鉸點的案例
某行走機構多體動力學與結構強度聯合仿真分析
一方面通過優化行走機構的鉸點位置，降低上述部件作業運行過程中鉸點的峰值載荷。另一方面優化絲杠和車架的受力結構，提高結構強度,以進一步降低結構的應力水平。
3.1 多體動力學機構鉸點優化
在已經建立的多體動力學模型中,在保證機構各項設計約束的前提下,通過適當調整機構的鉸點相對位置,不斷降低絲杠兩鉸接點在實際支車作業過程中的最大載荷,優化后通過MotionSolver多體動力學分析,荷歷程曲線變化如下圖6所示。
圖6 優化前后結構對比
上述分析結果中紅色曲線為優化后的鉸點載荷曲線，藍色曲線為原結構鉸點載荷曲線。優化后鋼輪支地輪胎抬起瞬間,絲杠最大受到7T的壓力，當剛輪與輪胎接觸瞬間，絲杠受到最大約9T的拉力，其拉壓載荷幅值由原來的65噸降低到16噸，其交變載荷大幅降低，這將大大降低作業載荷對結構的損傷程度。
3.2 結構強度優化分析
在降低鉸點載荷的同時，對關鍵部件絲杠和車架同時進行強度優化。將絲杠端部的潤滑油孔由兩端改到頭部，避免將其布置到最大的受力截面上；將車架鉸接點位置布置加強筋板，形成箱形結構。
將新的最大載荷加載到最新優化的車架和絲杠模型上，在HyperMesh中建立結構強度分析模型，通過OptiStruct計算，得到新優化結構應力水平如下圖7所示。
圖7 新結構應力云圖
通過上述分析結果，可以看到新優化結構應力水平已經大幅降低，絲杠應力為149MPa，車架應力水平130MPa，其可靠性已經得到充分保證。
4、結論
本文應用HyperWorks軟件多個模塊產品，對某產品行走機構進行了多體動力學與結構強度聯合仿真分析。分析結果與結構實際破壞情況完全吻合，說明分析結果的準確性。
展開 基于Solidthinking Inspire的重型機械手優化設計研究
通過測量三臂各個鉸點運動副的受力，可得其在工況運動過程中的x、y、z方向受力情況（如下圖）。
基于Adams與Ansys的噴漿機斷臂仿真分析 附ANSYS和ADAMS聯合仿真步驟--剛柔混合模型
一級油缸和二級油缸的作用力變化曲線
通過測量后臂各個鉸點運動副的受力，可得其在工況運動過程中的x、y、z方向受力情況（如下圖）。通過分析可知，10s時后臂處于受力最大的姿態，記錄此時的各鉸點受力情況見表1。
后臂各鉸點x、y、z方向受力情況
基于Ansys的后臂有限元模型建模及仿真
1.基于HyperMesh有限元模型前處理
為了獲得精度較高的網格，也方便定義后臂材料屬性。本案例中使用HyperMesh對后臂幾何體進行網格劃分。
HyperMesh網格模型
為了方便在對應的鉸點上施加上面得到的Adams仿真分析得到的受力結果，在后臂的鉸座表面處均建立了點網格（MASS21）,并與鉸座表面節點建立起剛性連接。定義點網格質量近似為0，這樣在點網格施加的力可以等效的傳遞到鉸座表面各節點處。
HyperMesh中建立的剛性連接
2.Ansys有限元模型
將HyperMesh建立的網格文件輸出為cdb格式并導入到Ansys中，在油缸鉸座位置設置約束，并在鉸點處分別添加x、y、z方向的作用力。（注意：此時坐標系需要與Adams中是否保持一致）
Ansys 仿真模型
進行上述設置后，進行慣性釋放（Inertia Relif）后進行求解，得到后臂應力仿真分析結果。
展開 基于Inspire的液壓挖掘機中部平臺主梁拓撲優化設計
圖 2 回轉平臺模型
圖 3 左右主梁模型
2.2回轉平臺工作載荷的確定
回轉平臺除承受工作裝置、駕駛室、動力裝置、液壓裝置、配重及覆蓋件等的質量外，還承受工作裝置工作時產生的挖掘力，主梁所受載荷為動臂油缸鉸點作用力， 動臂鉸點作用力的大小和方向根據工況而定。 回轉平臺上安裝部件的質量見表1。
