基于ADAMS的导轨副振动特性比较与改进

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基于ADAMS振动仿真的动传系统振动问题整改

基于ADAMS振动仿真的动传系统振动问题整改摘要：某牵引车在重载10Km/h左右车速爬坡时出现变速箱抖动大问题，需要整改。

在ADAMS中建立仿真模型，复现了问题，并确定了整改目标。

通过仿真对比分析，确定最佳措施，实车整改验证显示整改措施有效，问题得以解决。

该案例是运用ADAMS仿真分析技术成功解决了该振动问题。

关键词：动力传动系统；ADAMS；振动前言*某牵引车在重载以10km/h左右车速爬坡时出现变速箱振动大的问题。

实车现场测试结果如下图1所示（变速箱上振动加速度，单位：m/s²，下同）：图1故障工况测试结果结果显示故障工况下Z向的振动加速度有明显峰值，且远大于X、Y向振动峰值；相同车速下平路工况进行测试，结果显示振动峰值仅为爬坡时峰值的1/5~1/6。

1 理论分析此车型的传动轴采用不等速万向节连接，传动轴转动时会产生2阶振动，2阶振动大小跟传动轴夹角及传递的扭矩大小有关[2]，在固有模态分析的基础上，进行激励频域响应分析，提取变速箱的振动各方向响应。

频率响应分析结果如下图2所示。

图2系统振动频域响应分析结果上图显示变速箱的z向振动在7.8Hz处出现了大的峰值，且Z向的响应远大于X、Y向响应；与实际测试结果（见图1）也一致。

采用如下计算公式可以计算出1阶频率。

式中，n传动轴理论平均转速；R驱动轮滚动半径 0.496 m；V行车速度10Km/h；i是驱动桥总传动比：4.11。

2阶为一阶频率的2倍：约为7.34Hz，此频率与测试出现的振动频率7.5Hz非常接近。

经计算在相同车速下，爬坡时传动轴输出扭矩是平路工况11倍左右，因此会导致爬坡时变速箱振动加速度明显加大。

同时由于在此频率下出现了振动峰值，判断动力传动的悬置系统某一阶固有频率可能接近于此7.5Hz。

2 系统固有模态仿真分析在ADAMS中建立如下的振动仿真分析模型如图3所示。

图3动力传动系统振动仿真分析模型如上图所示，在ADAMS中建仿真分析模型已经实际的动力传动及模型参数（发动机、变速箱、传动轴质量及惯性参数和悬置参数，及传动轴夹角）。

基于ADAMS的有轨引导小车运动学仿真及设计改进

图４小车导向轮在水平平行轨道方向（轴向）受力
通过图４可看出，小车前后导向轮在接触轨道侧栏后产生
压力，车前后两导向轮所受平均压力之和达到３０小０Ｎ左右。南
于导向轮功能和结构限制，向轮润滑和受力能力都差。长期承导
受如此大的力，车导向轮容易损坏而引起事故。小
第ｌ０期２１０２年ｌ０月
文章编号：０１３９（０２１— ０ｌ０１０ — ９７２１）００８一３
机械设计与制造
ＭａｈｎｅｙＤｅｉｎｃｉｒｓｇ＆Ｍａｆｃｕｅｎｕａｔｒ８１
基于ＡＡＤＭＳ的有轨引导小车运动学仿真及设计改进水
５原因分析及设计改进
为考虑小车运行平稳，小车大部分结构都对称设计，而电机
｝Ｃｌｂｓｌｅｎｄｔｘ，ｓｌｎｎｏｒｉｅｆｒａｏｔａ．ｃｏ－｛ＣＴｏｙｅｉｔｅｏｔｅｉｏｈａｉｒｕｉｉｕｏｎｄｅｍｔｎｈｓｆＡｃｒＩｎｎａｄｎｈｏｓｅｆｅｓｅｔｇｎｃｄａｄｏｉｏｅｈｔｔｌｔｆｄ
Ｖｅｉｌ（ｈｃｅＲＧＶ）ａｅｎＡＤＢｓｄｏＡＭＳ
Ｈｎ，ＡＧＪａ— ｕＩｕ－ｉＨＡＧＤｎ－ｉ２ＵＺｉｕＵＭｉＩＮｉｇｏ，Ｘｅｔ，ＵＮｏｇｘｎ，ｈ－ｎＹｎＷＵ￣Ｌｊ
（．ｏｌｇｆｃａｉａｇｎｅｉｇＤｏｇｕｉｅｓｔ，ｈｎｈｉ０１２Ｃｉａ２ＳａｇａｏｉｔｓＥｑｉｍｅｔ１ＣｌｅｏｈｎｃｌｅＭｅＥｎｉｅｒｎ，ｎｈａＵｎｖｒｉＳａｇａ６０，ｈｎ；．ｈｎｈｉｇｓｉｕｐｎｙ２Ｌｃ

基于ADAMS_Vibration的轧辊磨床测量装置振动特性仿真_刘静

高昂等弊病，
1． 1 ADAMS / Vibration 自由振动分析
使用 ADAMS / Vibration 的自由振动分析可以计算
系统固有频率，求解系统各阶模态主振型。计算固有
频率的方法是使用拉普拉斯变换在仿真运行点使模型
变换为线性矩阵，再通过本特征向量计算系统的固有
频率和阻尼比。
单自由度质量－弹簧－阻尼系统自由振动运动微
DOI:10.13841/ki.jxsj.2010.12.003
第 27 卷第 12 期 2010 年12 月
机械设计
JOURNAL OF MACHINE DESIGN
Vol． 27 No． 12 Dec． 2010
基于
ADAMS
/
Vibration
பைடு நூலகம்
*
的轧辊磨床测量装置振动特性仿真
刘静1 ，李郝林1 ，黄德杰2
关键词：轧辊磨床；测量装置； ADAMS / Vibration；振动仿真中图分类号： TG333． 72； TG391． 9 文献标识码： A 文章编号： 1001 － 2354（ 2010） 12 － 0029 － 05
随着钢铁业的蓬勃发展，轧辊磨床的市场需求量能成为设计成功与否的关键。抵抗振动能力的大小是
1，3 测量臂； 2 横梁； 4 砂轮架； 5 砂轮； 6 轧辊图 1 测量支架简图
测量支架振动分析的三维几何模型利用 Solid Works 软件构建，然后用软件接口将其导入到 ADAMS 软件中，添加约束、力等信息，其中振动分析所用的激励、输入通道、输出通道用 ADAMS / Vibration 模块实现。根据支架结构，在创建振动分析模型时，通过在横梁和砂轮架之间添加 8 个阻尼器约束来模拟横梁与砂轮架之间结合部的刚度和阻尼，砂轮架和基座之间螺栓连接结合部的刚度和阻尼也由 8 个阻尼器约束来模拟，如图 2 所示。

