基于adams的摆杆输送机动力学仿真分析

基于adams的摆杆输送机动力学仿真分析

0u形摆杆分散剂工作线支架臂收割机广泛应用于大型车辆的前处理和电泳线上。其中，u型支架臂收割机（见图1）是最成熟、最优点的，它可以避免支架臂收割机在运行过程中污染车身和槽液。运行速度快，设置范围广，安装方式灵活。入学和出口的角度非常大，这可以减少设备的长度和投资。U形摆杆输送机主要由摆杆、驱动站、张紧装置、回转装置、链条和轨道等组成.工作原理为:链条布置在槽区两侧,摆杆的两端轴分别与槽区两侧的链条铰接在一起,每2个摆杆为1组,每组摆杆输送1个工件,链条在驱动电机的带动下牵引摆杆沿特定的轨道运行,完成工件前处理和电泳等工序.在涂装工作线前端,工件不断上线;在涂装工作线尾端,完成涂装的工件不断下线,空摆杆仍然在链条的带动下沿设备下部的摆杆返回轨道,平放着返回涂装工作线前端,周而复始.某卡车白车身U形摆杆输送机涂装工作线见图2.U形摆杆输送机在工作时,通常通过位于涂装工作线尾端的单驱动电机带动整条输送链运行,但由于整条输送线上链条、摆杆和工件的数量巨大,摆杆和工件在不同位置时的受力状态各不相同,且系统受槽区液体对摆杆和工件的流体阻力以及链条与固定轨道的摩擦阻力等因素的影响,所以很难定量地判断出整体系统运行所需驱动力的大小;链条在轨道中运行时,链节间的相互作用力应始终体现为拉力且无压力,否则链条在轨道中容易卡死,并且最大拉力也要满足链节的承载能力;另外,如何为U形摆杆和轨道等构件的刚度、强度、疲劳和磨损等静力学分析提供合理的载荷边界条件,也是非常复杂的难题之一.以往对于摆杆输送机的整体设计往往凭借经验或感觉,没有任何理论或计算分析依据,容易造成要么设计过度而导致浪费,要么设计不足而导致故障.本文使用Adams对摆杆输送机的工作过程进行动力学仿真分析.由于整条输送线上链条、摆杆和工件的数量巨大,仅靠传统的手动方法进行装配和设定条件不可行.在建模过程中,引入Adams脚本语言建模的方法,通过特定的循环规律,自动完成摆杆输送机整体系统的轨道、链条、摆杆和工件之间的装配约束与载荷边界条件的设定等.在分析过程中,考虑槽液对工件流体阻力的影响,并建立链条和摆杆与轨道间的库伦摩擦力模型、关键铰接位置的阻尼效应等,使分析模型更符合真实情况.最终通过对某卡车白车身涂装过程正常的满载工况和全上坡工况的仿真分析,分别得到运行过程中链条所需驱动力、链节之间相互作用力和对摆杆输送机关键部位进行静力学分析的载荷边界条件等,为摆杆输送机的整体设计提供参考.1摆杆输送机工作原理及仿真分析某摆杆输送机整条线上约有1600个链节,166根摆杆,满载工况下会有42个工件(车身与滑撬组合).装配关系为:链节之间、链节与摆杆之间、摆杆与工件之间均为铰接约束;链条在驱动力带动下沿固定轨道运行,固定轨道可简化为一条与大地相连的样条曲线,而链节在固定轨道中的运动也可以简化为Adams中的点线约束.摆杆输送机主要装配示意见图3.由于链节、摆杆和工件的数量较多,装配到一起会造成计算矩阵过大,导致计算时间过长或无法得到稳定收敛解等.摆杆输送机的工作过程主要分为上链车身涂装过程和下链空摆杆的返回过程2个阶段,可以考虑将摆杆输送机的工作原理与Adams的特点相结合,也将摆杆输送机的整体分析分为下链摆杆返回过程的动力学仿真分析和上链车身涂装过程的动力学仿真分析2个部分,达到减小分析规模的目的.先对下链摆杆返回过程进行动力学仿真分析,得到下链运行所需的驱动力条件;再将其作为负载条件加到上链车身涂装过程的动力学仿真分析中,得到摆杆输送机整体运行的驱动力条件,完成摆杆输送机整体动力学仿真分析.