表 1 回轉平臺上安裝部件的質量
工況和位置選擇的原則是，使主梁可能產生最大彎矩時的工作位置。 根據實際工作載荷情況，主要有下面 3 種工況（見圖 4）：
圖 4 挖掘機典型工況
工況 A： 動臂位于動臂液壓缸對鉸點最大力臂處，斗桿液壓缸力臂最大，鏟斗液壓缸挖掘，動臂液壓 缸、斗桿液壓缸同時剛好過載；動臂和斗桿液壓缸作用力臂最大，該工況下的載荷為重力和切向力。
工況 B：穩定計算位置之一，為可能使挖掘機向前傾翻、穩定系數最小時的位置。 一般可取動臂水平（前、后鉸點連線）斗桿垂直，鏟斗挖掘且切向挖掘力垂直。
工況 C：最大挖掘深度時，鏟斗液壓缸發揮最大挖掘力，動臂和斗桿液壓缸作用力臂最大，鏟斗挖掘、動臂、斗桿油缸同時閉鎖。 該工況下的載荷為重力和切向力。
分析以上 3 種典型工況的工作狀態及平臺受力特點，工況 C 受力最大。 故選用 C 工況對中部平臺的主梁進行有限元分析和結構優化。
展開 
基于Adams剛柔耦合仿真分析及應用
2.2.1 前快后慢工況
在前快后慢工況下，剪式框架運行至最頂端時的應力最大，運動過程剪式框架某鉸點的受力曲線和小輪與軌道的接觸力曲線見圖1。
圖1 前快后慢工況仿真結果
2.2.2 前慢后快工況
在前慢后快工況下，剪式框架運行至最頂端時的應力最大，運動過程剪式框架某鉸點的受力曲線和小輪與軌道的接觸力曲線見圖2。
圖2 前慢后快工況仿真結果
3 結語
通過剛柔耦合動力學分析，可以得到2種工況下剪式框架運行過程中應力的實時變化情況，以及連接鉸點和滾動小輪的受力情況。分析結果可以指導剪式框架的設計，解決采用多剛體計算卡死的問題。仿真結果為剪式穩定架的設計和優化提供參考。
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展開 Abaqus質量-彈簧-杠桿系統振動周期
問題描述如下，一根長1米的鋼桿繞O點鉸接，并通過兩個剛度系數為K和3K的彈簧在兩端連接。在此例中，我們以每秒10弧度的初始速度旋轉整個鋼棒，此模擬的目的是繪制隨時間變化的角位移圖并獲得旋轉周期。
建模過程如下：
首先我們需創建一根梁長度1m，將材料密度及截面參數調成與已知條件一致，即質量m=5.549kg；接下來需要創建兩端的彈簧，使用special spring/dashpot建立彈簧，注意左端彈簧剛度15000N/m，右端彈簧剛度為5000N/m；最后需要創建鉸接，這里可以使用connector來模擬，注意鉸點位置為0.25m處。
模型搭建過程
建立Dynamic， Implicit分析步，分析時長0.5s，為了較準確的捕捉運動狀態，設置固定增量步長0.001及歷時輸出連接器轉動位移UR1；設置梁的初始初始轉速10rad/s （考考大家最后的轉動的周期與初速度有關嗎？)。
結果
進行求解后，提取connector轉動角度曲線如圖。
轉動角度結果
如上圖所示，Abaqus軟件計算的結果可知系統周期為0.0925秒，如果我們用理論方程式和公式解決求解這個問題，同樣可以得到0.092s秒的周期（此處不進行推導，有興趣的同學可以試試哦）。可見，Abaqus求解的答案與理論結果完全一致。
轉自公眾號：ABAQUS仿真世界，歡迎關注！
展開 趣味案例：CAE與野獸
腳的行走軌跡曲線
當然，可以分析的點還有很多，本文不再一一列舉。
基于Optistruct的挖掘機快換接頭拓撲優化
提取各鉸點位置載荷，對外支架進行加載計算。
分析結果
由分析結果發現，外支架存在局部應力較大情況，結構較弱。需要對結構進行優化，且外支架有減重需求。
拓撲優化分析
拓撲優化模型：定義外支架整體結構為設計空間，對鉸接圓孔位置進行分割。
目標函數：外支架剛度
設計變量：外支架單元密度
