基于氣動(dòng)驅(qū)動(dòng)的多級(jí)伸縮桿系統(tǒng)設(shè)計(jì)

□ 高宏偉 □ 劉積宏 □ 林科祿

西安電子科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院 西安 710071

1 研究背景

所謂伸縮機(jī)構(gòu)，是指總長度能夠沿著某個(gè)直線方向發(fā)生伸展或收縮的一種機(jī)構(gòu)。按照驅(qū)動(dòng)介質(zhì)的不同，可以將伸縮機(jī)構(gòu)分為液壓驅(qū)動(dòng)伸縮機(jī)構(gòu)、旋轉(zhuǎn)伸縮機(jī)構(gòu)及平行四邊形鉸接伸縮機(jī)構(gòu)等［1］。

氣壓傳動(dòng)技術(shù)以壓縮空氣為工作介質(zhì)和動(dòng)力源，實(shí)現(xiàn)能量或信號(hào)傳遞。氣動(dòng)技術(shù)不但在尖端的科研技術(shù)領(lǐng)域得到一定應(yīng)用［2-3］，而且也進(jìn)入了微電子、農(nóng)林、生物技術(shù)等領(lǐng)域［4-5］，正發(fā)揮著越來越重要的作用。

氣動(dòng)技術(shù)的應(yīng)用歷史悠久，但是目前針對(duì)氣動(dòng)式伸縮機(jī)構(gòu)的研究卻較少。氣動(dòng)驅(qū)動(dòng)伸縮機(jī)構(gòu)基本原理與液壓驅(qū)動(dòng)伸縮機(jī)構(gòu)相似，但液壓傳動(dòng)工作穩(wěn)定性較差，噪聲較大，且還要考慮密封問題，因此在較大結(jié)構(gòu)的伸縮機(jī)構(gòu)上應(yīng)用較少。

相比電氣傳動(dòng)、液壓傳動(dòng)及機(jī)械傳動(dòng)，氣壓傳動(dòng)具有以下優(yōu)點(diǎn)［6］：① 工作介質(zhì)為壓縮空氣，容易獲得，使用之后可以排放至大氣中，處理方便，與液壓傳動(dòng)相比，不需要設(shè)計(jì)回油裝置；② 與液壓傳動(dòng)相比，氣壓傳動(dòng)反應(yīng)速度快，維護(hù)簡(jiǎn)單，工作介質(zhì)清潔；③環(huán)境適應(yīng)性好，尤其適用于多粉塵、易燃、易爆、強(qiáng)磁及振動(dòng)等條件惡劣的環(huán)境中，外泄漏不會(huì)發(fā)生環(huán)境污染，適合在食品、紡織、印刷、輕工及精密檢測(cè)等行業(yè)中使用。

筆者基于氣動(dòng)驅(qū)動(dòng)設(shè)計(jì)了一套多級(jí)伸縮桿系統(tǒng)，這一系統(tǒng)的伸縮桿展開長度約3.5 m，回收后長度約0.35 m，可將約1.5 kg質(zhì)量的載荷在1～2 s內(nèi)推送出去，在10 s內(nèi)回收。

2 系統(tǒng)設(shè)計(jì)

多級(jí)伸縮桿系統(tǒng)工作原理如圖1所示，包括伸縮筒、固定筒、牽引鋼絲繩、牽引輥、控制閥、氣缸及氣泵等。

▲圖1 多級(jí)伸縮桿系統(tǒng)工作原理圖

當(dāng)伸縮桿工作時(shí)，直流充氣泵向氣缸輸入氣體。氣缸內(nèi)產(chǎn)生一定的壓力后，關(guān)閉氣泵，打開氣缸與伸縮桿間的控制閥，使氣缸內(nèi)的氣體進(jìn)入伸縮桿，以此來驅(qū)動(dòng)伸縮桿伸展?？梢姡炜s桿的伸展過程實(shí)質(zhì)就是氣缸放氣過程。當(dāng)伸縮桿結(jié)束工作之后，通過回收系統(tǒng)將伸縮桿收回。采用回收系統(tǒng)時(shí)，啟動(dòng)電機(jī)，帶動(dòng)齒輪及離合器工作，通過鋼絲繩實(shí)現(xiàn)伸縮桿回收。鋼絲繩一端固定在牽引輥上，另一端固定在第13節(jié)伸縮筒的尾端。