基于ADAMS的并联机器人振动特性仿真及结构优化

引言1
并联机器人是机器人技术与机床技术相结合产生的高科技产品,具有高精度、高刚性、高速度、高加速度、高柔性、高灵活性、重量轻等优异性能。随着现代并联机器人日益向高速、高效、高精度和大型化、集成化发展，在许多情况下，其振动性能的优劣是影响其性能提高的重要因素。因此如何限制其振动效应或提高其抗振性能成为设计成功与否的关键。近年来,各国学者已经对并联机器人振动特性方面进行了许多有价值的研究工作。Jinwook 和 F.C.park[1]基于几何法提出了对并联机器人的一阶刚度和振动分析的方法, 并对并联机构进行了刚度及变形分析。韩清凯[2]等人采用多
联G 。G当G三杆根据加工要求分别伸长或缩短时，使动平台具有 x, y, z 三个自由度。刀头摆动可实现立卧转换，若再在旋
转刀具的下方安装一个数控回转工作台，此机床即可以实现五面体加工。如果再配置自动换刀机构，该并联机器人将进化为一个五轴联动加工中心[8]。
1 6
2
7
9
11
8
4
5 3 10
1,2,3-伸缩杆；4 –平行机构；5-固定支座；6,9-固定框； 7-动平台；8-铣头；10-双十字轴；11-小臂 2 图 2 三杆并联机器人结构图 Fig.2 Sketch of the 3-TPS parallel robot
化后再次对系统进行仿真测试，结果表明构件结构优化后的结果较为理想。
关键词：并联机床；激振测试；柔性体；ADAMS
中图分类号：TP919
文献标识码：A
文章编号：1004-731X (2008) 14-3721-05
Simulation of Vibration Characteristic and Optimization for Parallel Robot Based on ADAMS

基于ADAMS的振动给料机动力学分析及应用

设计计算DESIGN & CALCULATION78建筑机械 2014.4［收稿日期］2014-01-20［通讯地址］徐怀玉，徐州市经济开发区桃山路29号徐州徐工施维英机械有限公司技术办基于ADAMS的振动给料机动力学分析及应用徐怀玉，郑永生，王志强，李洪聪（徐州徐工施维英机械有限公司，江苏徐州221004）［摘要］以某型移动式破碎站为研究对象，利用动力学仿真软件ADAMS 建立其振动给料机的虚拟样机，对其两种工作状态进行仿真，获得振动位移曲线。

结果表明，该方法求出的结果与实际振动情况基本一致，并得到了给料机共振时的振动状态，为整个给料系统的设计提供了参考依据。

［关键词］振动给料机；ADAMS；共振［中图分类号］TU63+3 ［文献标识码］B ［文章编号］1001-554X（2014）04-0078-03Dynamic analysis and application of vibrating feeder on the basis of ADAMS XU Huai-yu，ZHENG Yong-sheng，WANG Zhi-qiang，LI Hong-cong移动式破碎站可用于矿山开采及建筑垃圾回收再处理，主要结构如图1所示。

振动给料机作为移动式破碎站的关键部件，主要作用是将块状、颗粒状物料从料斗中均匀、定时、连续地输送到破碎装置中。

目前，移动式破碎站用振动给料机多采用双偏心轴激振器，其结构特点能保证设备承受大块物料下落的冲击，且给料能力大。

图1 移动式破碎站主要结构对于振动给料机的设计，目前只对机械指数、振动频率、振幅、给料速度等参数进行理论计算，而振动给料机启动过程要经过共振区，这时的振动状态参数是设计整个给料系统的关键。

应用解析法计算出启动过程的振动特性非常烦琐，本文利用动力学仿真软件ADAMS对某型号破碎站用振动给料机进行仿真分析，得到动力学参数值，为整个给料系统的设计提供依据。

基于ADAMS的柔性基础振动系统隔振性能分析

在 ADAM S进行动力学分析后 ,可生成有限元软件
使用的载荷文件 (即. lod文件 ) ,利用此文件可向有限
元软件输出动力学仿真后的载荷谱和位移谱信息。有
限元可直接调用此文件生成有限元分析中力的边界条
件 ,以进行应力、应变以及疲劳寿命的评估分析和研
究 ,这样可得到基于精确动力学仿真结果的应力应变
分析结果 ,提高计算精度。可见 , ADAM S软件与有限
元软件结合 ,能很好地研究刚柔耦合动力系统的静态
与动态特性。本文选用的有限元软件为 ANSYS。
2 柔性基础隔振系统频域分析
ADAM S软件带有振动分析模块 ADAM S \ V ibra2 tion,利用该模块 , 能对 ADAM S 模型进行频域分析。 ADAM S \V ibration对于非线性因素的处理是在系统工作点附近对其进行线性化 ,因此严格来说 , ADAM S \V i2 bration模块并不适合研究非线性系统。本节所作的频域分析均是将非线性隔振系统在其平衡点处进行线性化后进行的。
图 3所示为柔性基础上隔振系统的振级落差曲线 ,图中虚线为被隔振设备上各测点加速度信号的平均功率谱密度 ,点划线为柔性基础上各测点加速度信号的平均功率谱密度 ,实线为两者之差 ,即振级落差曲线。从图上可以看出 , 5. 74 Hz与 10. 54 Hz为系统在竖直方向存在的两阶刚体运动固有频率。根据基于刚
为振级落差方法。本文采用加速度振级落差作为评价
隔振系统性能的指标 ,并讨论系统参数对隔振性能的影响。本章若无特别说明 ,加速度级均以 1 mm / s2为参考值 ,位移的功率谱均以 1 mm为参考值来得到分贝值。
对于如图 1 所示的柔性基础隔振系统 ,利用 AD2 AM S \V ibration模块在被隔振设备 1质心处设置激振器 1,从 1 Hz至 1 000 Hz作正弦扫描 ,力幅值为 2 000 N; 在被隔振设备 2质心处设置激振器 2,同样从 1 Hz至 1 000 Hz作正弦扫描 ,力幅值为 3 000 N;在柔性基础上各个隔振器附近均匀设置 9个输出通道以测量基座的加速度。在被隔振设备 1与 2上各设置 5个输出通道测量被隔振设备振动加速度级。

adams振动分析实例中文版

1.问题描述研究太阳能板展开前和卫星或火箭分离前卫星的运行。

研究其发射振动环境及其对卫星各部件的影响。

2.待解决的问题在发射过程中，运载火箭给敏感部分航天器部件以高载荷。

每个航天器部件和子系统必学设计成能够承受这些高载荷。

这就会带来附加的质量，花费高、降低整体性能。

更好的选择是设计运载火箭适配器（launch vehicle adapter）结构。

这部分，将设计一个（launch vehicle adapter）的隔离mount，以在有效频率范围降低发射震动传到敏感部件的部分。

关心的敏感部件在太阳能板上，对70-100HZ的输入很敏感，尤其是垂直于板方向的。

三个bushings将launch vehicle adapter和火箭连接起来。

Bushing的刚度和阻尼影响70-100HZ范围传递的震动载荷。

所以设计问题如下：找到运载火箭适配器系统理想刚度和阻尼从而达到以下目的：传到航天器的垂直加速度不被放大；70-100HZ传递的水平加速度最小。

3.将要学习的Step1——build：在adams中已存在的模型上添加输入通道和振动执行器来时系统振动，添加输出通道测量响应。

Step2——test:定义输入范围并运行一个振动分析来获得自由和强迫振动响应。

Step3——review：对自由振动观察模态振型和瞬态响应，对强迫振动，观察整体响应动画，传递函数。

Step4——improve：在横向添加力并检查传递加速度，改变bushing的刚度阻尼并将结果作比较。

添加频域测量供后续设计研究和优化使用。

3.1需创建的东西：振动执行器、输入通道、输出通道完全非线性模型打开模型在install dir/vibration/examples/tutorial satellite 文件夹下可将其复制到工作木录。