設計響應：外支架體積分數；外支架柔度
約束條件：體積分數30%，設置體積分數響應上限為0.3
目標函數：外支架柔度最小
優化結果：
密度值0.3結果
對照優化結果，對外支架進行簡單的再設計后進行分析強度，結果有了較大幅度提升。后期還會對該結果進行適當減重設計。
結論
通過利用OptiStruct完成挖掘機快換接頭外支架結構優化。優化結果明確傳力路徑，能夠有效指導設計人員設計開發工作，提升了產品質量，降低產品開發成本與研發周期。對產品設計工作有較大指導意義。
基于Optistruct的挖掘機快換支架拓撲優化.docx
展開 基于Pro/E的混凝土泵S閥擺搖機構優化設計 ￥18
點A為左擺閥液壓缸與左液壓缸座的鉸接點，點B為左擺閥液壓缸與搖臂的鉸接點，點C為右擺閥液壓缸與搖臂的鉸接點，點D為右擺閥液壓缸與右液壓缸座的鉸接點，O為搖臂的擺動中心，點E為右擺閥液壓缸行程的起始點。AD為左、右液壓缸座的跨距，用H表示。AB為左擺閥液壓缸最小安裝距，用L標示，OB為搖臂的擺動半徑，用R表示，其中OB=OC,BC為搖臂兩鉸接點的跨距，用K表示，CE為右擺閥液壓缸的行程，用S表示，ED為右擺閥液壓缸最小安裝距，其中AB=ED。h為兩液壓缸座相對于搖臂擺動中心下沉的高度，QL為啟動力臂，ZL為終止力臂，2θ為搖擺角度。
在繪制二維草圖過程中須注意：
1、點A與點D水平共線，且相對于中心線OV對稱；
2、點B、點C必須在半徑為R的擺動圓弧上，且相對于中心線OX對稱；
3、點C、點E和點D共線，且AB=ED。
擺搖機構初始位置尺寸
提高擺搖機構啟動時驅動力矩的具體措施包括增大啟動力臂，增大擺閥液壓缸缸徑和提高系統壓力，但增加缸徑及提高壓力會增加機構重量和成本，因此增大啟動力臂成為首選。減小擺搖機構驅動到位時沖擊力的具體措施包括設計液壓缸緩沖裝置，減小擺搖機構驅動到位時的驅動力矩（在力不變的情況下，即減小終止力臂）。目前，液壓缸緩沖裝置在設計液壓缸時均已采用，因此減小終止力臂是實現終止力矩減小的首選。提高泵送連續性，就是縮短換向時間，在不改變液壓系統的條件下，關鍵因素是減小擺閥液壓缸的行程。
綜上，為了解決該型混凝土泵泵送系統問題，需：
1、QL盡可能的大；
2、ZL盡可能的小；
3、S盡可能的小。
展開 基于SolidThinking Inspire的挖掘機動臂連接器拓撲優化
定義正載與偏載兩個工況，提取各鉸點位置載荷，模型加載如下表。
車輛疲勞耐久分析
7 焊點和鉸點
焊點的功能是將甲部件的丙點和乙部件的丁點在某處焊接後達到傳力的目的，焊點的布置和位置既然是可以決定結構的剛度，就不能允許焊點的位置有異于焊點圖。焊點的直徑大小和兩焊點間的距離是視乎制造設計上的需要，但是處理丙丁兩點的關系不但會影響到結構的變形，卻也是和分析的精確度有密切關系。焊點實際上是將兩小片金屬，即丙丁兩點間鈑金的厚度，溶成一小片固體，其厚度是鈑金厚度的一倍。
這一小片固體可用固體單元模擬，但分析人員要考慮到用這固體單元會增加網格模擬和計算時間的必要性；它可以用梁單元模擬，確定丙丁兩點互動關系，但用梁單元模擬的缺點是在碰撞分析時所需的很小時間步驟dt將拖長計算時間，它也可以用彈簧單元模擬，用以確定丙丁兩點位移和脫焊現象。假如網格很細丙丁兩點合為一點在理論上雖是不正確的做法但可減少上千的節點；在車輛結構上，最簡單的焊點模擬方法是在線性分析時用鉸點連接模擬，以保證丙丁兩點可有不同的扭轉角度；在非線性分析時用非線性彈簧單元模擬允許丙丁兩點可有不同的扭轉角度和脫焊現象或使用固體單元模擬焊點。
8 擋風玻璃和復合材料
擋風玻璃可增加整車車頂抗壓能力逾兩千磅，因此擋風玻璃的模擬會影響到整車有限元模型車頂抗壓能力，以及車輛的扭轉剛度；要測試擋風玻璃在耐疲勞道路上和碰撞後能否保持原位，就必需要正確的模擬擋風玻璃和車身的連接關系。
