 对支架突加载荷部分[13]。
液压支架实际受载情况非常复杂, 由于试验条件限制, 对于载荷的计算机模拟没能通过现场实测的途径进行。本文通过软件提供的函数来模拟静载荷和动载荷, 并将其进行线性叠加。液压支架受载主要作用在顶梁上, 作用位置在顶梁柱窝附近, 分为垂直和水平方向的载荷。根据液压支架的技术参数, 通过静力学分析计算[14,15], 可得顶梁受集中载荷约1 146 k N, 前连杆最大受力约1 370 k N, 这两个力将分别作为仿真分析加载依据及结果分析依据。
参考顶梁集中载荷, 对垂直方向静载荷力设定为1 000 k N, 水平方向静载荷力为200 k N。顶板来压时支架所受的载荷与平时支架所受的载荷的比值 ( 即动压系数) 一般为2, 有时可达3或更大。动载荷用对称循环载荷模拟, 参考动压系数值, 设定垂直方向循环载荷幅值为1 000 k N, 均值为1 500 k N; 水平方向循环载荷幅值为100 k N, 均值为100 k N。液压支架载荷函数语言如下:
( 1) 顶梁垂直方向的静载荷函数step ( time, 0. 9, 0, 1. 4, 1000000) + step ( time, 6. 5, 0, 7, - 1000000) 。
(2) 顶梁垂直方向的动载荷函数 (step (time, 0.9, 0, 1.4, 1000000) +step (time, 6.5, 0, 7, -1000000) ) *sin (50*time) +1500000+step (time, 0.9, 0, 1.4, 1500000) +step (time, 6.5, 0, 7, -1500000) -1500000。
( 3) 顶梁水平方向的静载荷函数step ( time, 0. 9, 0, 1. 4, 200000) + step ( time, 6. 5, 0, 7, - 200000) 。
( 4) 顶梁水平方向的动载荷函数 ( step ( time, 0. 9, 0, 1. 4, 100000) + step ( time, 6. 5, 0, 7, - 100000 ) ) * sin ( 50 * time) + 100000 + step ( time, 0. 9, 0, 1. 4, 100000 ) + step ( time, 6. 5, 0, 7, - 100000) - 100000。
创建好的顶梁垂直载荷曲线、顶梁水平载荷曲线如图2、图3所示。
3仿真过程及结果分析
驱动系统及载荷建立后, 对液压支架虚拟样机模型进行检查, 结果如图4所示。检查结果显示的各运动副信息、驱动信息等与建模要求相符, 无相关警告、错误信息, 样机模型建立是正确的。由于液压支架存在一些并行结构, 虽然检查结果提示有16个冗余约束方程, 但并不影响样机的动力学分析。
建立好的虚拟样机动力学模型如图5所示。
设定仿真时间为7. 8 s, 仿真步数为50, 进行动力学仿真。仿真时经不断的修正、调试, 成功完成仿真过程。液压支架仿真的动作过程如图6所示。
仿真完成后可通过Adams/flex查看结果, 顶梁俯仰角、工作阻力、前连杆铰接处载荷的变化曲线如图7—图9所示。
由仿真分析结果可知, 在整个运动过程中, 顶梁与水平面的最大偏差值在2°以内, 基本上与水平面平行, 满足液压支架实际支顶的要求。液压支架的工作阻力平均约为3 000 k N, 与支架的工作阻力技术参数3 200 k N相近。前连杆铰接处最大载荷值为1 450 k N, 与静力学计算出的最大载荷1 370 k N也相近。总的来说, 液压支架的动力学仿真结果是可信的。
4结语
ADAMS动力学仿真 篇4
