老人椅輔助站立機構參數(shù)優(yōu)化設計 老人椅輔助站立機構參數(shù)優(yōu)化設計 摘要 簡述了老人椅輔助站立機構的工作原理，并對輔助站立機構進行傳力特性分析，得到機構傳動角運動規(guī)律。針對傳統(tǒng)輔助站立機構傳力特性和機構效率較差的問題，利用多體動力學仿真軟件 ADAMS 對該機構進行了運動仿真及參數(shù)化建模，然后以輔助站立四桿機構傳動角取得最大值為目標進行優(yōu)化分析，最終確定了影響傳動角主要設計變量的參數(shù)。研究結果表明，通過優(yōu)化后，輔助站立機構的傳動角得到明顯增加，提高了機構傳力特性和機械效率，同時也增大了機構的前傾程度，有助于老人站立。關鍵詞 輔助站立機構 ADAMS 運動仿真 參數(shù)優(yōu)化設計 Parameter Optimization Design of the Aged Chair Auxiliary Standing Mechanism Zhou Hui1 Qin Baorong1 Zhang Dongdong1 Xiang Bingle1 Bao Jiahua1 Wang Zhengxing2 ( 1 Key Laboratory of Special Equipment Manufacturing and Advanced Processing Technology of Ministry of Education and Zhejiang Province， Zhejiang University of Technology，Hangzhou 310014，China) ( 2 Zhejiang Henglin Chair Industry Co． ，Ltd． ，Anji 313300，China) Abstract The working theory of the aged chair auxiliary standing mechanism is introduced，the force transmission characteristic analysis for auxiliary standing mechanism is carried out，and the motion regular of transmission angle for this mechanism is obtained． For the problem that the traditional auxiliary standing mechanism have the poor force transmission characteristic and mechanism efficiency，a motion simulation and parametric modeling is carried out by using the multi － body dynamics simulation software ADAMS． Then，the optimization analysis with the target that transmission angle of auxiliary standing four － bar mechanism obtain maximum value is carried out． Finally，the parameter effecting on the main design variables of transmission angle is defined． The results show that transmission angle is obviously improved after the optimization，the force transmission characteristics and mechanism efficiency of auxiliary standing mechanism are improved，as the same time front rake level of mechanism is increased to help the aged standing． Key words Auxiliary standing mechanism ADAMS Motion simulation Parameter optimization design 0 引言 輔助站立機構是老人椅機構的重要組成部分，其功能是通過電動推桿使輔助站立機構抬升，使得老人不用費力就能達到站立的目的，有助于提高老人的晚年生活質(zhì)量。