冲击载荷下的减振分析（精选3篇）
1.冲击载荷下的减振分析 篇一
冲击载荷作用下的结构设计方法
从最基本的.动力学方程出发,通过一维简化研究了某承受特定冲击载荷的支架的动力学响应问题.通过理论公式与有限元方法相结合提出了在冲击载荷下的支架动强度评估方法,可以方便地用于支架在特定冲击载荷作用下的动强度估算,并推广应用到类似的结构设计当中.
作 者：王江 吴德隆 Wang Jiang Wu Delong 作者单位：北京宇航系统工程研究所,北京,100076刊 名：导弹与航天运载技术 ISTIC PKU英文刊名：MISSILES AND SPACE VEHICLES年，卷(期)：“”(3)分类号：V415.4关键词：动强度 冲击载荷 动力学响应 支架
2.冲击载荷下的减振分析 篇二
目前在舱室毁伤研究中, 国内的研究大多数按实际舱室大小缩比关系制作实物舱体, 对模拟舱室进行实爆实验［1，2］。然而, 实验构造的舱室模型的最佳缩比选择还不能确定, 同时考虑到实验的经济性以及实验所需的条件要求, 舱室实爆存在诸多限制。本文通过LS-DYNA软件, 利用数值模拟方法来研究舱室毁伤情况, 考虑不同壁厚舱室结构在爆炸荷载下的破坏情况［3，4］, 假设板与板之间均是通过焊接而成, 且焊接区域的韧性及其他材料性能参数均低于母板［5］。根据等效舱室的毁伤特点和形式, 确定用结构的变形程度和结构飞散动能来定量描述等效舱室的毁伤效应, 准确得到舰船舱室结构在爆炸载荷作用下的动态响应。
1爆轰波与冲击波运动分析
反舰导弹爆炸产生爆轰产物, 爆轰产物在爆轰波作用下加速、膨胀, 同时不断压缩空气, 于是产生空气冲击波, 爆炸初期, 爆轰产物与空气中的介质有明显的区分界面, 随着爆轰产物的运动, 尤其是在空气中产生湍流之后, 这个区分界面已经模糊, 最后与空气中的介质混合在一起。当爆轰产物到达与舱壁界面时候, 冲击波使舱壁结构发生整体形变破坏, 它的特点是具有很强的冲量, 由于初始速度大, 但同时衰减的也比较快［6］。
冲击波的速度关系式为
反射冲击波的速度为
式中: D1和D2为冲击波速度; DPm ( R) 为冲击波超压, 与弹药的参数有关; k为空气的等熵指数; P0为标准大气压; P1为入射冲击波的压力; r0为未经扰动空气介质密度参数。
爆炸冲击波在舱室内运动过程中, 当到达舱壁时, 会出现反射效果, 在舱室角隅处汇集大量的能量, 于是角隅处的破坏作用更明显。根据塑性动力学理论分析, 在舱壁中心处变形相对于其他地方结构变形要小, 在强冲击下, 板架可以通过塑性铰的运动吸收能量, 但角隅处的结构刚度大, 边界约束强, 当破坏大于可以承受的最大的载荷强度时, 角隅处的边缘将出现断裂［7］。
2破坏准则
舰艇结构材料钢采用应变率相关和失效相结合的各向同性塑性随动硬化模型, 通过硬化参数 β 来调整各向同性硬化和随动硬化的贡献。材料进入塑性变形后, 随着变形量的增加金属不断被强化, 引入屈服准则和硬化 ( 或屈服) 规律。
采用Von Mises屈服条件, 计算采用塑性动态硬化模型, 应变率用Cowper-Symonds模型, 屈服应力与应变率关系为
式 ( 3) 中: s是计算应力; e、ePeff分别是应变率和失效应变; α0是材料的静态屈服应力; C、p为Cowper- Symonds应变率参量, EP是材料的塑性硬化模型; b为系数。
材料的破坏采用最大塑性应变破坏准则, 最大塑性应变破坏准则可表示为
式 ( 4) 中: e1为最大主应变; ePeff为失效应变。