加载Adams/vibration模块：Tools/ plugin Manager.仿真卫星模型：仿真看其是否工作正常，仿真之前关掉重力，这个仿真太阳能板在太空中的位置。

基于adams的轴承振动失效分析

Engineering MECHANICS,Vol.14,2007,No.4,p.259–268259VIBRATION ANALYSIS OF ROTARY DRIERFrantiˇs ek Palˇc´a k*,Martin Vanˇc o*In this paper the transfer of vibration from motor to the bottom group of rotary drieris analyzed in the ADAMS/Vibration module environment.Excitation from unba-lanced motor shaft is transferred through bearings mounted in side shields to thetransmission device and bottom plate.Output results were time-domain courses ofdisplacement,velocity,acceleration and transfer functions,frequency response func-tions and modal coordinates corresponding to excitation frequency.Key words:vibration,rotary drier,frequency response1.Description of goalsThe goal of vibration analysis of rotary drier developed by Bosch Siemens Hausgeraete, Michalovce was the evaluation of vibration transfer from motor to the bottom plate.Ob-tained results should be used as comparative values for experimental results from point of view of allowed level of vibration.To obtain physically relevant results for basic insight of its functional and vibrational properties3D model of drier bottom plate(Fig.1)includes bearings,transmission-device with belt and bottom plate with attachment elements.Fig.1:Scheme of drier’s bottom plate2.Task stepsThe requested research oriented to the virtual dynamic analyses of mechanical system with gross motions dictates to adopt mechanical system simulation technology to perform *Assoc.Prof.F.Palˇc´a k,Ph.D.,MSc.M.Vanˇc o,Strojn´ıcka fakulta,Slovensk´a technick´a univerzita v Brati-slave,N´a m.slobody17,81231Bratislava260Palˇc´a k F.et al.:Vibration Analysis of Rotary Drier following task steps:1.For dynamic simulation with3D-Submodel of drier motor including bearing,transmis-sion device and belt(without bottom plate)an unbalance of200mg on rotor(rotation 2730rpm)and torsion of100Hz,200Hz and300Hz was used as dynamic load.The results were time dependent quantities on the outer ring of the bearing,side shields and stator(rigid bodies).2.Vibration of the motor was investigated using MSC.ADAMS/Vibration.Obtained resultscontain frequency response functions from excitation point on motor to the outer ring, side shields and stator.3.Based on the results form theﬁrst and second step a virtual numerical3D-Model ofdrier bottom plate was developed.Time-domain dynamic analyses were used to verify functionality and proper behavior of model.The time dependent displacements,velocities and accelerations of the bearings outer rings,side shields and stator(rigid bodies)were obtained for simulations based on the same loading conditions as in step1.4.Final step was dedicated to analyze transfer of vibration from motor to deﬁned pointson bottom plate(Fig.7).Excitation was caused by rotating unbalanced mass within the range from0.1Hz to10000Hz.Fig.2:3D model of drier bottom plate3.Theoretical background of used computational technologyVibration analysis is a frequency domain simulation of MSC.ADAMS models.This simulation can be a normal modes analysis in which the eigenvalues and mode shapes for the model are computed.The frequency domain simulation can also be a forced response analysis using the input and output channels along with the vibration actuators.Input channels provide a port into our system so we can obtain a plot of the frequency response or drive our system with an input force using a vibration actuator.When we create an input function a vibration actuator applies an input force to vibrate the system.A vibration actuator can contain expressions that let us use both time and frequency inputs.Each input channel must reference only one vibration actuator but each vibration actuator,however, can be associated with multiple input channels.Engineering MECHANICS 261Swept sine deﬁnes a constant amplitude sine function being applied to the model.f (ω)=F [cos(θ)+j sin(θ)](1)where :f is the fequency ωdependet forcing function,F is the magnitude of the force and θis the phase angle.Fig.3:Principle of leading and lagging excitationsTransfer function is the magnitude and phase response produced by a given input channel at a given frequency ωfor a given output channel.For frequency response computation,the linearized model is represented as:s x (s )=A x (s )+B u (s ),(2)y (s )=C x (s )+D u (s )(3)where:s is the Laplace variable and A ,B ,C and D are state matrices for the linearized model.The system transfer function can be represented as :H (s )=y (s )u (s )=C (s I −A )−1B +D (4)where :H (s )is the transfer function for the model and I is the identity matrix of dimension equal to the number of system states.For a given vibration analysis,the system frequency response y (s )is given as :y (s )=H (s )u (s ).(5)Modal coordinates are states in the frequency domain solution associated with a speciﬁc mode.Modes most active in a frequency response can be identiﬁed from the modal coordi-nates.The modal coordinates are computed as :x (s )=(s I −A )−1B u (s ).(6)PSD of output channels for given input PSDs is given as :p (s )=H ∗(s )U (s )H (s )(7)where :p (s )is the matrix of power spectral density,H ∗(s )is the complex conjugate trans-pose of H (s )and U (s )is the matrix of input spectral density.262Palˇc´a k F.et al.:Vibration Analysis of Rotary Drier 4.Modelling of contact forcesFor models of contacts in our model were used2D impact force contacts,which include the interaction between planar geometric elements(circle and point).F n=k(g e)+STEP(g,0,0,d max,c max)d gd t.(8)In Eq.