在单斗挖掘机的设计和制造中,采用虚拟样机技术,可使设计人员在虚拟环境中模拟各种挖掘的工作情况,快速分析多种设计方案。在整个仿真过程中,可以随时按照优化建议或用户需求修改参数,直至获得优化的整机设计方案。
我国目前单斗液压挖掘机的开发模式是先引进、消化、再设计,但效果总是不佳,原因是仿制过程仅仅是拆机、照抄零件,对引进的机器缺乏系统上的理解。采用虚拟样机技术,可以从系统层面进行详细研究,追踪样机的设计思想并指导设计。
1 单斗液压挖掘机动力学模型的建立
单斗液压挖掘机工作装置主要是由动臂、斗杆和铲斗组成的3自由度机构,可应用多刚体动力学原理建立刚体化单斗液压挖掘机工作装置的动态数学模型。
1.1 坐标系的建立
按照D-H法建立起来的挖掘机工作装置坐标系见图1,铲斗末端位姿可以通过一系列坐标变换得到:
undefined。
其中:n为自由度数,n=3;Aundefined为连杆i相对于连杆i-1的齐次坐标变换矩阵。
1.2 拉格朗日动力学模型
挖掘机Lagrange动力学方程为:
undefined。
其中:Mij为杆件转动惯量;Gi为重力;Hijk为关节间的向心力或哥氏力作用项。Mij、Hijk和Gi经简化后的公式分别为:
其中:mp为杆件坐标系中杆件质量;di、dj为固定系微分平移矢量;Wi、Wj为固定系微分旋转矢量;kp为杆件坐标系p中转动轴的微分矢量;i-1rp为杆件p的质心在坐标系-1中的坐标。
2 在ADAMS下进行仿真
2.1 利用Pro/E建立仿真分析模型导入ADAMS软件
Mechanism/Pro模块是连接Pro/E与ADAMS的桥梁,通过该模块,Pro/E与ADAMS可以采用无缝连接的方式,使Pro/E用户不必退出其应用环境,就可以对装配的总成根据运动关系定义机构系统,进行系统运动学仿真,并进行干涉检查、确定运动锁止的位置以及计算运动副间的作用力。单斗液压挖掘机模型见图2。ADAMS利用带拉格朗日乘子的第一类拉格朗日方程导出最大数量坐标的微分—代数方程(DAE),它选取系统内每个刚体质心在惯性参考系中的3个直角坐标和确定刚体的3个欧拉角作为笛卡儿广义坐标,用带乘子的拉格朗日第一类方程处理具有多余坐标完整约束系统或非完整约束系统,导出以笛卡儿广义坐标为变量的动力学方程。
2.2 动力学仿真
试验用单斗挖掘机的动力学参数见表1。
在单斗挖掘机空载挖掘并同时进行旋转时,进行ADAMS动力学仿真。仿真时间0s～5s,仿真结果见图3。
从图3中可以看出:启动时各曲线变化率很大,此时动臂、斗杆和铲斗动力学物理量变化很大,容易产生疲劳损坏;在进行挖掘时,由于不需要进行转动,处于稳定的工作状态,各部件的物理量比较平稳。所以ADAMS的仿真结果与实际的工作情况是一致的。
3 结论
本文对挖掘机的动臂、斗杆和铲斗应用多刚体力学理论建立动力学模型。针对挖掘机进行空载动作的工况进行了ADAMS仿真。本文的研究可以推广到实际挖掘的工况下,运用虚拟样机技术可以节省大量的成本并缩短研发时间,进而能从系统级去理解挖掘机的各个工况。
摘要：应用多刚体力学理论,建立了挖掘机的动力学模型,为ADAMS建模提供理论基础;并用虚拟样机技术和ADAMS对挖掘机进行了动力学仿真,得到在空载挖掘下动臂、铲斗和斗杆之间的速度、加速度及角加速度等的关系。为虚拟样机技术在挖掘机中的应用奠定了基础。
关键词：虚拟样机技术,ADAMS,挖掘机,仿真
参考文献
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ADAMS动力学仿真 篇5
齿轮作为机械传动系统中的重要传动部件,其制造精度的提高具有重要意义。蜗杆砂轮磨齿机作为一种高效、高精度的齿轮精加工机床,采用滚切法原理来加工,即用蜗杆式砂轮与齿轮(工件)展成啮合的原理来磨削工件。齿轮加工中由于刀架与工件的受力而产生的刀架与工作台的跟踪误差是现在数控机床普遍存在的误差源之一,如何减小这一误差是提高机床精度的关键所在。