炸药在爆炸时具有很高的温度［8］, 对周围空气介质提供一定时间的热量支持。高温下金属材料中出现扩散、回复、再结晶等现象, 从而在高温下使用的金属材料的组织也就发生变化, 这种显微组织的变化将会改变钢的力学性能, 金属材料的抗拉强度随着温度的升高而逐渐下降, 其塑性显著降低。考虑到结构限制很容易维持一个高温环境和材料在高温时存在软化效应, 一般高温载荷下的断裂往往呈脆性破坏现象。
3材料模型选择
采用LS-DYNA中* MAT_HIGH_EXPLOSIVE_ BURN* 定义爆炸材料模型, 其中, 爆轰压力、单位体积内能E和相对体积V的关系采用Jones- Wilkins-Lee ( JWL) 状态方程, 即
式 ( 5) 中: P为压力; V为相对体积; E为单位体积内能; ω、A、B、R1、R2为参数。
密度r = 1. 62 × 103kg / m3, 爆速D = 7 000 m / s, 材料常数A = 5. 409 × 1011Pa, B = 9. 400 × 109Pa, R1= 4. 5, R2= 1. 1, ω = 0. 35, 初始内能E0= 8. 000 × 109Pa, 初始相对体积V0= 1. 0。空气采用流体动力材料和Linear-Polynomial Model状态方程, 密度 ρ0= 1. 28 kg / m3, 材料参数C1= C2= C3= C6= 0. 0, C4= C5= 0. 4 , 初始内能Eipv0= 2. 5 × 105Pa, 初始相对体积V0= 1. 0。
计算时舱室结构材料参数为:r=7.8 g/cm3, D = 40 s－1, n = 5, s0= 480 MPa［9］, n = 0. 3。材料的失效参数为: 塑性失效应变emax= 0. 20, 剪切失效应变gmax= 0. 11［10］。
舱室结构模型构造如下:
4数值模拟仿真
根据舰船舱室的大小, 模拟舱室的高度定为2. 5 m。在工况一中, 爆炸冲击波首先到达甲板, 壁面上出现了应力变形, 如图1 ( a) 所示。甲板由于距离战斗部较近且板厚相对舷壁较薄。对于11 mm厚度的钢板, 无法抵御强大冲击波的作用, 冲击波在甲板上反射引起的短时高超压载荷使材料发生变形与破坏, 在舱室甲板中央部位形成一个小孔, 由于结构的限制作用, 冲击波无法及时向外扩散。
当爆炸后时间达到32 ms时, 由于舱室内压力很高, 尤其是角隅部位承受很大的冲击, 舱室沿着焊接部位已经发生了断裂与破坏如1 ( b) 所示, 面板均沿角隅部位破裂与舱室发生了分离。但舷板上预制的泻压口在整个爆炸过程当中并没有发生大的变形与破坏。总体来看, 此类战斗部能对舱室实施了破坏与解体, 能对舱室结构进行了严重的破坏。
工况二的甲板厚度比工况一厚, 同样在t = 7 m时, 甲板发生了很大的变形但中央部位并没有形成破口, 如图2 ( a) 所示, 说明舱壁越厚舱室抗爆能力越强。从瞬时状态来看, 随着时间的推移, 首先是冲击波到达甲板中心部位, 形成一个帽状突起, 随后冲击波在舱室内部传播, 导致整个甲板沿背爆面方向发生变形, 由于舱壁的韧性比较好, 所以整个面板向外突起。
在t = 16 ms时, 舱室内部冲击波来回反射振荡, 舱室角隅部位的压力升高得很快, 角隅部位产生了集中应力。舱室在16 ms时角隅部位刚开始发生破坏, 这比前一种的破坏情况明显退后, 整个舱室在冲击波作用下面板均发生了变形, 再次说明板的厚度能增强舱室的抗爆能力。
从破坏的情况来看, 舱室结构从板架相交角隅处撕裂的同时伴有甲板中部鼓胀现象, 舷板与甲板角隅部位并不在甲板中心位置首先破坏, 破坏的部位首先出现在甲板中心到与围壁之间的角隅部位, 而且比较对称。直到62 ms时, 如图2 ( b) 所示, 舱体角隅部位破坏, 面板与舱室发生分离。虽然舷板的厚度很厚, 但由于舱室内部的其他面板相对比较薄, 所以此类战斗部能对舱体实施解体。