3 伸縮桿系統(tǒng)建模與放氣時(shí)間計(jì)算

將圖1所示多級(jí)伸縮桿系統(tǒng)簡(jiǎn)化為等效模型，如圖2所示。

不工作時(shí)氣缸內(nèi)氣體的狀態(tài)參數(shù)包括氣缸內(nèi)腔氣體體積Va、氣缸內(nèi)氣體質(zhì)量M1、氣缸內(nèi)氣體初始溫度T1、氣缸內(nèi)氣體初始?jí)簭?qiáng)p1。工作時(shí)氣缸內(nèi)氣體的狀態(tài)參數(shù)相應(yīng)變?yōu)镸a、Ta、pa，伸縮桿內(nèi)氣體的狀態(tài)參數(shù)相應(yīng)為 Vb、Mb、Tb、pb。 控制閥截口的有效面積為 Au。

▲圖2 多級(jí)伸縮桿系統(tǒng)等效模型

進(jìn)行如下假設(shè)［7］：① 氣體為理想氣體，大氣壓為p；②氣缸、伸縮桿與外界沒有氣體泄漏；③ 氣體流過控制閥截口的流動(dòng)是穩(wěn)定的一元流動(dòng)；④氣缸的排氣過程是一個(gè)等熵過程，即氣體與外界的熱交換可以忽略。

根據(jù)熱力學(xué)第一定律，可得：

式中：dQ為系統(tǒng)內(nèi)氣體通過容器壁與外界交換的熱量；i1為從氣源流進(jìn)系統(tǒng)1 kg氣體所帶進(jìn)的能量，即氣源氣體的比焓；dM1為從氣源流進(jìn)系統(tǒng)的氣體質(zhì)量；dU為系統(tǒng)內(nèi)氣體的內(nèi)能變量；dW為系統(tǒng)內(nèi)氣體所作的膨脹功，包括伸縮桿的動(dòng)能及摩擦力所作的功；i為流失1 kg氣體所帶走的能量，即流失氣體的比焓；dM為同一時(shí)間內(nèi)從氣缸流出的氣體質(zhì)量。

根據(jù)氣缸工作過程中容腔的氣體壓強(qiáng)變化特性，同時(shí)考慮到伸縮桿系統(tǒng)內(nèi)的氣壓遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于外界大氣壓，因此可忽略外界氣壓及每節(jié)伸縮桿間的摩擦力影響，將系統(tǒng)簡(jiǎn)化為如圖3所示模型。