基于ADAMS的齿轮加工动力学仿真,对齿轮加工过程中的啮合力进行了仿真分析,为进一步分析齿轮加工过程中由于受阻力产生的跟踪误差奠定了理论基础。
1 三维实体建模及数据转换
1.1 三维实体建模
机械动力学仿真软件ADAMS(automatic dynamic analysis of mechanical systems)是对机械系统的运动学及动力学进行仿真计算的软件,集建模、计算和后处理于一体[1]。ADAMS虽然具有强大的运动学及动力学仿真能力,但是在三维建模方面相对于其他CAD软件却有所不及,特别是针对相对复杂的机械零件建模,本文采用常用的CAD软件PRO/E建立了刀架与工作台的实体模型,如图1所示。
1.2 数据转换
有两种方法可以实现PRO/E与ADAMS之间的数据转换。
1) 在PRO/E中建立好实体模型后,将模型定义为IGES,stereolithography,render等文件格式,在ADAMS中导入几何模型。
2)利用PRO/E与ADAMS的专用接口软件Mechanism/PRO进行转换。在转换过程中要注意PRO/E中建模的单位与ADAMS中定义的单位保持一致,否则会导致转换的失败。采用第一种方法进行数据转换。
2 动力学模型简化及参数设定
2.1 动力学模型简化
由于实际刀架与工作台是固定的,并且机床本身自带动平衡装置,因此在做动力学分析时可以将刀架工作台进行简化,但简化模型必须遵循以下几个原则:
1) 简化后运动副与原模型相同;
2) 在不影响机构运动的情况下,简化模型尽量简单;
3) 对于多个零件固联时,可以将这多个零件看做一个整体。
简化后的实体模型如图2所示。
将模型导入ADAMS后,在ADAMS环境下对模型进行施加约束,添加运动副,施加驱动等操作进行仿真。
2.2 参数设定
磨齿的过程可以近似的看做蜗轮齿轮的啮合过程,而齿轮在啮合过程中啮合力并不是保持不变的,而是每啮合入一个齿就产生一个脉冲力[2]。因此在定义齿轮加工过程中的作用力时可以将该力定义为接触力。在ADAMS中有两种计算接触力的方法,一种是补偿法(restitution),另一种是冲击函数法(impact)。补偿法需要确定两个参数:惩罚系数和补偿系数。惩罚系数确定两个构件之间的重合体积的刚度,补偿系数决定两个构件在接触时的能量损失。冲击函数法是根据Impact函数来计算两个构件之间的接触力,接触力由两个部分组成:一个是由于两个件之间的相互切入而产生的弹性力;另一个是由相对速度产生的阻尼力。本文采用冲击函数法来进行仿真。Impact函数值由自变量函数值决定其有无,
if s>s0 , Impact=off;if s<=s0 ,
Impact=MAX{0,K×(s0-s)e-C×dv×STEP(s,s0-d,1,s0,0)}
式中:s表示位移变量,dv表示速度变量,s0表示碰撞力激发的位移值,e表示碰撞指数,K表示刚度系数,C表示阻尼系数,d表示阻尼逐渐增大的位移值。
齿轮加工中所产生的脉冲力问题可以看做两个变曲率半径柱体撞击问题,要解决此问题可以采用Hertz静力弹性理论。
由文献[3]可以得到撞击时法向力P和变形δ关系为:
P=Kδ3/2
其中K取决于撞击物体材料和结构形状,undefined。式中undefined为齿轮碰撞刚度系数,R1,R2分别是两个齿轮接触点当量半径。由于齿轮的齿高和分度圆半径相比较小,因此变动范围不大,可近似以分度圆上的值来代替,这样的近似误差不大[4]。
对于磨齿机加工仿真,本次仿真的基本参数为:加工齿轮齿数Z=36,齿轮模数m=2.5,刀具与加工齿轮的中心距d=170mm,杨氏模量E1=E2=2.07e+5N/mm2,泊松比γ1=γ2=0.29。由公式undefined算得K=15.8762e+ 5N/mm3/2。碰撞指数e为1.5,由于阻尼力贡献较小,本次仿真C为0。