在计算过程中还发现, 下甲板与舱室分离的时间比上甲板要早, 这可能是由于下甲板比上甲板薄的原因造成的。同时分离后还存在一定的飞散速度, 如图3所示, 大约在20 ms之后下甲板基本上与舱室分离, 不再受舱室的约束, 所以在冲击波的作用下再次加速。
5结论
本文建立了舱体的实体模型, 通过数值模拟研究在弹药爆炸情况下, 舰船舱室毁伤情况。仿真结果得出: 当同样的弹药当量作用于舱室结构时, 不同厚度的舱室结构响应不同, 同时舱室不同部位的响应情况也不同。舱室的上下甲板受损情况明显高于侧面结构, 角隅处的焊接位置在受到爆轰波和冲击波作用下, 较其他部位容易发生撕裂, 也是舱室结构设计应该增加强度的地方。
摘要：为了研究舰船舱室在反舰导弹作用下的毁伤效果, 模拟典型舱室进行数值仿真。分析了爆轰波和冲击波的破坏模式, 研究了在爆炸冲击载荷作用下的舱室响应过程;同时结合材料失效原理, 给出破坏准则。数值模拟结果表明:舱室是封闭空间, 弹药爆炸产生的爆轰波和冲击波在舱壁面上多次反射;由于角隅部位汇聚冲击波而受到的超压作用要大于舱室壁面, 所以破坏的部位首先出现在甲板中心到与围壁之间的角隅部位。舱室的主要破坏模式是沿着角隅部位开裂, 最终舱室发生解体。通过模拟不同厚度的舱室结构可知, 装药量一定时, 舱壁越厚舱室抗爆能力越强。
关键词：反舰导弹,舰船舱室,数值模拟,爆炸载荷,冲击响应
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3.冲击载荷下的减振分析 篇三
【关键词】舞台；吊挂设备；模拟仿真；0类急停；冲击载荷
文章编号：10.3969/j.issn.1674-8239.2015.07.009
笔者将以舞台交流变频调速吊挂设备为对象，以系统动力学为理论基础，通过动力学仿真模型计算和实物试验相结合的方法，分析0类停止时冲击载荷变化规律，提出冲击载荷因子的取值范围，供同类吊挂系统设计参考。
1 0类停止的基本概念
（1）按照GB 5226.1-2008《机械电气安全 机械电气设备 第1部分：通用技术条件》 9.2.2停止功能： 0类：用即刻切除机械致动机构动力的办法停车（即不可控停止）；9.2.5.3停止：根据机械的风险评价及机械的功能要求，应提供0类、1类或2类停止；当电源切断开关操作时属于0类停止；停止功能应否定有关的起动功能。
（2）按照GB 16754-2008《机械安全 急停 设计原则》 4.1.4急停功能：0类停机：通过以下方法停机：—立即切断机器致动机构的动力源，或机械断开（停转）危险元件及其机器致动机构，必要时制动。
2 舞台交流变频调速吊挂设备介绍
2.1 吊挂设备主要性能参数
此系统通过三相鼠笼交流异步电动机和矢量变频器驱动吊挂设备，此系统速度可调，最大速度为1.5 m/s，运动部分最大重量为500 kg，升降行程30 m，吊点数量1。物理模型及参数如图1和表1。
2.2 驱动与传动计算选型
纤维芯钢丝绳直径Φ10-18X7-FC-1570-48.7 KN-39 kg/100 m，静态安全系数9.9。
滑轮直径250 mm，卷筒直径420 mm。计算电机净功率7.5 kW，选用11 kW。
静载扭矩1 029 N·m，最大转速68.2 r/p。
选用SEW减速电机KA77DV160M4，额定功率11 kW，额定输出转速71 r/p，额定扭矩1480 N·m，减速比i=20.25，径向力15 900 N，使用系数1.00，质量120 kg。电机额定转速1438 r/m，额定输出扭矩73 N·m。额定升降速度1.56 m/s。