▲圖3 多級(jí)伸縮桿系統(tǒng)進(jìn)一步簡(jiǎn)化模型

氣缸只放氣不充氣，則有 dQ=0，dM1=0，內(nèi)能為：

式中：cV為定容比熱；cp為定壓比熱，cp與cV滿足cpcV=R，cp/cV=k，R為氣體常數(shù)，k為氣體比熱比。

容積膨脹功為：

氣缸內(nèi)氣體流出帶走的能量為：

將式（2）～式（4）代入式（1），得：

將 cV=R/（k-1）、dMa=-dMa、paVa/Ma=RTa代 入 式（5），化簡(jiǎn)得：

則氣缸內(nèi)氣體的流量方程為：

由此可以得到氣缸的壓強(qiáng)變化方程為：

由于Qm=dMb/dt，Qm為筒內(nèi)氣體質(zhì)量隨時(shí)間的變化值，求導(dǎo)得：

同理可得伸縮桿的壓強(qiáng)變化方程為：

由于放氣過程較快，氣缸與伸縮桿內(nèi)的氣體來不及與外界進(jìn)行熱交換，因此可以看作絕熱過程，氣體的溫度變化為：

設(shè)圖3中伸縮桿的最左端為坐標(biāo)原點(diǎn)，則氣缸與伸縮桿的體積變化為：

由此可得氣缸的排氣方程為：

伸縮桿的充氣方程為：

氣缸放氣的仿真參數(shù)如下：氣缸體積為5.4×10-3m3，放氣口直徑為6 mm，氣缸初始?jí)簭?qiáng)為490 kPa，大氣壓強(qiáng)為101.3 kPa，氣缸初始溫度為291 K，伸縮桿等效直徑為50 mm，伸縮桿質(zhì)量為3 kg，氣體常數(shù)為287.1 J/（kg·K），氣體比熱比為1.4。 將各參數(shù)代入式（12）、式（13），利用MATLAB軟件得到如圖4所示兩條曲線。

由圖4可以看出，氣缸內(nèi)壓強(qiáng)和伸縮桿內(nèi)壓強(qiáng)在1.33 s后趨于穩(wěn)定，說明伸縮桿的放氣理論時(shí)間為1.33 s，即伸縮桿完成伸展過程需要1.33 s。

4 伸縮桿伸展過程數(shù)值模擬

4.1 模擬假設(shè)

氣缸放氣過程中所涉及的動(dòng)力學(xué)及熱力學(xué)問題十分復(fù)雜，對(duì)氣缸放氣過程進(jìn)行完全數(shù)學(xué)模擬是十分困難的。因此，為了能夠順利對(duì)氣缸放氣過程進(jìn)行仿真，做了一些基本假設(shè)：①氣體是理想氣體；②在氣缸放氣過程中，氣缸及伸縮桿中的氣體和外界不進(jìn)行熱量交換；③設(shè)定氣缸與伸縮桿內(nèi)壁溫度保持不變，始終為18℃。

4.2 幾何建模

鑒于氣缸與伸縮桿均為軸對(duì)稱結(jié)構(gòu)，建立如圖5所示的整個(gè)多級(jí)伸縮桿系統(tǒng)幾何模型。

▲圖4 MATLAB仿真曲線

▲圖5 多級(jí)伸縮桿系統(tǒng)幾何模型

4.3 仿真結(jié)果

排氣口處質(zhì)量流量變化曲線如圖6所示。

▲圖6 排氣口處質(zhì)量流量變化曲線

由圖6可以看出，排氣口處的質(zhì)量流量伴隨放氣時(shí)間的延長而不斷減小。在數(shù)值模擬開始階段，質(zhì)量流量的變化梯度很大。伴隨著氣缸內(nèi)部氣體逐漸減少，質(zhì)量流量的變化梯度也逐漸變小。在氣缸放氣剛開始時(shí)，排氣口處的質(zhì)量流量大約為25.1 g/s。放氣到1.8 s時(shí)，排氣口處的質(zhì)量流量大約為0.2 g/s。之后，質(zhì)量流量接近于0，說明伸縮桿伸展過程模擬時(shí)間為1.81 s。

5 伸縮桿最大變形分析

多級(jí)伸縮桿系統(tǒng)應(yīng)用的對(duì)象主要是車輛，不平的路面對(duì)車輛產(chǎn)生的振動(dòng)會(huì)對(duì)伸縮桿的性能產(chǎn)生影響。通過構(gòu)建伸縮桿模型，將路面不平度的隨機(jī)激勵(lì)作為輸入激勵(lì)，對(duì)振動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行分析，得出伸縮桿性能所受的影響，并對(duì)伸縮桿結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。

5.1 車輛振動(dòng)模型

車輛的振動(dòng)主要是豎直方向的振動(dòng)，由路面不平度與車輛懸掛系統(tǒng)之間相互作用所引起。此外，車輛還會(huì)產(chǎn)生橫向振動(dòng)，主要來自于側(cè)甲板等附件的激勵(lì)，如主動(dòng)輪、托帶輪、誘導(dǎo)輪等［8］。

如圖7所示，設(shè)車輛的行駛速度為v，取車輛靜平衡位置時(shí)的質(zhì)心作為動(dòng)坐標(biāo)原點(diǎn)，z′表示車輛質(zhì)心相對(duì)于靜平衡位置的豎直位移，zi表示各個(gè)負(fù)重輪的豎直位移［9］。