3 仿真控制与计算分析
3.1 仿真控制
仿真控制是决定仿真计算的类型、仿真时间、方程步数和仿真步长等信息,仿真控制有两种方式,一种是交互式,另一种是脚本式。交互式是普通的方式,它可以完成多数的仿真,脚本控制不仅能完成交互式的所有功能,还能完成一些特殊功能。本文采用脚本式控制仿真中的simpe run控制,其动画仿真如图3。
3.2 仿真分析
磨齿机的一般工作转速是4000r/min和5000r/min,这里对这2种转速下对齿轮加工啮合力在时域和频域下进行分析。设置仿真时间t=0.5s,STEP=800。在 4000r/min时,受力与转矩图如图4,在5000r/min时,受力与转矩图如图5。
4 结论
由以上仿真分析可以看出:磨齿机在加工过程中由于刀具与齿轮间的作用力以及产生的转矩都在某一值周围上下波动且呈现周期性,并且已经成为了影响刀架、工作台电动机转动的不可忽略的因素。从图4和图5中可以看出,在4000r/min时受力及转矩相对于5000r/min时较为平缓,特别是转矩在5000r/min时有较大的波动。这与磨齿机在这两种转速下加工精度受到影响的实际情况是相符合的。证明了以上建立的数学模型及参数选择是正确的,为今后解决减小跟踪误差建立了理论依据。
参考文献
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[2]李金玉,勾志践,李媛.基于ADAMS的齿轮啮合过程中齿轮力的动态仿真[J].设计与研究,2005(1):15-17.
[3]龙凯,程颖.齿轮啮合力仿真计算的参数选取研究[J].计算机仿真,2002(6).
ADAMS动力学仿真 篇6
齿轮传动是机械传动中最重要、应用最广泛的传动之一,其中汽车变速箱齿轮在承受载荷和传动动力的过程中常会遇到变形、振动、噪音、断裂等情况,而变速箱齿轮的运动平稳性和其运动形式有着直接的关系,因此,有必要对齿轮系统进行运动学和动力学仿真分析,对齿轮系统的可靠性设计、故障诊断具有重要作用[1~3]。
本文采用Solid Works和ADAMS联合建立变速箱的齿轮模型,ADAMS是虚拟样机分析软件,具有强大的动力学仿真功能,但其几何建模却有很多不足之处,有必要利用CAD(Solid Works等)软件建模来解决这个问题。利用Solid Works对齿轮系统进行三维实体建模,将其装配模型导入到ADAMS软件中形成虚拟样机模型,然后对虚拟样机模型进行运动学和动力学仿真,获得其转速特性曲线,为分析齿轮的平稳运动提供参考依据。
1 齿轮系统虚拟样机模型建立
1.1 齿轮三维实体模型建立
目前流行于工业界的CAD/CAM软件有很多[4],如Solid Works、Pro/E、UG,CATIA,但是基于Windows的Solid Works充分利用了具有广泛群众基础的Microsoft Windows图形用户界面,具有强大的三维机械设计功能。其中灵活的操作方式和面向对象的操作特点,成为新一代的机械设计软件,它全面采用非全约束的特征建模技术,为设计师提供了极强的设计灵活性。齿轮的一些基本参数(如齿数、模数、压力角以及齿宽等),如表1所示。
根据齿轮设计的指标和参数,在三维软件Solid Works里利用拉伸、切除、旋转等命令进行零件的三维建模,然后进行装配,如图1所示。
1.2 齿轮的虚拟样机模型建立
齿轮的虚拟样机模型建立采用ADAMS软件实现。建立完三维装配模型导入到ADAMS中,其中ADAMS与Solid Works共同支持的三种主要图形交换格式分别是STEP格式、IGES格式和Parasolid格式,在图形文件交换时采用Parasolid格式可以防止数据丢失,这对仿真结果的正确性和有效性有重要的影响[5]。齿轮三维模型以Parasolid格式导入ADAMS/View后,如图2所示。