由于摆杆输送机左右对称,可以仅分析单侧,摆杆的质量、工件的质量、上链车身涂装过程中槽液对工件的流体阻力等均取真实值的一半,计算得到的链条驱动力也仅为单侧的大小,该值乘以2倍后才是摆杆输送机所需的真实驱动力.2模拟分析模块2.1建立模型及求解下链动力学分析模型包含940个链节、82根摆杆、1条链条导轨样条曲线、1条摆杆返回导轨样条曲线.采用循环语句控制的Adams脚本语言自动建模方法,具体流程为:(1)导入链条导轨的曲线关键点和摆杆返回导轨的曲线关键点;(2)创建链条导轨样条曲线和摆杆返回导轨的样条曲线;(3)导入链节和摆杆等三维CAD模型,设定各自质量等;(4)创建链节之间、链节与摆杆之间的铰接约束;(5)创建链节与链条导轨样条曲线间的点线约束以及摆杆与摆杆返回导轨样条曲线间的点线约束;(6)在链节上施加与链条导轨间的摩擦阻力,在摆杆上施加与摆杆返回导轨间的摩擦阻力;(7)在链条尾端施加重锤张紧力,在链条前端施加速度驱动,设定分析条件求解计算.下链动力学分析模型见图4.施加链节与链条导轨间的摩擦阻力以及摆杆与摆杆返回导轨间的摩擦阻力时采用库伦摩擦力模型.对于动摩擦,摩擦力与支持力大小、摩擦因数和运动方向等有关,根据分析得到x方向摩擦力分量fx(t)和y方向摩擦力分量fy(t)的计算公式,fx(t)=ABS(FN,y(t))×μ×IF(vx(t):1,0,−1)(1)fy(t)=ABS(FN,x(t))×μ×IF(vy(t):1,0,−1)(2)fx(t)=ABS(FΝ,y(t))×μ×ΙF(vx(t):1,0,-1)(1)fy(t)=ABS(FΝ,x(t))×μ×ΙF(vy(t):1,0,-1)(2)式中:FN,x(t)为支持力x方向分量实时测量值;FN,y(t)为支持力y方向分量实时测量值;ABS()为Adams绝对值函数;μ为摩擦因数;vx(t)为速度x方向分量实时测量值;vy(t)为速度y方向分量实时测量值;IF()为Adams判断取值函数.下链动力学分析模型主要参数见表1.2.2全u3000精密度的仿真分析在得到下链动力学分析模型的驱动力条件后,就可将该驱动力条件作为负载条件加到上链动力学分析模型中.根据工件的搭载情况,上链动力学分析模型可分为正常的满载工况和全上坡工况.满载工况指上链车身涂装过程中每组摆杆组上均搭载有工件,是摆杆输送机正常工作时的工况;全上坡工况指只有在槽区上坡或水平位置的摆杆组上搭载有工件,槽区下坡位置的摆杆组上均不搭载工件的工况.处于下坡位置的摆杆组上搭载有工件时,对后部输送线的前行有一定的拖动作用,会适当降低对驱动力的要求;反之,当处于下坡位置的摆杆组上均不搭载工件时,对整条输送线的驱动力要求最高,全上坡工况也就成为驱动力最恶劣的工况.满载工况上链动力学分析模型包含800个链节、84根摆杆、42个工件、1条链条导轨样条曲线,也采用循环语句控制的Adams脚本语言自动建模方法,具体流程与建立下链动力学分析模型类似,满载工况上链动力学分析模型见图5.对于全上坡工况模型的建立,只需将满载工况模型中位于槽区下坡位置的工件删除即可.在上链动力学分析模型中,链节与链条导轨间摩擦阻力的施加方法与下链动力学分析模型相同.在初期分析过程中发现,如果系统无任何阻尼存在,计算得到的链条驱动力曲线出现高频振荡现象.经查看仿真结果发现,在整体运行过程中,工件和摆杆组成的系统产生类似单摆振动的现象,经多个工位叠加后使链条驱动力产生明显振荡现象.因此,在最终分析过程中,在所有关键铰接的约束位置添加旋转阻尼,通过对实际阻尼作用效果的近似模拟来抑制该振荡.旋转阻尼位置见图6.槽液对工件流体阻力的施加采用阶跃函数的方法,即工件未进入槽液前所受流体阻力大小始终为0;从进入槽液开始到完全进入槽液所受流体阻力大小由0增大到定值;完全在槽液中运动时所受流体阻力大小始终为定值.