伸臂式焊接变位机设计--液压系统设计

1、毕业设计(论文任务书 青岛理工大学本科毕业设计(论文说明书摘要焊接作为一种工艺手段,已经成为很重要的热处理加工技术。焊接技术是随着金属的应用出现的,金属焊接的方法有很多种,各种压焊方法的共同特点是在焊接过程中施加压力而不加填充材料。焊接产品质量的好坏不仅取决于焊接工艺质量,与备料、装配等工序也有密切联系。因此,在整个焊接生产过程中,不论产品的质量要求和批量的大小,均应考虑采用生产工艺装备。焊接质量与生产装备工业密不可分,其中装载工件的工作台是在焊接过程中利用自身的各部分完成焊接变位的机械。本次设计的主要内容是:已知工作台的装载能力,焊接时要求的工作台的变位各种参数,设计出利用液压系统传动的0.

2、5t液压焊接变位机械,其中包括液压系统的设计,对液压元件的选用,和工作台中回转机构的计算设计。再根据总体上对轴、轴承、联轴器等的刚度、寿命要求、综合位移要求等等,确定其余零部件。关键词:液压;变位;焊接;传动IAbstractWith the high level of modern industrial development and the continuous advancement of welding technology, welding metal as a way to connect the technology in the production of metal stru

3、ctures has basically replaced the rivets connecting process. The quality of welding quality depends not only on the quality of welding technology, but also on the preparation and assembly processes are closely linked. Hence, throughout the welding process, regardless of the quality of the product re

4、quirements and batch size,we should consider the use of production technology and equipment. Among them, the wheel frame is welding driving wheel with the workpiece by means of friction between the cylindrical workpiece driven welding positioner rotating machinery, mainly used in the cylindrical wor

5、kpiece and welding assembly. This paper studys the following:Cylindrical workpiece in a known weight and rotation speed under the premise of the process of taking into account the transmission efficiency of the existence of friction and, ultimately, the output power to determine the motor type. Then

6、 selected based on speed, calculated the transmission gear ratio, so as to further determine the selection of the drive reducer form, quantity, and so on. The quality of welding quality depends not only on the quality of welding technology, but also on the preparation and assembly processes are clos

7、ely linked. On the basis of the whole shaft, bearings, couplings, such as stiffness, longevity requirements,integrated displacement requirements. we could determine the remaining components.Key words: hydradulic ;pressure,;jointing,;changing ,;drive目录摘要. I Abstract. II 目录. I II 第1章绪论. (11.1液压传动系统的发展

8、概况 (11.2焊接结构生产现状及发展方向 (1第2章液压系统的设计计算 (22.1液压缸负载分析 (22.2初选系统工作压力 (62.3计算液压缸的主要结构尺寸和液压马达排量 (72.4 计算液压元件实际工作压力 (102.5 计算液压元件实际所需流量 (102.6 制定系统方案和拟订液压系统图图 (112.7 液压元件的选择.16.第3章传动部分设计计算 (183.1齿轮的设计计算 (183.2轴的设计计算 (21结论 (26参考文献 (27后记 (28附件1 (29附件2 .第1章绪论1.1液压传动系统的发展概况液压传动相对机械传动来说,是一门新的传动技术。如果从世界上第一台水压机问世算

9、起,至今已有200余年的历史。然而,直到20世纪30年代液压传动才真正得到推广应用。在第二次世界大战期间,由于军事工业需要反应快、精度高、功率大的液压传动装置而推动了液压技术的发展。战后,液压技术迅速转向民用,在机床、工程机械、农业机械、汽车等行业中逐步得到推广。20世纪60年代后,随着原子能、空间技术、计算机技术的发展,液压技术也得到了很大发展,并渗透到各个工业领域。当前液压技术正向着高压、液压传动高速、大功率、高效率、低噪声、长寿命、高度集成化、复合化、小型化以及轻量化等方向发展。同时,新型液压元件和液压系统的计算机辅助测试(CAT、计算机直接控制(CDC、机电一体化技术、计算机仿真和优化

10、设计技术、可靠性技术以及污染控制方面,这也是当前液压技术发展和研究的方向。1.2焊接结构生产现状及发展方向随着现代工业的高速发展和焊接技术的不断进步,焊接作为一种金属连接的工艺方法,在金属结构生产中已基本取代了铆接连接工艺。焊接与锻造,锻压,切削加工,热处理等金属加工工艺方法的组合,成为机械制造业的主要加工工艺方法。由于焊接焊接结构的多样化及生产过程的复杂性,目前焊接生产过程的机械化,自动化的程度还是比较低,手工操作在某些产品,甚至某些行业中仍占有相当的比例。焊接结构生产地整个过程同其他任何一种生产过程一样,除了基本的生产工序外,还包括大量的辅助工序,其主要是焊接零件的制备,装配,工序间的传送