2.3 制动器的制动力矩
系统选用SEW电机DV160M4/DBM，配PRECIMA双制动器，型号为FDD20 180VDC/21x25 N·m，性能参数如表2。
说明：t1DC——同时切断直流和交流电路的电气响应延迟时间；
t1AC ——切断交流电路的电气响应延迟时间；
t2 ——制动释放响应时间。
2.4 控制系统设计
控制柜采用SEW变频器，调速区间0.015 m/s～
1.5 m/s，系统具有0类停止功能。双制动器，一个快速制动，一个延时制动。设上下限位开关及极限开关共4个。
3 技术条件和技术路线
3.1 技术条件说明
（1）在不考虑高速轴转动惯量和阻尼的情况下，简单分析在紧急制动时钢丝绳弹性产生的动载荷系数，并作为模型研究的初步参考。
（2）研究SEW制动器的结构原理，确定双制动器在快/慢速制动时制动力矩和响应时间的动态输出曲线。
（3）分析0类停止时，控制系统对制动器和电机的控制实现机理，研究系统负载扭矩、驱动扭矩和制动扭矩相互作用的瞬态特性。
（4）将滑轮作为一个阻尼元件考虑，考虑滑轮的转动惯量，分析其在钢丝绳拉力作用下的摩擦阻力关系。
（5）计算驱动系统的转动惯量和负载质量，考虑滑轮的阻尼效应，以钢丝绳为弹性元件，建立整个系统的动力学模型。以制动力矩曲线为激励，计算系统的动力学响应。
（6）根据物理试验的测试结果，修正理论模型中的软参数，对计算结果和测试数据进行对比分析，总结出本项目要研究的主要技术指标。
3.2 技术研究路线
技术研究路线如图2所示。
4 模拟仿真研究
4.1 模型建立与初步仿真
根据吊挂系统的物理模型，分别建立等效力学模型、解析模型、虚拟仿真模型，并分别用SIMULINK微分方程组数值求解与ADAMS虚拟仿真。
4.2 基本假设
在建立动力学模型之前，作出如下假设：
不考虑联轴器及转轴的扭转弹性；考虑高速轴上的转动惯量与被吊挂重物的重量；
考虑沿途所有滑轮的阻尼特性；钢丝绳作为弹性元件，并考虑其被滑轮分割成三段的弹性变形。忽略钢丝绳的质量。
4.3 等效力学模型
图3为系统等效力学模型。将模型进行分解，分别对吊重部分、滑轮1、滑轮2以及轴处进行受力分析，各分离体受力如图4所示。
4.4 解析模型
（1）微分方程组
根据等效力学模型，联立各分离体，建立系统在平衡状态下的动力学微分方程组如下式所示：
式中，
其中，M——制动力矩；m——吊重质量；J1——滑轮1转动惯量；J2——滑轮2转动惯量；J3——电机、减速器、卷筒折算到卷筒轴上的转动惯量；K1——钢丝绳一段跨度刚度；K2——钢丝绳二段跨度刚度；K3——钢丝绳三段跨度刚度；r1——滑轮1半径；r2——滑轮2半径；r3——卷筒半径。
（2）求解方法
采用SIMULINK程序对上述微分方程求解，图5为SIMULINK程序框图。
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4.5 虚拟仿真模型
4.5.1 ADAMS虚拟仿真软件
ADAMS软件的仿真可用于预测机械系统的性能、运动范围、碰撞检测、峰值载荷以及计算有限元的输入载荷等。
4.5.2 ADAMS模型与参数
图6（a）和图6（b）分别是在ADAMS下建立的虚拟仿真模型和关键参数——钢丝绳参数输入对话框。预设的三个重要参数值分别为：钢丝绳弹性模量（Young）=100 Gpa；钢丝绳纵向刚度系数（Rkx）=1；钢丝绳阻尼（Damping）=1E-5。预加载荷为吊重自重。
4.6 模型参数