(8)g represents the penetration of one geometry into another,d g/d t is the penetration velocity at the contact point,e is a positive real value denoting the force exponent,d max is a positive real value specifying the boundary penetration to apply the maximum damping coeﬃcient c max.The bearing model depicted on the Fig.4is advanced bearing model with possibility of ball settling and enabling to obtain relevant contact forces between inner ring and bearing ball(Fig.5).Fig.4:Advanced bearing model for contact forces and possibility of ball settlingFig.5:Time course of contact force between inner ring and bearing ballEngineering MECHANICS263 On the Fig.6is comparison of time courses of response forces inﬁxed joint connecting bearing outer ring with ground with excitation from unbalanced mass and without excitation.Idealized geometric constraintsTo preserve guidance of belt against pulley and balls against rings in bearings there were used planar joints.Fig.6:Time courses of response forces inﬁxed joint connecting bearing outerring with ground;small wawes are caused by unbalanced massFig.7:Frequency response function of AS shield accelerationand transfer function of AS shield acceleration264Palˇc´a k F.et al.:Vibration Analysis of Rotary Drier 5.Disscusion of obtained resultsOn the Fig.7is frequency response function and transfer function corresponding to the excitation by unbalanced mass of200mg on the rotor.On Fig.8is steady state portion of force response in attachment mount(MOUNT1) after low passﬁltering with cut oﬀfrequency200Hz because working range of drier is about excitation frequency45.5Hz.On Fig.9is time range between0.2and0.2219corresponding to one revolution of motor shaft.Fig.8:Force response in attachment mount(MOUNT1on Fig.2)to the excitation from motorFig.9:FFT analysis of displacement response of bottomplate in attachment mount(MOUNT1)Engineering MECHANICS265 From results yields that lower value(45.5Hz)corresponding to rotation of unbalance mass and higher value(554.6Hz)is caused by excitation due to contact of belt segments with pulley.In this section we deals with obtained frequency response functions(FRF from excitation point to the center of gravity of the outer ring,end shields,stator and bottom plate).Input point of excitation is located on the motor shaft.On the Fig.10is depicted the frequency response function of bottom plate center of mass acceleration.Fig.10:Frequency response function of bottom plate center of mass acceleration with frequency and magnitude axes in linear scaleFig.11:Position of output points for requested vibration responses Other response outputs are denoted OP1–OP9according to Fig.11with deﬁned positions of output points.Output points OP6,OP7,OP8and OP9are on attachment mounts of bottom plate to the ground.266Palˇc´a k F.et al.:Vibration Analysis of Rotary Drier Onﬁgure Fig.12are results for acceleration of output points,because acceleration is often used as a measured quantity in real experiments.For comparison the frequency357.73Hz was selected,because in this value we can see ampliﬁcation of responses.Fig.12:Frequency response functions for accelerations of bottom plate output points (frequency and magnitude axis are in linear scale)Fig.13:Modal coordinates corresponding to excitation frequency45.5Hz from input channel in horizontal(x-direction)are displayed in the upper plot,and frominput channel in vertical(y-direction)are displayed in the lower plot From whole frequency spectrum we concentrate on responses corresponding to the exci-tation frequency45.5Hz.On Fig.13we see which of normal modes(165,480in y-direction and139,165,480in x-direction)have highest values of modal coordinates.In Tab.1are sorted modal coordinates according to their magnitudes for excitation frequency(45.5Hz) at input channel in horizontal x-direction,resp.vertical y-direction.Engineering MECHANICS267 Input channel x-direction Input channel y-directionMode Modal Coordinate Mode Modal Coordinate4800.3584164800.5845751650.1688511650.2334241390.0794611390.02575174930.0335*******.02182631410.022********.01554532460.022********.007555511590.01912462460.007445551700.01866871410.007268041550.01849122550.006971452500.01574752450.00660005Tab.1:Modal coordinates for excitation frequency45.5Hz from input channelin horizontal x-direction,resp.vertical y-direction in the tabular form6.ConclusionTo obtain better understanding of vibration transfer from motor to the bottom plate all three types of obtained results,from functional,time domain and frequency domain analyses were presented in this paper.It can be concluded,that all obtained results are acceptable from physical point of view and with respect to accuracy and performance are in line with expectations.The FFT analysis of results from dynamic simulation of the motor in time domain conﬁrmed correctness of the excitation frequency45.5Hz corresponding to the rotation 2730rpm.In theﬁrst dynamic time domain simulation we detected unwanted inﬂuence of belt,which is documented by FFT analysis on Fig.6(frequency554.6Hz)corresponding to excitation of belt segments(for one revolution of shaft,12.2segments passes over shaft pulley and therefore12.2·45.5=555.1).From Fig.8we can conclude that the highest values of acceleration are on attachments points of bottom plate to the ground(OP6,OP7,OP8 and OP9).For documentation how is possible to obtain better insight into modal properties we preparedﬁgures Fig.9with modal coordinates related to excitation frequency(45.5Hz).The highest modal coordinates give us information which normal modes(165,480in y-direction and139,165,480in x-direction)contribute to unwanted frequency response.As was stated,from methodical point of view the virtual model used for this research consist of rigid motor shaft and bottom plate with compliant attachments,which is initial phase of reality representation for study of vibration transfer to the bottom plate.The main goal in next steps of research will be to achieve properties of virtual3D-model of drier bottom group closer to the reality.A necessary reﬁning of the virtual3D-model of bottom group should be achieved using input data obtained by physical experiments(nonlinear characteristics of compliant attachment elements).Further step of reﬁning the rigid parts considered in the initial model(shaft,side shields,bottom plate)should be replaced by ﬂexible bodies.AcknowledgementThis work was supported by the Scientiﬁc Grant Agency of the Slovak Republic VEGA under the grant number1/2092/05.This support is gratefully acknowledged.268Palˇc´a k F.et al.:Vibration Analysis of Rotary DrierReferences[1]Harris C.M.,Piersol A.G.:Harris’Shock and Vibration Handbook–Fifth Edition,McGraw-Hill,2002[2]Inman D.J.:Engineering Vibration,Prentice Hall,Inc.,2001[3]Mathews C.:Engineers’Guide to Rotating Equipment,Professional Engineering PublishingLimited,2002[4]Mobley K.R.:Vibration Fundamentals,Newnes–Reed Elsevier Group,1999Received in editor’s oﬃce:January16,2006Approved for publishing:May25,2006Note:The paper is an extended version of the contribution presented at the national con-ference with international participation Engineering Mechanics2005,Svratka,2005.。