11、和制品的变位与清理等。另外,制品工序间的检验和成品的检验也占有相当大的工作量。因此,要提高焊接结构的生产率和产品质量,应考虑整个焊接结构生产过程的机械化和自动化,焊接工件的工作台的适时变位是这次课题研究的主要内容。第2章 液压系统的设计计算2.1 负载分析2.1.1技术要求工件的质量定为500kg ,工作台最大回转力矩100N.M ,工作台回转速度01r/min,工作台倾斜速度0.7r/min工作台回转角度360工作台倾斜角度1302.1.2液压缸负载分析受力示意图(如下取工作台和工件总重G=1300kg ,L=24001.主臂液压缸载荷分析,当主臂水平时受载荷最大 G L=285F 1Fy=

12、127.7 (KNFx=12.77 (KNF=128.3(KN所以液压系统主缸的外载荷F 1=64.2(KN 惯性载荷F a =tg V G 式中g-重力加速度;g=9.8M/S 2V -速度变化量 M/St -起动或制动时间。行走机械一般取t v =0.51.5m/s 2 在此取t v =1 m/s 2 F 1a =tg V G =18.913000=1300(N在当工作台静止时液压缸受载荷F1=64.2(KN 当工作台和主臂向上抬时,液压缸此时受载荷F1=F+ F1a=65.5(KN 图21受力示意图2.副臂液压缸载荷分析受力示意图(如下因为除去主臂的重量所以副臂,工作台和工件重量估算为1

13、t,除去主臂的长度,估算液压缸到工件的重心距离为2100mm副臂液压缸的动作要使的副臂与工作台能倾斜一定角度,因此F220=102100(5.114KNF=F2a =tgVG=18.98.91000=1000(N在当工作台静止时液压缸受载荷F2=114.5(KN 当工作台和副臂向上抬时,液压缸此时受载荷F2=F+ F2a=115.5(KN 图22受力示意图3.倾斜液压缸的载荷分析受力分析示意图(如下除去主臂和副臂的一段距离则估算液压缸到工件重心的距离为1000 mm,工件的重量估算为800kg2F150=0.81000F=33.3(KNF3a =tgVG=0.8(KN 图23受力示意图在当工作

14、台静止时液压缸受载荷F3=33.3 (KN 当工作台发生倾斜时,液压缸此时受载荷F 3=F+F 3a =34.1(KN估算液压缸机械效率为W =90%,液压缸的实际载荷为 F=WWF 1主臂液压缸实际载荷 在当工作台静止时液压缸受载荷F 1=WWF =(KN 3.719.02.64= 当工作台和主臂向上抬时,液压缸此时受载荷 F 1=WWF =9.05.65=72.8(KN 2副臂液压缸实际载荷 在当工作台静止时液压缸受载荷F 2=WWF =(2.1279.05.114KN = 当工作台和副臂向上抬时,液压缸此时受载荷 F 1=WWF =3.1289.05.115=(KN 3倾斜液压缸实际载荷

15、分析 在当工作台静止时液压缸受载荷F 3=WWF =379.03.33= (KN 当工作台发生倾斜时,液压缸此时受载荷 F 3=WWF =8.379.01.34= (KN 3,液压马达载荷力矩的计算 工作台的回转功率P c P c =T 2N =1006014.3214.32=65.73 W 液压马达的载荷力矩TT w =n P c 2=87.4114.3273.650.25 N.m 取齿轮传动效率为0.95,涡轮蜗杆减速器效率为0.4,液压马达的机械效率为0.9 T=wwT =9.04.095.025.0=0.73 N.m2.2 初选系统工作压力压力的选择要根据载荷大小和设备类型而定。还要考

16、虑执行元件的装配空间,经济条件及元件供应情况等限制。在载荷一定得情况下,工作压力低,势必要加大执行元件的结构尺寸,对某些设备来说,尺寸要受到限制,从材料消耗角度看也不经济;反之,压力选的太高,对泵,缸,阀等元件的材质,密封,制造精度也要求较高,必然要提高设备的成本。一般来说,对于固定的尺寸不太受限的设备,压力选的低一些,行走机械重载设备压力选的高一些。表21 各种机械常用的系统工作压力 表22 系统按载荷选择工作压力 根据载荷和机械类型(小型工程机械初选系统工作压力为1018MP a2.3 计算液压缸的主要结构尺寸和液压马达的排量 2.3.1 液压缸的有关设计参数见下图 图24受力示意图活塞杆

17、受压时F=WWF =P 1A 1P 2A 2 (21活塞杆手拉时F=WWF =P 1A 2P 2A 1 (22式中A 1=24D 无杆腔活塞有效作用面积(m 2 A 2=(422d D -有杆腔活塞有效作用面积(m 2P 1液压缸工作腔压力(P a P 2液压缸回油腔压力,即背压力。其值根据回路的具体情况而定,初算时可参照下表。D 活塞直径(m d 活塞杆直径(m 表23 执行元件背压力 一般液压缸在受压状态下工作,其活塞面积为 A 1=122p A p F + (23 须先确定A 1和A 2的关系,或是活塞杆径d 与活塞直径D 的关系,杆径比Dd=,其比值可按下表选取表24 按工作压力选取d

18、 表25 按速比要求确定 取=d/D=0.55 活塞直径或缸径D=1(4221-P P F(24液压缸直径D 和活塞杆直径d 的计算值要按国标规定的液压缸的有关标准进行圆整。如与标准液压缸参数相近,最好选用国产标准液压缸,免于自行设计加工。 以下是常用液压缸内径及活塞杆直径表26常用液压缸内径D 表27活塞杆直径 1主臂液压缸的缸径D1,取P1=12MPa,背压力P2=0.3MPaD1=1(4221-PPF=55.01(3.012(1078.72423-=96.28(mm取标准缸径100mm活塞杆直径d1=D=10055.0=55mm2副臂液压缸的缸径D2,取P1=12MPa,背压力P2=0.