▲圖7 車輛線性振動(dòng)力學(xué)模型簡(jiǎn)圖

假設(shè)車輛在路面激勵(lì)位移 q=｛q1，q2，…，qn｝的作用下，車輛的慣性矩為I，振動(dòng)為z，那么車輛行駛時(shí)的動(dòng)力學(xué)方程為：

式中：Cab=M-1C/（2ξzωz），Kab=M-1K/ωz2，M、C、K 依次為示系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣及剛度矩陣；am、ak分別為質(zhì)量比和剛度；ξz為車體豎直線振動(dòng)的阻尼比；ωz為車體豎直線振動(dòng)的固有頻率。

車輛在路面上行駛時(shí)，激勵(lì)q的元素就是車速v的函數(shù)，所以車輛的振動(dòng)z取決于阻尼比ξz、固有頻率ωz與車速v，在激勵(lì)頻率和車體固有頻率逐漸接近時(shí)，車體的振動(dòng)會(huì)越來越劇烈。

5.2 伸縮桿最大變形計(jì)算

當(dāng)伸縮桿處于全展開狀態(tài)時(shí)，伸縮桿第13節(jié)伸縮筒的末端變形最大，所以必須計(jì)算伸縮桿的末端變形量。筆者采用當(dāng)量慣性矩法，不考慮伸縮桿之間的間隙與加工誤差，計(jì)算伸縮桿末端的變形［10］。當(dāng)量慣性矩法將變截面的伸縮桿轉(zhuǎn)化為剛度相當(dāng)?shù)牡冉孛嫔炜s桿來計(jì)算末端的變形，公式為：

式中：f為最大變形；Id為伸縮桿等截面當(dāng)量慣性矩；E為材料彈性模量；L為伸縮桿長度；T′為等效至伸縮桿末端的橫向力；M′為等效至伸縮桿末端的彎矩。

伸縮桿最大變形計(jì)算模型如圖8所示。

▲圖8 伸縮桿最大變形計(jì)算模型

根據(jù)剛度相等條件，可得等截面當(dāng)量慣性矩Id為：

式中：βi為第i節(jié)伸縮筒到第i+1節(jié)伸縮筒搭接處1/2的距離，Ii為第i節(jié)伸縮筒的截面慣性矩。

伸縮桿最大變形的仿真參數(shù)如下：彈性模量為230 GPa，伸縮桿長度為3 527 mm，伸縮桿端部配重為1.5 kg。伸縮桿各節(jié)伸縮筒的尺寸參數(shù)可參考文獻(xiàn)［11］中表 2.1。將伸縮桿參數(shù)代入式（15）、式（16），求得伸縮桿的最大變形為50 mm。

5.3 伸縮桿建模

利用ANSYS Workbench軟件自帶的建模功能建立伸縮桿模型，如圖9所示。其中第6節(jié)伸縮筒模型如圖10所示。

▲圖9 伸縮桿模型

▲圖10 伸縮桿第6節(jié)伸縮筒模型

伸縮桿所使用的材料為碳纖維，前止環(huán)1、前止環(huán)2及后限位套所使用的材料為聚甲醛，具體的材料屬性見表1。

表1 伸縮桿材料屬性

伸縮桿第1節(jié)伸縮筒固定在支架上，伸縮桿除受到自身質(zhì)量（1.784 kg）的作用外，在第13節(jié)伸縮筒處還受到1.5 kg外載荷質(zhì)量塊的作用。為了簡(jiǎn)化模型，直接將質(zhì)量塊的重力施加到伸縮桿上，如圖11所示。

▲圖11 伸縮桿模型外載荷

5.4 靜力仿真

伸縮桿模型在受到自身及質(zhì)量塊重力作用下的變形與應(yīng)力云圖如圖12所示。

▲圖12 伸縮桿模型靜力仿真結(jié)果

由圖12可知，伸縮桿模型在受到自身和質(zhì)量塊重力作用下的最大變形為42.59 mm，位于第13節(jié)伸縮筒末端；伸縮桿模型的最大應(yīng)力為68.352 MPa，小于材料的許用應(yīng)力，滿足強(qiáng)度要求；大應(yīng)力主要分布在第8至第13節(jié)伸縮筒，前7節(jié)伸縮筒的應(yīng)力比較小。