基于ADAMS的滚柱直线导轨副的动态仿真

文章编号: 1001 - 2265 ( 2011 )10 - 0031 - 053 基于A D AM S的滚柱直线导轨副的动态仿真荣伯松1 , 2 ,宋现春1 ,姜洪奎1 ,唐文成1 ,李保民2 ,朱继生2 ,王志民2 ,李慧2 ,杜伟2 ( 1. 山东建筑大学机电工程学院, 济南272071 )250101; 2. 山东博特精工股份有限公司, 山东济宁摘要:针对于高速重载滚柱直线导轨副实际使用中存在的问题,以滚柱直线导轨结构设计和性能为分析重点,应用机械动力学理论、多体动力学理论及虚拟样机技术,在虚拟样机技术分析软件AD 2 AM S环境下对滚柱直线导轨副进行动态仿真研究,建立结构参数及性能与仿真输出结果联系,对结构参数进行优化设计,提高滚柱直线导轨设计效率及产品性能。

关键词: ADAM S;滚柱直线导轨;机械系统动力学;多体动力学;虚拟样机技术;结构参数中图分类号: TH16; TG65文献标识码: ABa sed on AD AM S the Ro l ler L i n e a r Gu ide s D ynam i c S i m u l a t i onRON G B a i2song1 , 2 , S ON G X i an2chun1 , J I A N G Hong2ku i1 , T AN G W en2cheng1 , L I B a o2m i n2 ,ZHU J i2sheng2 , WAN G Zh i2m i n2 , L I H u i2 , DU W e i2( 1. Schoo l of M e cha t r on i c s, Shandong J i anz hu U n i ve r sity, J i nan 250101 ,Ch i na; 2. Shandong B e s t P rec i2 si o n co. L td, J i n i ng 272071 , Ch i na)A b stra c t: F o r h ig h 2sp ee d heavy ro lle r l i n ea r g u i des t he p ro b l em s i n a c tu a l use, an a l yz es the s tru c tu r e andp rop e rti es of ro lle r lin ea r g u i des, w ith m ech an ica l dynam i cs, m u lti2body dynam i cs an a ly s i s and V irtua l P r o to typ e T e chno logy, In v i rtua l p ro to typ ing techn ica l ana ly s is sof t w a r e A D A M S env ironm en t to ansy lze the R o lle r L inea r G u id es fo r the dy nam ic s i m u la tion, es tab lish the s truc tu ra l p a ram e te rs and s i m u l a ti o n o u t p u t s li nks t o op ti m i ze the d es i gn p a r am e te r s of the s t ru c tu re, im p rove t he eff ic i ency of ro lle r lin ea rg u i de d es i gn and p ro d u c t p e rfo r m ance.Key word s: AD A M S; tu ra l p a ram e te rsm ech an ica l sy s t em dy nam ics; m u lti2body dy nam ics; s t ruc2ro lle r lin ea r gu ides;图纸方式研发及制造的飞机, 其设计、装配、性能评价及分析就是采用的虚拟样机技术; 美国航天局(NA S A )的喷气实验室设计的火星探测器成功实现火星软着陆,其在设计过程中, JPL 工程师同样是利用虚拟样机技术对飞船不同阶段的工作过程进行预测分析,模拟相互之间的相互作用,从而对设计飞船方案进行修改,最终保证火星登陆计划的成功。

matlab二自由度系统振动

利用Adams 和Matlab 对二自由度系统振动进行仿真与分析一、实验思想Adams 是一种可以对一些典型运动进行高效仿真的软件，本实验是利用Adams 对二自由度系统振动进行仿真及分析，再和理论公式对比，并用另外一种常见的仿真软件Matlab 的仿真结果进行对比，观察两者的差异，分析软件仿真产生差异的原因，加深对二自由度系统振动的理解。

二、二自由度系统振动分析固有频率取决于系统本身物理性质，而与初始条件无关。

对于二自由度的振动系统是有两种频率的简谐波组成的复合运动，这两个频率都是系统的固有频率。

主振型是当系统按固有频率作自由振动时，称为主振动。

系统作主振动时，任何瞬时各个运动坐标之间具有一定的相对比值，即整个系统具有确定的振动形态，称为主振型。

强迫振动是振动系统在周期性的外力作用下，其所发生的振动称为强迫振动，这个周期性的外力称为驱动力。

三、二自由度系统自由振动1.建立二自由度系统振动模型1）创建底座：先生成一个尺寸合适的长方体基体，再使用add to part 指令创建底座的侧壁。

2）使用new part 指令分别创建两个滑块，创建滑块时应注意滑块与滑块、滑块与侧壁之间的尺寸适当。

3）弹簧连接：分别用弹簧链接滑块、侧壁的中心点。

弹簧生成后，依次选中弹簧，在modify 选项中的stiffness and damping 下拉菜单中将damping coefficient 设置成no damping，即弹簧无阻尼。

添加约束：底座和地面固定，滑块和底座用滑动副连接。

弹簧刚度分别改为1、1、2(newton/mm)滑块质量分别为1.0 2.0滑块与机体滑动副的阻尼改为1.0E-0072.模型展示3.运动仿真结果设置x10=12经过Adams 运算后，滑块1、2 运动状态如图所示：4.matlab验证程序：k1=1000;k2=1000;k3=2000;m1=1;m2=2;a=(k1+k2)/m1;b=k2/m1;c=k2/m2;d=(k2+k3)/m2;[x1x2]=dsolve('D2x1+2000*x1-1000*x2=0','2*D2x2-1000*x1+3000*x2=0','x 1(0)=0.012','x2(0)=0','Dx1(0)=0','Dx2(0)=0','t')t1=0:0.01:2;;x1=subs(x1,'t',t1);x2=subs(x2,'t',t1);figureplot(t1,x1,'-');title('系统响应x(1)曲线');xlabel('时间/s');ylabel('位移/m');figureplot(t1,x2,'-');title('系统响应x（2）曲线');xlabel('时间/s');ylabel('位移/m');计算结果：5.结果分析存在差异的原因是Adams 仿真中并没有完全忽略摩擦力，而Matlab 计算时没有考虑摩擦，故存在差异，但是在允许范围内。

基于Adams有轨起重机的非圆轨道修正及动态仿真

基于Adams有轨起重机的非圆轨道修正及动态仿真董达善;韩灿;孙友刚;乔榛【摘要】In order to solve the problem that the rail crane gnaws rail during turning.The method of fixing medial orbital firstly and then revising the lateral orbital were proposed.For medial orbital,it is joined to an cyclotron line between straight line and arc segments,which can change the radius of curvature from infinity gradually transition to the arc radius of curvature gradually;for the lateral orbital,it is calculated the lateral angle of two points tracks through four door points.Then the center line of the two tracks can be calculated,namely the lateral orbital of the four door points,and further revise the lateral orbital through superposing several rounds of revised delta δ.Adams is applied to test whether fi xed orbit can be passed though safely,and further used to optimize the size of crane base and balance beam. Results show that the greater Ls length is joined,the smaller the offset.At the same time,it is concluded the optimal solution of rail crane balance beam and basal streak%为了解决有轨起重机在转弯时,出现的啃轨问题.提出先修正内侧轨道再修正外侧轨道的方法.对于内侧轨道,在直线段和圆弧段轨道加入一段缓和曲线,使曲率半径从无穷大逐渐过渡到圆弧曲率半径;对于外侧轨道,通过四角门框计算出外侧两角点的轨迹.通过求两角点轨迹的中线,即四角门框的外侧轨道,再叠加多轮修正值δ进一步修正外侧轨道.应用Adams进行动态仿真,验证修正轨道是否可以安全通过,并用Adams仿真优化起重机基距、平衡梁尺寸.结果表明,加入的回旋线长度Ls越大,有轨起重机大车在转弯时,出现的偏移量越小.同时,得出有轨起重机平衡梁和基距最优解.【期刊名称】《科学技术与工程》【年(卷),期】2017(017)025【总页数】6页(P57-62)【关键词】有轨起重机;轨道修正;偏移量;回旋线;动态仿真【作者】董达善;韩灿;孙友刚;乔榛【作者单位】上海海事大学物流工程学院,上海201306;上海海事大学物流工程学院,上海201306;上海海事大学物流工程学院,上海201306;上海海事大学物流工程学院,上海201306【正文语种】中文【中图分类】TH213有轨起重机在码头工作时，由于码头场地限制，需要从直线轨道运行到与之成某一角度的另一直线轨道，直线轨道之间采用标准圆弧进行过渡。