輔助站立機構的設計要求機構運行平穩(wěn)無突變、機構傳力特性好，由于電動推桿主動件具有速度小、平穩(wěn)等特點，運行過程中一般速度很小不會有突變。而傳統(tǒng)的輔助站立機構具有傳動性能差、前傾量不足等缺點。因此，本文中我們主要研究機構的傳動特性，在輔助站立四桿機構中傳動角越大對機構的傳動越有利，效率也越高。因此，在桿件機構中常用傳動角的大小來衡量機構傳力特性的好壞。以輔助站立四桿機構為研究對象，以傳動角取得最大值為優(yōu)化目標，在分析其工作原理基礎上，利用 ADAMS 軟件對輔助站立機構進行參數(shù)化建模及優(yōu)化設計。仿真結果表明，優(yōu)化后的輔助站立機構具有良好的傳力特性和較大的前傾量。同時以 ADAMS 為設計平臺可以很好地解決桿件機構的參數(shù)優(yōu)化設計問題，具有普遍的應用意義。 機械傳動 2016 年 1 輔助站立機構 輔助站立機構作為老人椅的重要組成部分主要包括基板、上方管、下方管、連接板，如圖 1 所示。輔助站立機構一般采用雙搖桿機構，上方管和下方管均可繞基板轉動，連接板分別與上方管、下方管鉸接，并且與老人椅基架通過孔銷鎖定在一起，帶動老人椅站立。其工作原理為: 電動推桿作 為主動件通過一組桿件機構 圖 1 輔助站立機構結構模型帶動下方管繞基板轉動，進而帶動連接板和上方管轉動，由于連接板與老人椅基架鎖定在一起，因此帶動老人椅基架抬升，實現(xiàn)輔助站立功能。 2 輔助站立機構傳力特性分析 輔助站立雙搖桿四桿機構不僅要考慮其運動要求，以實現(xiàn)預定的運動規(guī)律或者運動軌跡，還必須希 望機構的傳力性能良好，以使機構的運行輕便、高效。 如圖 2 所示為輔助站立機構極限位置機構簡圖，圖中顯示出了該輔助站立雙搖桿機構的兩種極限位置［1］。第一種極限位置是 AD1 與 D1C1 重合，此時的傳動角為 γmin = ∠BC1D1，設 AD1 = L1， D1C1 = L2，BC1 = L3，AB = 圖 2 輔助站立機構 L4，在△ABC1 中使用余弦定 極限位置圖理可 得: γmin1 = ∠BC1D1 = ［L32 + ( L1 + L2) 2］－ L 2 arccos ; 第二種極限位置為 3 1 2 BC2 與 C2D2 共線時，這時主動件 AD2 通過連桿 C2D2 作用在從動件 BC2 上的力恰好通過其轉動中心，所以不能使從動件 BC2 轉動而出現(xiàn)“頂死”現(xiàn)象，此時機構處于死點位置。對于該輔助站立機構而言，AD 桿不能向下轉動，該種極限狀態(tài)不存在。 一般規(guī)定，對于一般機械，要求 γmin≥40°，對于大功率機械，要求 γmin≥50°。另外，機構在運動過程中，傳動角 γ 的大小是時刻變化的，所以要求保證機構具有良好的傳力性使機構能夠正常工作［2］。 綜上所述，該輔助站立機構傳動角為: 當∠BCD ＜90° 時，γ = ∠BCD，γmin = ∠BC1D1 = arccos{ ［L32 + ( L1 + L2) 2］－ L42} /［2 L3( L1 + L2 ) ］;當∠BCD = 90°，γ = 90°; 當∠BCD ＞90°時，γ =180° － ∠BCD。 3 輔助站立機構的仿真分析 運用 ADAMS/view 進行仿真分析，一般包括簡化模型、創(chuàng)建幾何點、創(chuàng)建幾何體、添加約束、添加驅動和進行仿真分析等步驟［3］。表 1 為初始位置幾何點的坐標。另外，在添加驅動時由于整體機構比較復雜，ADAMS 中的建模能力相對較弱，而通過其他三維軟件導入的模型無法進行后續(xù)的參數(shù)化設計。因此，采用調(diào)用后處理曲線數(shù)據(jù)的方法來添加驅動，即通過給電動推桿添加正常驅動，測得下方管繞 A 點的角速度，導出其數(shù)據(jù)，然后通過調(diào)用函 CUBSPL( time ，0 ， q1) * PI/180 來建立導出數(shù)據(jù)所代表的驅動，其中 q1 代表導出數(shù)據(jù)創(chuàng)建的樣條曲線。