5.5 隨機(jī)振動(dòng)仿真

多級(jí)伸縮桿系統(tǒng)在車輛上使用，車輛的不平工作路面大致可分為碎石路面、鋪面路面及起伏路面。選取這三種不平路面，并選取車速20 km/h、30 km/h、40 km/h作為研究工況，對(duì)伸縮桿進(jìn)行隨機(jī)振動(dòng)分析。

根據(jù)仿真結(jié)果繪制曲線圖，得到不同工況下伸縮桿Z軸方向的位移變形曲線和等效應(yīng)力曲線，如圖13所示。

▲圖13 伸縮桿模型隨機(jī)振動(dòng)仿真結(jié)果

由圖13（a）可知，隨著車速的加快，伸縮桿Z軸方向上的位移變形也隨之增大；車輛在起伏路面上行駛時(shí)，伸縮桿的位移變形要大于其它兩種路面；當(dāng)車輛速度為40 km/h時(shí)，最大變形量為33.378 mm，位于伸縮桿第13節(jié)伸縮筒的末端。伸縮桿最大變形量小于靜力下的變形量，原因是車輛行駛過程中，隨機(jī)振動(dòng)在伸縮桿固有頻率所對(duì)應(yīng)的功率譜密度較小，不可能使伸縮桿發(fā)生共振。

由圖13（b）可知，隨著車速的加快，伸縮桿等效應(yīng)力也隨之增大；起伏路面下的等效應(yīng)力要大于其它兩種路面，最大等效應(yīng)力為61.06 MPa，小于許用應(yīng)力，滿足強(qiáng)度要求。

6 伸縮桿結(jié)構(gòu)優(yōu)化

應(yīng)用ANSYS Workbench軟件自帶的建模功能進(jìn)行參數(shù)化建模，驗(yàn)證所建立的伸縮桿模型是否合理，并進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

6.1 參數(shù)定義

伸縮桿結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的目的是保證伸縮桿在Z軸方向上的下垂量不大于理論計(jì)算值 （50 mm）的情況下，使伸縮桿質(zhì)量達(dá)到最輕化，所以其目標(biāo)函數(shù)可設(shè)為：

式中：G（X）為質(zhì)量與設(shè)計(jì)變量 X 的關(guān)系式；f（x1，x2，…，xn）為伸縮桿在Z軸方向上的下垂量。

將伸縮桿第1節(jié)伸縮筒的后限位套長度作為設(shè)計(jì)變量，即輸入?yún)?shù)。由于伸縮桿模型所涉及到的構(gòu)件多達(dá)49個(gè)，為了減小計(jì)算量，在參數(shù)化建模時(shí)對(duì)模型尺寸進(jìn)行處理：

式中：x為優(yōu)化后第1節(jié)伸縮筒的后限位套長度；yi、zi、di依次為優(yōu)化后第2至第7節(jié)伸縮筒前止環(huán)2、后限位套以及伸縮筒自身的長度；Yi、Zi、Di依次為優(yōu)化前第2至第7節(jié)伸縮筒前止環(huán)2、后限位套及伸縮筒自身的長度。

式中：y8、z8、d8依次為優(yōu)化后第 8 節(jié)伸縮筒前止環(huán) 2、后限位套及伸縮筒自身的長度；Y8、Z8、D8依次為優(yōu)化前第8節(jié)伸縮筒前止環(huán)2、后限位套及伸縮筒自身的長度。

式中：yi、di分別為優(yōu)化后第9至第13節(jié)伸縮筒前止環(huán)2及伸縮筒自身的長度；zi為優(yōu)化后第9至第12節(jié)伸縮筒后限位套的長度；Yi、Di分別為優(yōu)化前第9至第13節(jié)伸縮筒前止環(huán)2及伸縮筒自身的長度；Zi為優(yōu)化前第9至第12節(jié)伸縮筒后限位套的長度。