基于ADAMS振动仿真的传动系统振动问题整改

基于ADAMS振动仿真的传动系统振动问题整改
黎仕增;张德华;周伟;蒋银静
【期刊名称】《装备制造技术》
【年(卷),期】2017(000)012
【摘要】某牵引车在重载爬坡约10 Km/h车速时出现变速箱抖动比较严重,此问题严重影响了整车的舒适性.对实车现场测试和理论分析后,在ADAMS中建立动力传动系统模型,并通过振动仿真再现了问题现象,在此基础上提出了不同的整改策略,依据改进策略对改进前后模型仿真分析对比发现效果明显.最后依据改进策略修改动力传动系统设计并实车测试,测试结果改善效果明显与振动仿真分析结果一致.运用ADAMS振动仿真分析技术不仅再现了问题并成功解决了此振动问题.
【总页数】4页(P190-192,199)
【作者】黎仕增;张德华;周伟;蒋银静
【作者单位】广西机电职业技术学院,广西南宁530007;柳州铁道职业技术学院,广西柳州541007;北海职业学院,广西北海536000;广西机电职业技术学院,广西南宁530007
【正文语种】中文
【中图分类】TH132.3
【相关文献】
1.基于ADAMS的某4×4车辆振动响应仿真 [J], 谢广苏
2.基于ADAMS的轧机振动仿真分析 [J], 刘彪; 董兆伟; 万晓航
3.基于ADAMS的双轴直线振动筛设计与仿真分析 [J], 勾富强;尹志宏;杨云福;牛宪伟
4.基于ADAMS的移动破碎站振动给料机动力学仿真分析 [J], 刘洋
5.船舶动力传动系统振动特性的ADAMS仿真研究 [J], 闫伟
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基于ADAMS的SCARA机器人的振动特性分析

基于ADAMS的SCARA机器人的振动特性分析基于ADAMS的SCARA机器人的振动特性分析一、引言SCARA机器人作为一种常见的工业机器人，由于其结构独特、性能稳定而在现代制造业中得到广泛应用。

然而，在实际工作中，SCARA机器人的振动问题经常会影响其工作精度和性能。

为了解决这一问题，本文基于ADAMS软件对SCARA机器人的振动特性进行了分析，并探讨了振动对机器人性能的影响。

二、SCARA机器人的基本结构与工作原理SCARA机器人是一种具有水平手臂和垂直手腕的工业机器人，其结构类似于人类手臂。

它由两个旋转关节和一个伸缩关节组成，可以在平面内完成各种复杂操作。

其工作原理是通过电脑控制系统驱动电机，实现运动轨迹和工作任务的控制。

三、ADAMS软件在振动特性分析中的应用ADAMS是一种用于仿真多体动力学系统的软件工具，具有强大的建模和分析功能。

在SCARA机器人的振动特性分析中，ADAMS可以模拟机器人的运动过程，计算机器人各个部件的振动情况，并提供相关的参数和结果。

四、SCARA机器人振动特性的分析方法1. 机器人结构刚度的分析：机器人的结构刚度是影响振动的重要因素之一。

通过建立机器人的有限元模型，可以计算机器人各个部件的刚度，分析其对整个机器人振动的影响。

2. 负载对机器人振动的影响：SCARA机器人在工作时通常会承载一定的负载，而负载的大小和位置会对机器人的振动特性产生影响。

通过在ADAMS中设置不同的负载条件，可以模拟机器人在不同工作状态下的振动情况。

3. 控制系统的反馈调节：机器人的控制系统可以通过调节控制参数实现对机器人振动的控制。

通过在ADAMS中模拟机器人的控制系统并进行参数调节，可以分析控制系统对机器人振动特性的影响。

五、实验结果及讨论在ADAMS中建立了SCARA机器人的模型，并利用上述方法对其振动特性进行了分析。

实验结果显示，在相同工作条件下，机器人的振动幅度随负载的增加而增大，这与实际工作中的情况相符合。

直线导轨系统的动态特性分析与优化设计

直线导轨系统的动态特性分析与优化设计直线导轨系统是一种广泛应用于工业自动化领域的关键设备，它能够实现高速、高精度的线性运动。

在现代制造业中，直线导轨系统被广泛应用于各种机械设备中，如数控机床、工作台、机器人等。

然而，直线导轨系统的动态特性对于系统的运动稳定性和控制精度起着至关重要的作用。

因此，进行直线导轨系统的动态特性分析与优化设计，对于提高系统性能具有重要意义。

首先，对于直线导轨系统的动态特性进行分析可以帮助我们更好地了解系统的运动行为。

直线导轨系统的动态特性主要包括系统的共振频率、阻尼特性和振动模态等。

共振频率是系统产生共振现象的频率，当系统的激励频率接近共振频率时，系统会出现剧烈振动，从而影响系统的运动精度和稳定性。

阻尼特性则决定了系统的动态响应速度和衰减能力，过高或过低的阻尼都会对系统的性能产生负面影响。

振动模态描述了系统在不同频率下的振动形态和振动幅度，对于系统的结构设计和工作台布局起到指导作用。

其次，通过对直线导轨系统的动态特性进行优化设计，可以提高系统的运动精度和控制性能。

首先，我们可以通过选择合适的材料和结构设计来提高系统的刚度，从而增加系统的共振频率，减小共振振幅，提高系统的工作稳定性。

其次，合理选择阻尼器和减振装置，可以有效地降低系统的振动幅度和能量传递，提高系统的抗振能力。

此外，通过调整系统的控制算法和参数，可以提高系统的动态响应速度和控制精度，从而满足不同精度要求的工业应用。

然而，直线导轨系统的动态特性分析和优化设计并非易事，需要综合考虑系统结构、材料、工作条件和控制策略等多个方面的因素。

首先，我们需要对系统进行模态分析和振动特性测试，获取系统的频率响应函数和振动模态数据。

然后，基于系统的动力学建模，通过模拟与仿真分析，评估系统的动态特性和性能参数，为系统的优化设计提供依据。

最后，在系统设计和维护过程中，需要进行实时监测和故障诊断，及时发现和解决系统的动态特性问题，从而保证系统的稳定性和可靠性。

基于ADAMS的步履式机器人铰点力及作业参数仿真分析

基于ADAMS的步履式机器人铰点力及作业参数仿真分析王福德，寇智慧，张云（徐工集团道路机械事业部，江苏徐州221004）［摘要］将Pro/E中创建的步履式机器人的三维模型导入ADAMS，建立了虚拟仿真模型，并添加约束、运动、外力和step函数，通过多次仿真分析，得出步履式机器人各铰点力变化曲线及最大受力峰值，并对各作业参数进行了仿真分析，得到最大挖掘半径、最大挖掘高度、最大卸载高度、最大挖掘深度以及最小回转半径等作业参数。