反之,从槽液中离开时所受流体阻力大小又由定值减小为0,在运动过程中所受流体阻力方向始终为工件运动的反方向.根据工件在y方向的位置和槽液y方向的高度,得到工件所受流体阻力Ff(t)=STEP(Y(t),H1,Fmax,H2,0)(3)Ff(t)=SΤEΡ(Y(t),Η1,Fmax,Η2,0)(3)式中:Y(t)为工件y方向上坐标的实时测量值;H1为工件完全进入槽液时y方向上的坐标;Fmax为工件在槽液中运动所受最大流体阻力定值;H2为工件将要进入槽液时y方向上的坐标;STEP()为Adams阶跃函数.上链动力学分析模型主要参数见表2.用FLUENT对工件在槽液中运动过程进行流体动力学仿真分析,得到表2中工件所受最大流体阻力值.3计算结果和分析3.1条线路所需应力对比下链动力学仿真分析时间步长为0.1s,计算总时间为27.5s,链条运行1.65m,下链动力学分析链条驱动力曲线见图7,可知,在下链空摆杆返回运行过程中,链条所需驱动力变化波动不是很大,所需最大驱动力约为17500N.将该值作为上链动力学分析的负载条件,加入到上链动力学分析中.3.2摆杆整体稳定性分析分别进行满载工况和全上坡工况的动力学仿真分析,分析时间步长为0.1s,计算总时间为80s,链条运行4.8m.满载工况下上链动力学分析得到的链条驱动力曲线见图8,包含系统无阻尼和有阻尼2种情况的结果.可知,模型在无阻尼情况下,计算得到的链条驱动力振荡非常大,与真实的物理现象明显不符.查看仿真结果动画可知,此时2根摆杆与1个工件组成的单自由度系统在动力学分析过程中产生类似单摆振动的现象,并且振动频率与链条驱动力曲线的振荡频率一致.该振动效果经大量的摆杆与工件组成系统累积后,最终明显反映在输出链条驱动力曲线的振荡效果上.在下链动力学分析过程中,由于摆杆的返回过程始终被约束在导轨内,系统的自由度为0,无振动现象产生,也就不存在输出的链条驱动力曲线振荡的现象.为抑制在上链动力学分析过程中产生的振荡现象,经研究发现,按图6所示方法给模型加上阻尼后,链条驱动力振荡现象得到较好的抑制,对比效果见图8.在之后的全上坡工况仿真分析过程中,也给模型加上阻尼,全上坡工况下上链动力学分析得到的链条驱动力曲线见图9.分别将满载工况和全上坡工况运行过程中链节之间的相互作用力进行输出,可知,链节之间的相互作用力在分析过程中始终体现为拉力而非压力,最大拉力发生的位置靠近驱动装置,且数值大小接近于链条的最大驱动力.两种工况中链节之间的最大相互作用力为135.4kN,远小于链节的拉断载荷315kN,因此,链节之间的相互作用力满足摆杆输送机的设计要求.摆杆输送机其他关键构件的受力状态等也可以根据动力学仿真分析得到.由分析结果可知,每2组摆杆与1个工件的组合中,前、后摆杆主要承受工件重力的作用,承受合力的大小等于工件的重力;而前、后摆杆单独承载大小随工件的位置形态变化而变化,单根摆杆的承载在工件重力的10%～90%变化.链节对轨道的压力也可以根据动力学仿真结果找到最大值及其发生的位置.因此,可以根据动力学仿真分析的结果,获得对摆杆输送机其他主要构件(摆杆、轨道等)进行刚度、强度、疲劳和寿命等结构静力学分析的载荷边界条件.下链动力学仿真分析和上链动力学仿真分析每个工况所需链条最大驱动力、链节之间的最大相互作用力和链节对轨道最大压力结果统计见表3.由于之前采用对称模型的一半进行分析,在最终统计数据时,将单侧的分析结果乘以2倍后得到摆杆输送机整体的分析结果.由结果可知,全上坡工况的各项结果始终大于满载工况的各项结果,与之前的分析结果一致,符合实际情况.4摆杆整体