4.6.1 基本参数
表3是SEW提供的电机减速机转动惯量参数数值。
卷筒的转动惯量为3.5 kg·m2，减速机减速比i=20.25，驱动单元整体折算到卷筒轴上的转动惯量为：J3 =（0.039 8+0.000 87）×20.252+3.5=20.177 2 kg·m2；
滑轮转动惯量：J1=J2=0.031 6 kg·m2；
其余各参数列于表4，其中钢丝绳弹性模量为暂定值，需在试验后进行修正。
4.6.2 制动器参数
电机制动器的制动力矩施加曲线如图7（a）和图7（b）所示。
仿真试验中暂取t1=50 ms，t2=50 ms，t3=150 ms，t4=200 ms，这四个时间值需要结合现场试验测试确定。
4.7 数值计算与虚拟仿真的结果比较
为验证两种模型和计算方法，选取一种简单易实现的工况分别用SIMULINK和ADAMS分别进行仿真。该工况的基本参数是：0类停止、下降、1.5 m/s初速度、双制动、制动力矩是电机额定力矩的1.25倍、钢丝绳长度x=10 m。仿真结果分别见图8（a）和圖8（b）所示。
从图8（a）和图8（b）可以看出，两种仿真结果的振荡趋势完全相同，最大冲击力和振动周期的比较见表5。
由此可见，这两种模型和计算方法是可信和一致的。
另外，从仿真结果中也可以看出，三段钢丝绳的响应曲线是一样的，这是因为沿途上的滑轮转动惯量和阻尼的影响太小。因此，试验中钢丝绳沿途上布置的传感器可以互为备份，其测量值应该是基本相同的。
由于解析模型中忽略掉了钢丝绳阻尼，而ADAMS虚拟模型中可以设置钢丝绳阻尼系数，所以两者的振幅衰减有所不同。同时，用ADAMS调整参数更方便，重复仿真的计算速度更快。因此，后面的仿真全部采用ADAMS虚拟仿真模型。
4.8 初步仿真
初步仿真的目的在于：验证ADAMS虚拟仿真模型的功能，能够包含不同的影响因素。
为试验提供参考数据，有利于印证试验数据的准确性。
工况：负载5 kN，下降速度1.5 m/s，离地10 m时0类停止，双制动器（一快一慢），每个制动器制动力矩90 N·m，纤维芯钢丝绳直径10 mm。
仿真结果如下，图9（a）是三段钢丝绳上的拉力曲线，图9（b）是电机转速变化曲线。
5.56 s时开始断电。断电后，电机失去力矩输出，制动器尚未抱闸，出现溜车，钢丝绳拉力下降，电机转速上升。
大约50 ms后，制动器抱闸，系统中施加了一个快速制动力矩，电机转速迅速下降，钢丝绳拉力突然增大出现冲击。
大约110 ms后，钢丝绳拉力到达振荡的峰值，超过了制动力矩，制动器打滑，电机转速在下降过程中出现一段波动。然后随着负载力矩变小，电机转速继续下降。
然后，钢丝绳拉力持续振荡，但负载力矩小于最大制动力矩，电机转速保持零。
可以看出，在0类停止工况下，最大冲击力19 000 N，动载系数3.8，振荡周期0.23 s。
4.9 仿真小结
建立舞台交流变频调速吊挂系统的物理模型、等效力学模型、解析模型、虚拟仿真模型。
初步确定了模型中关于驱动单元转动惯量、滑轮转动惯量、钢丝绳弹性模量、滑轮阻尼系数、钢丝绳迟滞阻尼系数、驱动力矩、制动力矩等参数。
分别用SIMULINK微分方程组数值求解与ADAMS虚拟仿真，验证了这两种模型和计算方法是可信和一致的。后面的仿真全部采用ADAMS虚拟仿真模型。
用ADAMS进行初步仿真，验证ADAMS虚拟仿真模型的功能性，也为试验提供参考数据。
初步的仿真结果显示，0类停止时最大冲击载荷系数达到3.8，振荡周期约为0.23 ms。在设计试验装置以及现场测试时应予以考虑。
仿真结果显示，三段钢丝绳的响应曲线是一样的，这是因为沿途上的滑轮转动惯量和阻尼的影响太小。因此，试验中钢丝绳沿途上布置的传感器可以互为备份，其测量值应该是基本相同的。