仿真过程及结果为步履式机器人结构的设计及优化、有限元分析、力学性能的校核以及作业性能的提升提供了理论依据。

［关键词］步履式机器人；ADAMS；仿真模型；铰点力；作业参数［中图分类号］TP242 ［文献标识码］A ［文章编号］1001-554X（2014）12-0084-05Simulation analysis of hinge point power and operation parameters withwalking robot based on ADAMSWANG Fu-de，KOU Zhi-hui，ZHANG Yun步履式机器人是一种平地、山地、林地、沼泽地通用的全地形、多功能的步行式越障挖掘机，通过轮式驱动与步履式行进相结合的越障方式，能在其它施工机械无法到达的恶劣地形环境进行灾害抢险和施工作业（如图1所示），并通过安装破碎锤、伐木机等各种作业机具，实现破碎、挖掘、钻孔、伐木等各种功能。

123456781. 工作臂2. 液压系统3. 电气系统4. 驾驶室5. 覆盖件6. 步履式底盘7. 回转平台8. 动力与传动系统图1 步履式机器人作业图本文将Pro／E中创建的步履式机器人的三维模型导入ADAMS中，建立步履式机器人的虚拟仿真模型，并添加约束、运动、外力和step函数，通过多次仿真分析，得出步履式机器人各铰点力变化曲线及最大受力峰值，并对各作业参数进行了仿真分析。

基于ADAMS软件的摆动导杆机构的运动学分析

基于ADAMS软件的摆动导杆机构的运动学分析一、背景：摆动导杆机构是一种应用比较广泛的平面连杆机构，例如牛头刨床上就用了这种机构。

它将曲柄的旋转运动转换成为导杆的往复摆动。

机构相对简单易懂，对于我们初学ADAMS的学生来说便于建模和分析。

二、利用ADAMS的优点：对于摆动导杆机构的运动分析，常用的方法有图解法和解析法。

图解法：直观、方便，但精度不高，需要反复做图。

解析法：人工计算运算量大，容易出错。

利用ADAMS可以产生复杂机械系统的虚拟样机，真实地仿真其运动过程。

精确度很高，而且将计算工作交给计算机能省去大量人工，并且不容易出错。

三、建立力学模型：图中为摆动导杆机构曲柄AB为原动件导杆BC为从动件通过滑块B将曲柄AB的连续转动转变为导杆BC的往复摆动。

四、建立样机模型：首先是给定模型具体的参数：各杆的杆长以及曲柄AB的转速。

利用ADAMS建立样机：根据几何关系确定A、B、C三点的坐标，可以假定C为坐标原点从而确定模型。

再各零件之间建立相应的约束副。

固定副：机架转动副1：曲柄、机架转动副2：曲柄、滑块转动副3：导杆、机架移动副：滑块、导杆右图为理论的样机图下图为实际做的时候建立的样机图，比较理论的样机图，我没有专门建立一个杆将其锁为机架，而是直接在坐标轴上建立了2个点，将坐标轴当作了ac杆。

附图如下五、仿真分析：通过已经建立好的模型给出曲柄的转速，就可以利用ADAMS自动输出构件的位移、速度、加速度等详细的参数。

并且利用这些输出值可以通过ADAMS/View以图形形式输出，从而能清晰地看出他们在仿真过程中的变化规律。

六、具体参数：W=5rad/s AB（主动件）=100mm AC（固连机架的杆）=350mm七、输出图：本图为滑块的位移图。

图中红色线为x方向的位移。

蓝色线为y方向的位移，合成图为一直线。

从图中可以看出滑块进行往复运动，轨迹为一个圆。

本图为滑块的速度图。

图中红色线为x方向的速度。

蓝色线为y方向的速度，合成图为一直线。

基于 ADAMS 的振动过程频率特性分析

基于 ADAMS 的振动过程频率特性分析李晓静;杨丰翔;刘保军【摘要】机械系统动力学分析软件 ADAMS 的后处理模块，能够帮助实现模型调试、试验验证、设计方案改进和结果显示功能，从而便于从可视化角度深入研究设计的有效性。

以一个简单多体动力学模型为例进行振动分析，采用 ADAMS PostProcessor 进行数据的后处理，研究仿真分析过程。

利用 FFT 曲线图进行分析，发现动力学模型的加速度频率特性中谱密度幅值的峰值发生在前19~20 Hz 处，据此可以研究模型系统的性能。

%The post-processing module for mechanical system of dynamics analytical software ADAMS can complete the function of model debugging,experimental verifying,scheme improving and result showing.It is beneficial for exploring the effectiveness of the research from the perspective of visual design.Select a simple multi-body dynamics model as an example for vibration analysis,and use ADAMS PostProcessor for data processing to study the simulation analysis process.By FFT graph analysis,it is found that the dynamic model of acceleration amplitude frequency characteristic of spectral density peak occurred in the frequency between 1 9~20 Hz,which can be used to study the performance of the model system.【期刊名称】《新技术新工艺》【年(卷),期】2015(000)009【总页数】3页(P71-73)【关键词】模型;处理;频率特性【作者】李晓静;杨丰翔;刘保军【作者单位】河南工业职业技术学院，河南南阳 473009;河南北方星光机电有限公司，河南邓州 474150;河南中光学集团有限公司，河南南阳 473000【正文语种】中文【中图分类】TH122虚拟样机仿真是以并行工程思想为指导，建模仿真理论为核心，以各领域计算机辅助仿真软件为工具，进行产品各种性能测试和评估的过程。

Adams振动仿真心得

Adams单自由度隔振扫频研究心得:1.对于box刚体，讨论y方向单自由度，对box需要两点移动副约束，两点要求是棱角点或者中心点，而且两点不能在一个y的高度上（猜测可能有冗余约束）。

2.Box上的两点移动副约束要求：first body 与second body 要求互换，即同一零件不能作为两个移动副的first body。

如果还不行，在满足说说的条件下，多尝试几种组合。

3.重力场的加载与否不影响频响应函数的得出及结果。

频响函数纵坐标单位为分贝，即振幅的常用对数的20倍。

4.幅频特性曲线，无阻尼对应相位差180°，有阻尼对应相位差小于180°。

5.加载重力加速度后，时域仿真会整体自由落体，静态求解会报错，但是不影响频响求解。

6.当弹簧阻尼系数设置过大时，（共振峰值近似消除），频响求解会报错，可能是振动模块无法仿真过阻尼状态。

非线性弹簧下，对于质量块，如何建立力？1.右键弹簧功能图标，选择“箭头指向一点”的图表，确定详细栏中为：Two Bodies、constant，选择质量块→选择ground→选择质量中心→方向确定点。