經(jīng)過理論分析和數(shù)次試算，定義設(shè)計(jì)變量的范圍為12～20 mm。選取伸縮桿的最大變形量與質(zhì)量作為輸出參數(shù)。

6.2 優(yōu)化結(jié)果

經(jīng)過ANSYS軟件優(yōu)化，得到第1節(jié)伸縮筒后限位套長度與最大變形量關(guān)系，如圖14所示。

▲圖14 第1節(jié)伸縮筒后限位套長度與最大變形量關(guān)系

由圖14可見，當(dāng)伸縮桿的最大變形量為50 mm時(shí)，第1節(jié)伸縮筒后限位套長度為12.88 mm，此時(shí)伸縮桿的總質(zhì)量為1.571 7 kg，比優(yōu)化前減輕了0.212 3 kg。優(yōu)化前后各節(jié)伸縮筒的尺寸對(duì)比參考文獻(xiàn)［11］表6.1。

圖15為優(yōu)化前后第2節(jié)伸縮筒的尺寸變化。

▲圖15 優(yōu)化前后第2節(jié)伸縮筒尺寸變化

6.3 優(yōu)化后數(shù)值模擬

優(yōu)化前后靜力時(shí)伸縮桿最大變形量與最大應(yīng)力見表2。優(yōu)化后伸縮桿最大變形量為49.941 mm，小于50 mm，位于第13節(jié)伸縮筒末端，最大應(yīng)力為73.041 MPa，小于許用應(yīng)力，滿足強(qiáng)度要求。

表2 優(yōu)化前后靜力時(shí)伸縮桿最大變形量與最大應(yīng)力

在車速為40 km/h時(shí)，伸縮桿位移變形與等效應(yīng)力最大，因此此處取三種不同路況，車速為40 km/h進(jìn)行分析，結(jié)果見表3。

表3 優(yōu)化前后伸縮桿隨機(jī)振動(dòng)最大變形量與最大應(yīng)力

由表3可見，優(yōu)化后不同路面下伸縮桿最大位移變形量比優(yōu)化前減小，其中以鋪面路面的位移變形量減小得最多；優(yōu)化后不同路面下伸縮桿最大應(yīng)力也比優(yōu)化前減小，且全都滿足強(qiáng)度要求。所以，經(jīng)過優(yōu)化設(shè)計(jì)，伸縮桿不僅在質(zhì)量上有所減輕，而且性能上也有所增強(qiáng)。

7 性能測(cè)試

伸縮桿性能測(cè)試系統(tǒng)主要包括伸縮桿、質(zhì)量塊、氣缸、電機(jī)、齒輪和離合器等部分，如圖16所示。

▲圖16 伸縮桿性能測(cè)試系統(tǒng)

空氣壓縮源由24 V小型直流充氣泵提供動(dòng)力，最大充氣壓力為8 kg/cm2。氣缸外徑為152 mm，長度為320 mm，壁厚為2.5 mm，容量為6.5 L，工作壓力大于1 MPa，材質(zhì)為20號(hào)鋼。伸縮桿采用套筒式結(jié)構(gòu)，由1節(jié)固定伸縮筒和12節(jié)活動(dòng)伸縮筒組成。固定伸縮筒采用7075-T6高強(qiáng)度鋁合金制造，活動(dòng)伸縮筒主要材料為T300碳纖維。

7.1 放氣時(shí)間

通過測(cè)試得到伸縮桿的放氣時(shí)間為1.6 s。

放氣時(shí)間理論值、數(shù)值模擬值及測(cè)試值對(duì)比見表4。

表4 放氣時(shí)間對(duì)比 s

由表4可見，三個(gè)放氣時(shí)間相差很小，介于0.2～0.3 s之間。三個(gè)放氣時(shí)間存在差別分析如下：在理論計(jì)算時(shí)，伸縮桿內(nèi)的氣壓設(shè)為0，而在數(shù)值模擬時(shí)，伸縮桿內(nèi)的氣壓設(shè)為一個(gè)大氣壓，如果測(cè)試時(shí)間介于理論時(shí)間和數(shù)值模擬時(shí)間之間，則可以論證理論分析與數(shù)值模擬基本上與實(shí)際情況相符，是可行的；此外，在理論分析與數(shù)值模擬時(shí)，鑒于多級(jí)伸縮桿系統(tǒng)是應(yīng)用于實(shí)際工程中的，因此并未對(duì)放氣過程中的一些細(xì)節(jié)問題進(jìn)行討論，如氣路接頭、容器密閉性等，在一定程度上也會(huì)對(duì)放氣時(shí)間產(chǎn)生影響。