5 实物试验验证
5.1 测试内容
（1）0类停止时变频器的输出特性，实时记录每一次试验的电机转速、电流等数据；
（2）0类停止时制动器的响应规律，比较快速制动、慢速制动时电气和机械的响应时间；
（3）0类停止时钢丝绳沿途的冲击载荷，测试吊重、减速机、转向滑轮处的受力；
（4）0类停止时吊重的位移和振荡幅度，记录吊重的位移曲线，分析吊重的振荡幅度。
5.2 试验数据整理与分析
5.2.1 制动器特性试验
制动器实验数据采集工况为1.5 m/s的速度，下降到10 m位置时0类停车，以500 kg载荷为主，190 kg为辅，分别将制动器调成单快、单慢、一快一慢、双快、双慢五种制动方式下的试验数据（电流、转速、载荷）进行对比分析。
（1）制动方式
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500 kg吊重1.5 m/s下降时0类停止，不同制动方式下，钢丝绳冲击载荷和振荡周期进行数据整理，如表6所示。
总结上面的数据，可以得出以下结论：
500 kg吊重1.5 m/s下降时0类停止，按冲击由小到大排列，制动方式分别为：单慢、双慢、单快、一快一慢、双快，动载系数分别为2.17、2.24、3.02、3.53、3.70。
目前常规接法，1类停止时，双制动器是一快一慢工作的；按此接法不变，0类停止时，双制动器也是一快一慢工作的。
（2）制动时间
钢丝绳载荷数据通道2中从断电到第一次出现拉力谷值的时间计为t1，从断电到第一次峰值的时间计为t2；电机转速中从断电到电机转速峰值的时间计为t3，从断电到转速为0的时间计为t4。t1和t3反映出制动力矩开始施加后的效果，t2和t4反映出制动力矩完全施加后的效果。统计数据见表7。
总结上面的数据，可以得出以下结论：
快速制动时，电气延迟时间短，制动力矩施加时间短；慢速制动时，电气延迟时间长，制动力矩施加时间长。
随负载增大，制动器打滑的时间延长，最终停止的时间也延长。
试验所用制动器在快速制动时，制动响应时间约为30 ms～40 ms，做功时间约为100 ms左右。
试验所用制动器在慢速制动时，制动响应时间约为130 ms～
140 ms，做功时间约为250 ms左右。
（注：以上数据是根据本物理模型试验结果粗略估算的，提供给对比仿真使用。仅供参考，各个制动器会有偏差。）
5.2.2 0类停止升降/速度对比试验
把7种上升和下降速度（0.5、0.75、1.0、1.25、1.5、1.75、2.0）下0类停止得到的数据进行对比分析可见，随着初始速度的提高，冲击载荷越来越大，振荡周期越来越长；同等条件下的0类停止，下降过程中比上升过程中产生的动载系数大，振荡周期长。具体见表8。绘制成曲线如图10所示。
5.2.3 0类停止高度对比试验（停止高度是指悬挂物离地面高度）
通过对停止高度5 m、10 m、15 m时0类停止的1.5 m/s速度下降试验数据（电流、转速、载荷）的对比分析，停止位置越高，钢丝绳长度越短，其整体刚度越大，对应的钢丝绳最大拉力应越大。汇总见表9。
6 试验后仿真修正
6.1 参数修正
ADAMS虚拟模型能够较好地对吊挂系统的急停冲击载荷进行仿真测量，但由于模型中部分参数取值不够准确，会导致仿真结果与试验结果不能够完全吻合。
为此，以吊挂系统为对象，进行实体验证试验，结合试验结果对模型参数进行修正，完善理论分析结果。
修正的目标是确保仿真和实体试验的最大冲击力和震荡周期相吻合。在此基础上，修正阻尼系数使衰减大致相当。见图11（a）和图11（b）。