2.对新建的力以后，要modify一下，因为通过刚度外部数据需由常数改为函数。

3.函数-AKISPL(DM(MAKER_11，PART_3.CM)-400，0，SPLINE_1，0)，大括号内依次表示，MAKER_11和PART_3.CM两标记点之间的距离减参考坐标（即第一变量为变形），没有第二变量，曲线名称为SPLINE_1，微分阶数为零。

4.研究非线性弹簧弹簧力和位移的关系，要用非线性力取代弹簧。

得到的力-位移曲线曲率大的部分放大后会发现是具有滞回特性的。

5.需建立两个测量，监测力和位移。

6.研究有阻尼弹簧振幅衰减过程，可定义衰减系数指标，表示前两个峰值之比。

1.导入的参数文件如果是csv格式，在导入后，time column index 可以不输入1，如果是txt格式需要输入1才能读入数据曲线。

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ｉｂｔｒｃｏｃ，ｈｃｓｖｒｅｐｕｒｇｉｅｃｏｃｓｏｎｉｅｄｔｃｉｇｅｕｐｎｒａｔｍｏｉｕｃｉｇｐｒｓｓｅｔｈｉｅｗｉｈｉｅｙｈｌｆｌｄｈｉｅｆｏｌｅｅｔｑｉｍｅｔｕｏｂｌｐｎｈｎａｔ．ｅｏｆｕｎｎｏｆｅ
文章编号：０６— ４６２１）１０８０１００５（０００ — ０９— ６
基于ＡＡＤＭＳ的导轨副振动特性比较与改进
何康柳和生，，饶锡新
（．南昌大学机电工程学院，１江西南昌３０３；．３０１２上饶师范学院，西上饶３４０）江３０１摘要：轨是汽车冲压件在线检测设备的重要部件，导对汽车冲压件在线检测设备的精度高低有着至关重要的影响，系统的机构误差中７％多与导轨有关。为达到导轨副选型的目的，在０本文就在线检测设备单轴方向的两种导轨副方案：空气静压导轨副和ＬＭ辊子滚动导轨副进行了振动特性研究。首先，对空气静压导轨副的参数进行了理论推导并建立了系统强迫振动模型，次基于ＡＡ其ＤＭＳ振动模块，对两种导轨副进行了模态分析和振动特性比较，最终证明滚动导轨副具有较优的特性。为汽车冲压件在线检测设备的导轨副选择提供了理论参考。关键词：振动特性；导轨副；态分析；模在线检测设备
Ｋｅｏｄｓ：ｉｒｔｏｈａｔｒｓｉｓ；ｇｉａｒ；ｍｏａｎｙｉ；ｄｔｃｉｇｅｕｐｎｙＷｒｖｂａｉｎｃａｃｅｉｔｃｒｕｄｅｐｉｄｌａａｓｓｅｅｔｎｑｉｍｅｔｌ
传统的汽车冲压件主要采用专用检具和三坐标测量机进行检测ｌ２ｌ１－。汽车冲压件检具主要是游标卡尺，样板或样件等Ｊ。对于一些稍微复杂的冲压件的首样检测，往往会花费一个熟练的检测工人几小时甚至一两天的时间。因此，专用检具效率比较
（．ｃｏｌｆｃａｉａａｄＥｅｔｃｎｉｅｒｇＮｎｈｎｎｖｒｉ，ａｃａｇ３０Ｃｉａ１ＳｈｏｏｈｎｃｌｎｌｃｉＥｇｎｅｎ，ａｃａｇＵｉｉｔＮｎｈｎ０３Ｍｅｒａｌｉｅｓｙ３１，ｈｎ；
２ｈｎｒｏＮｒａＣｌｇ，ｈｎｒｏ３００Ｃｉａ．ＳａｇａｏｍｏｅｅＳａｇａ４０，ｈｎ）ｌｌ３
中图分类号：Ｈ１３１Ｔ１．文献标识码：Ａ

ＣｏｐｒｓｎａｄＩｐｏｅｅｔｏｉｅｙＢａｅｎＡＤＡＭＳｍａｉｏｎｍｒｖｍｎｆＧｕｄｗａｓｄｏ
ＨＥｎＬＩＨｅｓｅｇ，Ｋａｇ，Ｕ —ｈｎＲＡＯ — ｉＸｉｘｎ
ｔｅｃｎｎｓｕｔｒｒｏｆｏｌｅｄｔｃｉｎｆｒａｔｍｏｉｕｃｉｇｐｒ．Ｔｏｇｉｅｅｐｏｔｄ：ｅｏｔｔｙｐｒｅｔｉｔｃｕｅｅｒｒｏｎｉｅｅｔｏｕｏｂｌｐｎｈｎａｔｒｎｏｅｓｗｕｄｓａｒｍｐｅａｒｓｉｒａｃｕｄｗｙａＭｏｌｇｇｄｗｙｉｌｈａａｔｒｆａｒｓｔｉｅａｅｄｄｃｄａｄｔｅｆｒｅｉｒ — ｇｉｅａｄＬｒｌｎｉｅａ．Ｆｒｔｎｉｕｓｙ，ｔｅｐｍｅｅｓｏｅｏｔｉｇｄｗｙａｅｕｅｏｃｄｖｂａｒａｃｕｒｎｈｔｎｍｏｅｆｓｎｌｅｒｅｆｅｏｓｓｍｓｅｔｂｉｅ．ＴｅｈｏａｉｏｅｗｅｎｔｏｋｎｓｏｕｄｓｉｄｎｉｄｌｏｉｇｅｄｇｅｒｄｍｙｔｉｓｌｈｄｈｎｔｅｃｍｐｒｎｂｔｅｗｉｄｆｇｉｅｓｏｅｏｅｅａｓｓｆｒｍｏｅａｙｉａｄｖｂａｉｎｃａａｔｒｔｓｂｅｎＡＤｏｄｌｌｓｓｎｉｒｔｈｃｅｉｉａｄｏＡＭＳｖｂａｉｎｍｏｕｅＴｅｒｓｌｐｖｓｔａｒｌｎｉｅｎａｏｒｓｃｓｉｒｔｄｌ．ｈｅｕｔｒｅｈｔｏｌｇｇｄｏｏｉｕ
Ａｂｔｃ：ｕｄｓｒｒｃｌｏｐｎｎｓｎｊｒｌｎａｕｅｎｃｒｃ，ｎｋｐｎａｌｓｖｎｓａｔＧｉｅｅｃｉｍｏｅｔａｄｍａｅｔｏｒａｕａｃｏｅｍｅｔｍｅｓｒｍｅｔｃｕａｙａｄｔｅｕｅｒｅｅ－ａａｙ
第３２卷第１期２１００年３月
南昌大学学报（工科版）
ＪｕｎｌｆａｃａｇＵｉｒｔ（ｎｉｅｒｇ＆ＴｃｎｌｙｏｒａｏｎｈｎｎｖｓｙＥｇｅｎＮｅｉｎｉｅｈｏｇ）ｏ
Ｖｏ．２Ｎｏ１１３．Ｍａ．０１ｒ２０