建立好的虛擬樣機模型如圖 3 所示。 表 1 幾何點的坐標 POINTA/mm POINTB/mm POINTC/mm POINTD/mm X 0 －84 230 286 Y 0 115 46 0 圖 3 輔助站立機構虛擬樣機模型 為了便于后面參數(shù)化的研究，建立傳動角測量曲線，如圖 4 所示。 圖 4 傳動角測量曲線由圖 4 的仿真結果，可得出以下結論: ( 1) 傳動角開始一段時間和結束前一段時間傳動角比較小，大概在 25° ～30°，傳力性能差，機械效率低。 第 40 卷 第 2 期 老人椅輔助站立機構參數(shù)優(yōu)化設計 93 ( 2) 傳動角的最大值沒有達到 90°，說明輔助站立機構上方管和連接板在整個運動周期中始終沒有垂直，不能使輔助站立機構在抬升的同時也能夠向前傾倒，不能很好的滿足輔助站立機構的功能要求。圖 4 中曲線出現(xiàn)平行段是因為驅動函數(shù)中設置了靜止時間段的原因。綜合以上兩點，有必要對機構進行優(yōu)化設計。 4 輔助站立機構參數(shù)化優(yōu)化設計 4． 1 模型的參數(shù)化 各鉸接點的位置為輔助站立機構的主要參數(shù)，當各點位置發(fā)生變化時，桿件尺寸也會發(fā)生變化。本次分析以 A 點為坐標原點不變，AD 桿處于水平位置，所以選取 B 點、C 點橫縱坐標，D 點橫坐標作為設計變量，依次為 DV_1、DV_2、DV_3、DV_4、DV_5，即 A( 0， 0) 、B( DV_1，DV_2) 、C( DV_3，DV_4) 、D( DV_5，0) 。 4． 2 優(yōu)化分析 在已經(jīng)建立的參數(shù)化模型的基礎上，通過改變設計變量的值，系統(tǒng)自動的運行一系列的仿真分析，然后返回分析結果，通過對參數(shù)化結果的分析，求得最優(yōu)樣機。ADAMS/view 提供了三種類型的參數(shù)化分析方法: 設計研究、試驗設計、優(yōu)化設計。 4． 2． 1 設計研究 設計研究主要研究單個設計變量的變化或者取不同值時，對樣機目標函數(shù)的影響程度。通過比較設計變量的敏感度，找到影響目標函數(shù)的主要設計變量。設置設計變量的取值范圍，DV_1 的最小值為 － 100，最大值為 0，初始值為 － 84; DV_2 的最小值為 110，最大值為 150，初始值為 115; DV_3 的最小值為 180，最大值為 270，初始值為 230; DV_4 的最小值為 35，最大值為 90，初始值為 46; DV_5 的最小值為 260，最大值為 330，初始值為 286。 分別對 DV_1 ～ DV_5 進行設計研究，得到各個設計 變量在初始值對目標函數(shù)的敏感度值［4］，如表 2 所示。表 2 設計變量的敏感度 設計變量 設計點位置 初始值/mm 初始值處敏感度/( N/mm) DV_1 POINTB_X －84 －0． 037 68 DV_2 POINTB_Y 115 －0． 173 88 DV_3 POINTC_X 230 0． 544 52 DV_4 POINTC_Y 46 0． 796 08 DV_5 POINTD_X 286 －0． 452 38 從表 2 中可以看出，設計變量“DV_3”和“DV_4” 的敏感度值最大，即 POINTC_X 和 POINTC_Y 的位置變化對目標函數(shù)影響最大，為了減少計算量，下面的試驗設計和優(yōu)化設計只考慮 DV_3、DV_4 對樣機性能的影響。圖 5 所示為 DV_3 和 DV_4 對目標函數(shù)的影響曲線圖。 4． 2． 2 試驗設計 試驗設計主要研究多個設計變量組合發(fā)生變化時，對目標函數(shù)的影響，選取設計變量 DV_3 和 DV_4 組合作為設計變量進行試驗分析。圖 6 所示為DV_3、 DV_4 組合時對目標函數(shù)的影響曲線［5］。 把設計變量 DV_3 和 DV_4 組合時，對目標函數(shù)的試驗設計分析數(shù)據(jù)結果用表 3 來表示，豎列表示DV_3 取值，橫列表示 DV_4 取值。 圖 5 DV_3、DV_4 對目標函數(shù)影響曲線 圖 6 DV_3、DV_4 組合時對目標函數(shù)的影響曲線表 3 試驗設計分析結果 使用 MATLAB 軟件對表 3 數(shù)據(jù)進行編程處理，可生成實驗數(shù)據(jù)的三維圖形，如圖 7 所示［6］。 