擋風玻璃是由玻璃，PVC，玻璃三層材料粘合而成，它可用殼單元的三層復合材料模擬。擋風玻璃座即擋風玻璃和車身接觸部位是由玻璃，PVC，玻璃，黏膠，油漆，鈑金六層材料粘合而成，同樣地它可用殼單元的六層復合材料模擬。當然，如要考慮擋風玻璃脫離擋風玻璃座的情況時，可將黏膠單獨模擬為一層固體單元，或是一層殼單元。在油漆的凝結力不被考慮時，擋風玻璃座可用五層復合材料殼單元模擬，即玻璃，PVC，玻璃，黏膠，和鈑金。
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塔吊特別容易倒？其實很難！！
塔吊塔頂高度超過30m， 塔吊的塔頂、 平衡臂、 起重臂應設置障礙燈；塔吊起重臂根部鉸點高度超過50m， 應安裝風速儀。
4. 起重機供電電源應設總電源開關， 該開關應設置在靠近起重機且地面人員易于操作的地方， 開關出線端不得連接與起重機無關的電氣設備。
塔吊安裝驗收牌
塔吊使用登記告示牌
說明：
驗收后30天之內， 使用單位應辦理起重機械使用登記證；登記標志置于或者附著于該設備的顯著位置。
（六）多塔作業
多塔作業圖
說明：
1. 施工現場有多臺塔式起重機作業時， 應當組織制定并實施防止塔式起重機相互碰撞的安全措施。
2. 多塔作業時滿足：
1）兩臺塔吊之間的最小架設距離，應保證處于低位的塔吊的臂架端部與另一臺塔吊的塔身之間至少有2m的距離；
2）處于高位塔吊的最低位置的部件與低位塔吊中處于最高位置部件之間的垂直距離不小于2m。
（七）維護保養
塔吊電氣部件的定期檢查、 保養
塔吊連接部件和安全保護裝置的定期檢查
說明：
建筑起重機械使用過程中， 應當由具有資質的單位進行經常性和定期的檢查、 維護和保養。
（八）頂升、 附墻
塔吊附墻
塔吊頂升
說明：
1. 塔吊加節頂升和附著必須編制專項方案， 經單位技術負責人和項目總監批準后并告知相關主管部門， 方可實施。
2. 塔吊頂升過程中必須派專人負責操縱油泵；頂升千斤頂的上下擱置橫梁必須專人負責操作看管。
3. 塔吊附著過程中，禁止擅自使用非原制造廠制造的附著裝置；附著桿件與建筑物連接處必須確保強度滿足要求。
展開 基于OptiStruct的轉向節拓撲優化
②載荷施加：
輪心：施加力和力矩（Fx, Fy, Fz, Mx, My, Mz），通常通過 RBE2/RBE3 單元連接到輪心點。
制動卡鉗：施加制動力或驅動力反作用力（Fx）。
減震器：施加垂向力（Fz）。
控制臂：通過 RBE2/RBE3 單元在連接點施加約束或力（取決于分析模型）。
主銷/球鉸：施加約束（通常是旋轉約束，模擬主銷軸線）。
③載荷大小：載荷大小應基于車輛參數（重量、軸荷分配、重心高度、輪胎摩擦系數等）和設計目標（如滿足特定法規或耐久性目標）進行計算或通過多體動力學仿真（如 Adams/Car）提取，本例轉向節工況載荷加載如圖3所示：
圖3 轉向節工況加載圖
4.邊界條件定義：
①主銷/球鉸約束：在轉向節的主銷孔或球鉸安裝點施加約束，模擬其繞主銷軸線的旋轉自由度。通常約束 5 個自由度（除了繞主銷的旋轉自由度 Rx）。
②其他約束：根據具體分析模型，可能需要約束控制臂連接點的某些自由度。
優化問題定義 (OptiStruct Control Cards)：
①目標函數 (Objective)：最常用的是最小化柔度（最大化整體剛度），對應 DTPL卡片。有時在滿足性能約束下最小化質量 (MASS)，轉向節拓撲優化目標函數按照最小化質量進行設置
②約束條件 (Constraints)：