齿轮仿真系统建立步骤如下:
1)首先分别在大小齿轮上选择命名零件名称,即可以自己定义零件的名称。
2)添加零件的材料属性,根据齿轮的材料可选择钢;添加重力,为了模拟真实环境。
3)零件之间的添加约束关系(移动副,转动副,铰接,球接,固定),如在轴上转动副。
4)施加齿轮副,在几何建模工具集,选择标记工具图标,设置速度标记,即定义齿轮啮合点;在齿轮轴上添加驱动力。
5)在调整之前打开ADAMS/View的自检结果表是非常重要的,可知道模型内零件信息和零件之间的约束关系,检查所添加的约束关系和自由度是否正确,通过检验,该模型具有自由度。
2 齿轮系统运动学和动力学仿真
齿轮虚拟样机系统在运动过程,按照ADAMS中的运行过程函数所实现的运动,假设系统所要实现的输出运动为:驱动轴(小齿轮)的角速度40deg/s。齿轮之间传动比8:5,按照ADAMS的运行过程函数,可以在驱动轴上设置40d*time。
在进行运动学仿真可获得大小齿轮的角速度,如图3所示,大小齿轮角速度分别为40(deg/s)和25(deg/s),可以看出与数学计算出的角速度是一致的;再进行动力学仿真可获得大小齿轮与轴之间的作用力,如图4所示,分别为24.6N和8.5N。
3 结论
变速箱齿轮系统的运动学和动力学仿真,对齿轮系统的可靠性设计、故障诊断具有重要作用。通过仿真曲线结果可以获得齿轮的角速度和驱动力的大小,对改善机械传动系统动力学性能和关键零部件设计起到重要指导作用,同时为变速箱齿轮动态特性优化设计提供理论指导,也为进一步的产品优化设计提供依据。
参考文献
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[4]袁文武,蔡慧林,任刚.基于UG和ADAMS的齿轮啮合动力学仿真[J].煤矿机械,2010,31(2):40-42.
ADAMS动力学仿真 篇7
虚拟模型技术是一项新兴的工程技术,借助于这项技术,工程师们可以在计算机上建立机械系统的模型,伴之以三维可视化处理,模拟在现实环境下系统的运动和动力特性,并根据仿真结果优化系统的设计。然而这一领域的每一种软件都有其功能强大的一面,也有欠缺的一面,很难用一种单一的软件独立完成整个仿真过程。例如Pro/E有强大的三维实体建模功能,但其精确的运动学及动力学仿真能力却比较弱;ADAMS的运动学及动力学仿真功能最为强大,但是对于复杂模型的实体建模能力却与Pro/E相去甚远,还有对于复杂柔性体的构建,又远不及ANSYS;ANSYS具有强大的柔性分析能力,但它的三维造型功能和Pro/E相比又有很大差距,并且它只能进行结构分析。针对这种情况,本文探讨了如何使用这3大软件进行联合仿真的方法,并且以曲柄滑块机构为例,采用联合仿真手段分析,得出了柔性连杆及摩擦使得曲柄响应速度变慢的结论,该结论与文献[1]用数值方法得出的结论一致。
1 用联合仿真手段建立虚拟样机模型技术的关键点
机构的三维实体模型均在Pro/E中建立并装配,然后将装配好的模型导入ADAMS生成刚性体机构;柔性体构件则采用有限元软件ANSYS通过模态分析生成MNF中性文件后,导入ADAMS,并替换掉相应的刚性体部件,最终生成具有刚性和柔性耦合的机构模型,样机建立流程如图1所示。下面将着重阐述这3大主流软件联合仿真技术的关键点。
1.1 Pro/E与ADAMS的连接
此二者之间的数据传输较为简单,具体步骤如下:①用Pro/E建立机构简图,进行运动方案设计;②在Pro/E环境中建立各构件的三维实体模型并装配;③将装配好的模型另存为抛物面(x-t)格式;④在ADAMS/View工作环境中选择Import into,在导入文件类型中选择Parasolid,指定装配体的(x-t)格式文件,即可导入ADAMS。