仿真完成后，生成實驗數(shù)據(jù)三維圖形，如圖 7 所示。由圖可知，當設計變量 DV_3 取值在 230 ～ 270， DV_4 取值在 45 ～90 時，CDJ_r 值處于最大區(qū)域，目標函數(shù)傳動角取得最大值區(qū)域。為后面優(yōu)化設計的設計變量取值范圍提供重要依據(jù)。 4． 2． 3 優(yōu)化設計 94 機械傳動 2016 年 在優(yōu)化分析中可以重新設置設計變量的取值范圍，并且施加一定的約束來保證最優(yōu)設計滿足機構的功能要求。由圖 7 可知，修改 DV_3、DV_4 的取值范圍，DV_3 最小值 230，最大值 270; DV_4 最小值 45，最大值 90。此外，還需要創(chuàng)建一定的約束條件，用來滿足樣機性能及要求。在 ADAMS 中約束通過建立測量函數(shù)來表示［7］，本文中我們創(chuàng)建了 6 個約束條件來控制四桿機構的約束和機構需要滿足的功能要求。進行優(yōu)化設計，得到優(yōu)化前、優(yōu)化后傳動角對比曲線，如圖 8 所示。 圖 7 試驗設計數(shù)據(jù)三維圖形 圖 8 優(yōu)化前、后傳動角對比 從圖 8 的對比曲線可以看出: 一方面，優(yōu)化前機構整個運動周期的傳動角最小值為 27． 007 2°，優(yōu)化后變?yōu)?68． 679°，增加了 154% ，傳動角得到明顯提高，機械效率增加［8］; 另一方面，從優(yōu)化后的曲線可以看出傳動角在 10 s 左右就達到最大值 90°，說明機構在 10 s 以后，在抬升的同時也會向前傾倒，有助于老年人站立。從分析結果可以看出，最終設計變量 DV_3 由原來的230mm變?yōu)楝F(xiàn)在的266． 078mm，增加了 15． 7% ，DV _ 4 由 原 來 的 46 mm 變 為 現(xiàn) 在 的 75． 334 7 mm，增加了 63． 82% ，與圖 7 中的結果吻合，進一步驗證了其準確性。 5 結束語 輔助站立四桿機構的傳動特性參數(shù)是評價其工作性能好壞的標準，也是對機構傳動角進行優(yōu)化的基本依據(jù)，在通過作圖法分析該機構兩個極限位置傳動特性的基礎上，運用多體動力學仿真軟件 ADAMS 對輔助站立機構虛擬樣機模型進行參數(shù)優(yōu)化設計，最終確定了最佳的機構參數(shù)。結果表明，優(yōu)化后的機構在運行過程各個時刻的傳動角都較大，大大提高了機構的傳動特性和機械效率，同時也增加了機構前傾程度，能夠更好的幫助老年人站立。本研究也表明使用虛擬樣機技術相比傳統(tǒng)的設計方法更加簡單快捷，能夠大大縮短產(chǎn)品的開發(fā)周期和制造成本，也為同類機構的設計優(yōu)化提供了實用性的方法和參考。 參 考 文 獻 ［1］ 李鈞． 平面雙搖桿機構最佳傳動角分析［J］． 安徽工學院學報， 1986( 1) : 142 －143． ［2］ 郭衛(wèi)東． 機械原理［M］． 北京: 科學出版社，2010: 38 －39． ［3］ 李軍，邢俊文，譚文潔． ADAMS 實例教程 ［D］． 北京: 北京理工大學出版社，2002: 55 －60． ［4］ 朱會玲，段志善，史麗晨，等． 基于 ADAMS 的軋管機工作機構仿真與優(yōu)化［J］． 煤礦機械，2009，30( 11) : 30 －32． ［5］ 李體振． 基于多桿系統(tǒng)的高速輥床研究與優(yōu)化設計 ［D］ ． 合肥: 合肥工業(yè)大學，2013: 33 －35． ［6］ 魏寶東． 基于 ADAMS 軟件的封閉式組合機構的運動特性分析及參數(shù)優(yōu)化［D］． 北京: 北京化工大學，2005: 29 －32． ［7］ 楊益． 單自由度八連桿機構運動學分析與優(yōu)化研究［D］． 揚州: 揚 州大學，2013: 49 －50． ［8］ 謝慧萍，季英瑜． 基于 ADAMS 軟件的六連桿沖壓機構的優(yōu)化設計［J］． 輕工機械，2009，27( 2) : 47 －50． 收稿日期: 2015 －05 －25 作者簡介: 周輝( 1990— ) ，男，安徽蚌埠人，碩士研究生。