體積分數約束：定義設計空間允許使用的最大材料體積百分比 (`VOLFRAC`)。這是控制減重幅度的主要約束，VOLFRAC = 0.3 表示最多使用設計空間 30% 的材料）。
制造約束：
拔模方向約束 (DRAW):定義鑄造所需的拔模方向，確保優化結果可鑄造。
對稱約束 (SYMM):如果轉向節設計是左右對稱的（通常不是，因為主銷可能有后傾角、內傾角），可以施加對稱約束。
展開 Nastran中的9種剛性單元
MPC提供了一種剛性建模和建立剛性約束的方法，在Nastran中共有9種剛性單元（R-element），分別如下：
RROD----1個自由度，在延伸方向是剛性的；
RBAR----剛性桿，不同于RROD的是在桿的端點有6個自由度；
RJOINT----剛性鉸，鉸的每個端點有6個自由度；
RTRPLT----剛性三角形平板，每個頂點具有6個自由度；
RBE2----用于一個剛性體連接到任意數目的網格節點上，其主自由度是某個節點的6個方向的運動；
RBE1----同樣是用于將剛性體連接到任意數目的節點上，其主自由度和從自由度可由用戶任意選取；
RBE3----用于定義某個節點的運動是其他節點運動的加權平均；
RSPLINE----其系數（即AMi）是由連接到參考節點上的梁單元的斜率確定的，這種R-element一般用于改變mesh的大小；
RSSCON----在shell和Solid單元之間加約束；
MPC----用戶選擇的節點自由度線性組合，系數由用戶輸入。
RJOINT:
RJOINT的語法如下：
RJOINT EID GA GB CB
其中，EID為element ID；
GA為主節點（所有6個自由度也是主自由度）；
GB為從節點（即其自由度由其他節點自由度確定）；
節點GA和GB之間的長度必須為0。如果CB=123456或者為空，則節點GB將隨著網格節點GA一起移動。如果CB上所有的自由度都被釋放，則RJOINT成為一個機械鉸（兩個物體在某點鉸接，兩個物體可以互相繞著局部坐標系的某一個軸，兩個或三個軸轉動）
展開 設計仿真 | Adams變拓撲分析之傳感器
然后進行sensor的定義，按照圖示完成定義，其中位移函數使用圓柱質心點和轉動鉸處點，事件評估處使用senval()函數的計數形式。比較符號采用了equal，比較值為0也即質心點通過y軸時觸發事件并完成事件評估計算。
完成模型創建后，進行2秒的計算，這里的驅動設置為360度每秒，因此，可以看到下圖中左側曲線經歷了兩個周期，也即圓柱轉動了兩圈。前面已論述觸發事件為質心通過Y軸，因此，整個歷程中會有四次事件觸發，因此，右側曲線為每次事件觸發的時間和最終的計數，兩者正好對應。
當然，這類計數的效果Adams還有很多方式可以實現，但是通過sensor結合事件評估與senval()函數的方式，是我們經常采用的一種方法，總體比較簡單直接。通過這個簡單的實例期望對三者的功能有深入的了解，以便展開下一實例的應用。
第二個實例，當一個模型中有多個sensor時，我們并不清楚本工況下，哪個sensor首先觸發，因此，在后繼編寫腳本時不能確定先寫哪個sensor對應的相關命令，本實例應對該種需求。
建模要素：建立四個球體，從上到下分別為Part_a，Part_b，Part_c，Part_d，其中前兩個與大地建立水平滑移副，后兩個與大地建立豎直滑移副，并且前兩個在質心處作用水平力，分別為200N，100N(后繼互換)，在后兩個豎直滑移副上定義驅動，以表征sensor事件觸發后的動作。最后分別定義兩個sensor，事件函數分別為a，b兩球的水平速度，比較值分別為10米每秒和15米每秒，由于這里長度采用毫米為單位注意轉化。
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