此外还可以用二者之间的专用接口程序mechpro2005来转换,但是该接口程序目前只能用于ADAMS 2005版和Pro/E 2.0版之间,对于新版软件不支持,使其应用受到限制,故不推荐使用。
1.2 Pro/E与ANSYS的连接
目前在这两个软件之间的数据转换主要有两种方法:通过中间数据格式进行转换以及通过专门接口软件进行直接转换。
1.2.1 通过中间数据格式进行转换
在Pro/E中将建立的PRT文件另存为IGES文件,通过IGES格式进行这两个软件之间的数据转换。但是如果在Pro/E中建立的模型特征过多或结构过于复杂,那么生成的IGES文件会不完整,在输入ANSYS以后会造成分析结果的不准确,因此这种格式的应用受到了限制。
1.2.2 通过专门接口软件进行直接转换
直接数据转换的好处是可以方便地修改模型,可以分体划分网格,这些对于ANSYS后处理都是很有帮助的。但是ANSYS在默认的情况下是不能直接将Pro/E中的PRT文件直接进行转换的,必须通过相应的配置设置来激活该接口软件使其正常工作。配置的整个过程如下:开始→程序→ANSYS 10.0→Utilities→ANS-ADMIN,进入ANSYS管理器;选择configuration options,单击“OK”确定,在配置对话框中选择configure connection for Pro/E→OK;接下来出现的对话框中有两个选项,其中ANSYS Product选ANSYS Multiphysics,Graphics Device Name选Win32,点“OK”确定;接着出现Pro/Engineer Installation Path(输入Pro/E安装路径)和Language used with Pro/Engineer(选usascii),单击“OK”完成连接。完成后在Pro/E菜单中出现ANSYSGeom10.0,证明连接成功。
接口配置完成后,就可以使用以下两个方案实现数据转换:①使用ANSYS直接导入Pro/E模型数据:打开ANSYS,在点击“File →Import→ Pro/E”后出现的对话框中填入正确的prt文件名,然后点“OK”即可完成输入,此操作要求被打开的prt文件必须在Pro/E的工作目录中,或者Pro/E与ANSYS有相同的工作目录,否则会出现找不到anf文件的错误;②使用anf文件导入模型数据:打开Pro/E后,新建或者打开一个prt文件(可以不必输入材料特性),点击菜单“ANSYSGeom”, 就会自动启动ANSYS进行模型转换,转换过程中Pro/Engineer会在自身的工作目录下生成一个后缀名为.anf的文件,anf文件记录了模型的特征数据,是ANSYS导入数据的标准格式之一,只要生成了anf文件,以后就不需要再同时打开Pro/Engineer和ANSYS两个大型软件了,通常的做法是运行ANSYS,从菜单“File→ Read input from”中选择该文件,即可完成模型的输入。
1.3 ANSYS与ADAMS的连接
Pro/E生成的三维实体模型经过以上步骤导入到ANSYS以后,要在ANSYS里柔性化(模态分析)后再导入ADAMS,作为多柔体机构的柔性部件。这一环节的关键步骤有两个,现分述如下:
1.3.1 在ANSYS中生成ADAMS中的柔性体模态中性文件(.mnf文件)