对比各种试验工况进行仿真，不断修正钢丝绳的参数，使仿真结果与试验结果趋于吻合。最终确定钢丝绳弹性模量：55.5 Gpa；钢丝绳纵向刚度系数：1.02；钢丝绳阻尼系数：2e-4。与原初始值差别较大的原因，可能是钢丝绳没有充分进行预应力拉伸，也可能是绳芯不同的影响。
修正后的钢丝绳弹性模量和制动器四个延时时间参数值列于表10。
6.2 试验与仿真对比
工况：负载5 kN，下降速度1.5 m/s，离地10 m时0类停止，双制动器（一快一慢），每个制动器制动力矩90 N·m，纤维芯钢丝绳直径10 mm。
仿真与试验的结果对比如图12（a）、图12（b）和图12（c），从上至下三个图依次为钢丝绳上的拉力曲线、电机转速变化曲线、吊点位移振荡曲线。
从图12（a）、图12（b）和图12（c）中可以看出，试验与仿真结果基本吻合。
5.557 s时开始断电。断电后，电机失去力矩输出，制动器尚未抱闸，出现溜车，钢丝绳拉力下降，电机转速上升。
大约35 ms后，第一个制动器抱闸，系统中施加了一个快速制动力矩，电机转速迅速下降，钢丝绳拉力突然增大出现冲击。
过大约85 ms后，电机转速降为零。
再过大约70 ms后，钢丝绳拉力到达振荡的峰值，但负载力矩小于最大制动力矩，钢丝绳拉力持续振荡并衰减，电机转速保持零。此时，第二个制动器抱闸，系统中又施加了一个慢速制动力矩，慢速制动对动态响应已无影响，只起到静态的安全作用。
可以看出，在0类停止工况下，最大冲击力17 900 N，动载系数3.58，振荡周期约0.43 s。
与试验前初步仿真结果比较，在电机转速迅速下降阶段，现结果中没有出现转速波动现象。分析原因主要有：制动器力矩大于标称力矩值，仿真参数取110 N·m；初步仿真時，制动器的响应延迟时间和力矩施加时间取值都偏大；初步仿真时，钢丝绳的刚度取值偏大，振荡周期较小。也是由于同样的原因，比较初步仿真结果而言，现结果中的动载系数较小，振荡周期较大。
6.3 关于速度因素的仿真分析
ADAMS虚拟仿真模型得到试验验证后，可以将模型推广应用。很有现实意义的一个问题就是：不同设计速度的卷扬机，它们的最大冲击载荷会有多大？
下面通过虚拟模型仿真，总结出一组0类停止时最大冲击载荷关于速度因素的规律性数据。
（1）不同速度的仿真
吊重5 kN不变，升降速度变化时，吊挂系统的驱动组件需设计不同的电机、减速机、制动器、卷筒，分别见表11所示。
（2）不同速度的仿真分析
图13（a）、（b）、（c）、（d）、（e）、（f）分别是1 m/s～6 m/s的吊挂系统速度与动载系数的仿真图。
将图13（a）、（b）、（c）、（d）、（e）、（f）6组曲线合并到一起对比如图13（g）。
从设计速度为1.0、2.0、3.0、4.0、5.0、6.0 m/s的吊挂系统的最大冲击载荷对比中，可以得出以下结论：
其他条件不变的情况下，设计速度越快的系统，冲击载荷越大。
对于设计速度超过3.0 m/s的系统，当超过一定速度时，最大冲击载荷不再增加。这是因为，当制动盘摩擦力矩不足以克服钢丝绳冲击力引起的负载力矩时，制动器开始打滑。这个速度可命名为拐点速度。
当小于拐点速度时，冲击力和速度呈线性关系增长。
上述结果汇总如表12所示。
6.4 结论
（1）以舞台交流变频调速吊挂系统为对象，进行实体验证试验，结合试验结果对模型参数进行修正。
（2）通过试验与仿真的对比和分析，两者结果基本吻合，证明了虚拟仿真模型的准确性。
（3）就试验设备在规定的实验条件下得出的0类停止最大冲击载荷系数，以供同类设备设计参考。
（4）按现行标准和方法进行设计的此类设备，建议速度不要过大（如超过3 m/s），否则在0类停止时会产生制动器打滑。