7.2 最大變形

通過測(cè)試得到伸縮桿的最大變形量為214 mm，出現(xiàn)在第13節(jié)伸縮筒的末端。

伸縮桿最大變形量的理論值、優(yōu)化前后數(shù)值模擬值及測(cè)試值對(duì)比見表5。

表5 伸縮桿最大變形量對(duì)比 mm

由表5可見，伸縮桿最大變形的理論計(jì)算值與優(yōu)化前后模擬值很接近，但與實(shí)際值有較大差距，主要原因分析如下：伸縮桿前止環(huán)與上一節(jié)伸縮筒內(nèi)壁之間存在著0.03～0.08 mm的間隙，再加上加工誤差，在自身和質(zhì)量塊重力作用下可導(dǎo)致最大變形量達(dá)到200 mm以上，而在建模時(shí)不考慮這些間隙與加工誤差，前止環(huán)與上一節(jié)伸縮筒內(nèi)壁之間的配合間隙假設(shè)為0。

8 總結(jié)

針對(duì)伸縮桿機(jī)構(gòu)中電氣傳動(dòng)、液壓傳動(dòng)和機(jī)械傳動(dòng)的缺點(diǎn)，以及氣壓傳動(dòng)不能廣泛應(yīng)用于大型伸縮桿結(jié)構(gòu)中的問題，設(shè)計(jì)了一種基于氣動(dòng)驅(qū)動(dòng)的多級(jí)伸縮桿系統(tǒng)。建立了伸縮桿系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型和等效實(shí)體模型，分別應(yīng)用MATLAB和計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)軟件對(duì)伸縮桿的展開過程進(jìn)行數(shù)值模擬和仿真分析，并與測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。建立伸縮桿三維模型，推導(dǎo)出伸縮桿的最大變形量數(shù)學(xué)公式，分別應(yīng)用MATLAB和ANSYS軟件對(duì)伸縮桿的最大變形量進(jìn)行理論值計(jì)算和仿真分析，并與測(cè)試結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。應(yīng)用ANSYS軟件分析隨機(jī)振動(dòng)時(shí)伸縮桿的應(yīng)力和變形，并進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。通過研究得到以下結(jié)論：①放氣時(shí)間的理論值、數(shù)值模擬值及測(cè)試值相差很小，介于0.2～0.3 s之間；② 伸縮桿的最大變形量理論值與優(yōu)化前后數(shù)值模擬值很接近；③起伏路面對(duì)伸縮桿振動(dòng)的影響最大，車速越大，對(duì)伸縮桿的影響也就越大；④最大位移變形出現(xiàn)在伸縮桿第13節(jié)伸縮筒的末端，當(dāng)車輛以40 km/h的速度在起伏路面上行駛時(shí)，伸縮桿的變形量最大，為33.378 mm；⑤最大等效應(yīng)力主要分布在伸縮桿的第8至第13節(jié)伸縮筒，當(dāng)車輛以40km/h的速度在起伏路面上行駛時(shí)，伸縮桿的等效應(yīng)力最大，為61.06 MPa；⑥ 結(jié)構(gòu)優(yōu)化后伸縮桿質(zhì)量減輕了12%，雖然優(yōu)化后伸縮桿在靜力時(shí)由自身重力及外載荷引起的變形與最大應(yīng)力有所增大，但是通過隨機(jī)振動(dòng)分析，可以發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后伸縮桿結(jié)構(gòu)的變形及最大應(yīng)力均比優(yōu)化前有所減小，可見優(yōu)化后伸縮桿不僅在質(zhì)量上有所減輕，而且在性能上有所增強(qiáng)。

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