进入ANSYS程序,导入柔性体模型,选择适当的单元类型来划分单元。在柔性体的转动中心(与刚性体的联接处)必须有节点存在,并使用刚性区域处理此节点(外部节点)与其周围的节点。点击主菜单的solution→connection to ADAMS,选择外部节点,在弹出的对话框中选择单位系统,点击Solve and create export file to ADAMS,即可生成ADAMS程序所需要的模态中性文件。
1.3.2 柔性体模态中性文件的导入及后续处理
在ADAMS/View中使用ADAMS/Flex生成柔性体进行仿真的步骤如下:①读入模态中性文件,生成柔性体;②在柔性体上施加约束和作用力;③对柔性体进行设置,设置内容包括:模态成分、阻尼率、惯性组成、初始条件等;④调用ADAMS/Solver进行仿真并观察仿真结果。
2 应用举例——曲柄滑块机构联合仿真分析
选用如图2所示机构,已知:曲柄长R=0.35 m,曲柄质心距O点距离e=0.1 m,曲柄质量mOA=2.2 kg,曲柄对O轴的转动惯量IO=0.052 kg·m2;连杆长l=1.40 m,横截面积s=2.25×10-4 m2,横截面对中性轴的惯性矩I=9.49×10-9 m4,密度ρ=7 800 kg/m3,弹性模量E=2.1×1011 Pa;滑块质量mB=2.1 kg,转动副O、A、B和滑移副的摩擦均为粘性摩擦,其粘性摩擦系数分别为f1=f2=f3=8×10-3 N·m·s/rad,f4=0.1 N·s/m;曲柄扭矩τ=[115sin3(2πt)+68] N·m,滑块上的作用力f=[75×sin3(2πt)+70] N。下面通过Pro/E、ANSYS、ADAMS三者联合仿真来分析机构的响应。其具体步骤如下:
(1)在Pro/E下建立曲柄、滑块和连杆的实体模型,装配并保存为x-t格式,见图3。
(2)启动ADAMS读入x-t格式,将刚性体机构模型导入ADAMS,见图4。
(3)启动ANSYS读入在Pro/E下生成的.anf文件,即将柔性构件(连杆)导入ANSYS,定义材料类型属性等参数,划分网格,并计算,生成MNF文件,见图5。
(4)在ADAMS环境下读入MNF中性文件导入柔性体构件(连杆)并替换掉刚性连杆。
(5)定义约束、载荷、摩擦等,样机模型见图6。
(6)设置仿真参数,运行仿真。
(7)观察记录仿真结果。
经过以上步骤,最后得到考虑连杆柔性和各运动副粘性摩擦情况下的曲柄转角的响应曲线如图7所示的曲线1,考虑连杆柔性而不考虑各运动副粘性摩擦情况下所得到的曲柄转角的响应曲线如图7所示的曲线2,刚性连杆且不考虑运动副粘性摩擦的情况所得到的曲柄转角的响应曲线如图7所示的曲线3。图8为文献[1]中给出的曲柄转角响应曲线。
从图7和图8中均可以看出:曲线1和曲线2位于曲线3的下方,这说明连杆的柔性和运动副的粘性摩擦均使得曲柄的转速变慢。当连杆的柔度和运动副的粘性摩擦系数都很大时,这种影响将变得更为显著。所以在建立具有大柔度连杆和大粘性摩擦的曲柄滑块机构的动力学数学模型时,必须考虑连杆的柔性和运动副的粘性摩擦。比较图7和图8可以看出,本文得出的仿真曲线与文献[1]中由数值计算得出的曲线是一致的。
3 结束语
通过三维CAD绘图软件Pro/E、有限元软件ANSYS、多体动力学仿真软件MSC.ADAMS的联合仿真,对曲柄滑块机构曲柄的响应分析的结果与文献[1]用数值分析所得的结果基本一致,证明了此种仿真手段的可行性和准确性。
摘要：阐述了用三维CAD绘图软件Pro/Engineer、有限元软件ANSYS、多体动力学仿真软件MSC.ADAMS联合仿真的关键技术;建立了考虑连杆柔性和运动副粘性摩擦的曲柄滑块机构的虚拟样机模型,对其进行动力学仿真,验证了连杆柔性和运动副粘性摩擦使得曲柄响应速度变慢。
关键词：刚柔耦合,虚拟样机,联合仿真,柔性体,粘性摩擦,曲柄滑块机构
参考文献
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