19、3MPaD2=1(4221-PPF=55.01(3.012(103.128423-=127.97(mm取标准缸径150mm活塞杆直径d2=D=15055.0=82.5mm,取标准活塞杆直径85mm3倾斜液压缸的缸径D3,取P1=12MPa,背压力P2=0.3MPaD3=1(4221-PPF=55.01(3.012(108.37423-=69.68(mm取标准缸径80mm活塞杆直径d3=D=8055.0=44mm,取标准活塞杆直径45mm2.3.2 计算液压马达的排量取液压马达的机械效率为=0.9液压马达的排量为 q v =P T2 式中 T 液压马达的载荷转矩(N.m 21P P p -=液压

20、马达的进出口压差(P a 取P 1=12MP a ,P 2=0.3MP a q v =P T 2=9.03.012(73.014.32-=0.44610- m 3/r 2.4 计算液压执行元件实际工作压力按最后确定的液压缸结构尺寸和液压马达排量,计算出工况时液压执行元件实际工作压力,见下表表28液压元件的系统压力 2.5 计算液压执行元件实际所需流量根据最后确定的液压缸结构尺寸或液压马达的排量及其运动速度或转速,计算出各液压执行元件实际所需流量,见下表表29液压元件实际所需流量 2.6 制定系统方案和拟订液压系统图2.6.1 执行机构的确定本机动作机构除工作台回转外,其他机构均为直线往复运动。

21、各直线运动机构均采用单活塞杆双作用液压缸驱动,回转机构则用液压马达驱动。2.6.2 液压源的选择为满足压力稳定的要求,在焊接工件时,保持工作台静止,液压缸保持一定得压力,除采用锁紧回路外,液压源采用远程调压回路,控制整个液压系统或局部支路油液压力,使之保持恒定或限制其最高值。液压系统中的压力调定必须与载荷相适应,才能既满足主机要求又减少动力耗损。将溢流阀的控制口上可再接一个压力较小的远程调压阀,满足稳定系统不同的工作压力的要求。 图25调压回路2.6.3 主臂液压缸和副臂液压缸采用相同的工作回路当执行机构质量较大运动速度较高时,若突然换向或停止时,会产生很大的冲击和振动。为了减少或消除冲击,除

22、了对执行机构本身采取一些措施外,也可以在液压系统上采取一些办法实现缓冲,这种回路也称为缓冲回路。在系统进油加上单向节流阀,调节单向节流阀开口量,限制流入液压缸的流量,达到缓冲的目的,和控制液压缸活塞移动的速度,达到控制工作台倾斜的速度。 图26缓冲回路在液压缸的进油口加上液控单向阀,作为液压缸的支撑阀,有保压的作用,防止回油,保持系统的压力,在焊接工件时保持工作台的静止。 图27单向锁紧回路另外在此加上锁紧回路,当换向阀处于中位时,使液控单向阀进油及控制油口与油箱相通,液控单向阀迅速封闭,液压缸活塞向左方向的运动被液控单向阀锁紧,向右方向则可以运动,故仅能实现单向锁紧。2.6.4倾斜液压缸的工

23、作回路倾斜液压缸的回路只有锁紧回路与主臂液压缸不同,其余相同。在进油和出油口都加上液控单向阀。在工程机械液压系统中常使用此类锁紧回路。当三位四通电磁换向阀处于中位时,两个液控单向阀进油及控制油口都与油箱相通,使两个液控单向阀迅速关闭,可实现对液压 图28双向锁紧回路的双向锁紧。2.6.5 液压马达的工作回路在液压马达与电磁换向阀之间加入安全补油回路,可保证液压马达的流量稳定,从而使工作台以均匀的速度的回转。 2.6.6 拟订液压系统图和动作循环表表210电磁铁动作循环表 图25液压系统2.7 液压元件的选择 2.7.1 液压泵的选择1 液压泵工作压力的确定 P p P +p 1P 1是液压执行

24、元件的最高工作压力,对于本系统,最高工作压力是液压马达的工作压力。 P 1=11MP ap是泵到执行元件间总的管路损失,在此取p =0.5 MP a液压泵的工作压力为P p =11+0.5=11.5 MP a 2液压泵的流量确定 q vp max Q K取泄露系数K=1.2,Q max发生在工作台发生倾斜和回转时,Q max =0.690L/S(36.66L/min q vp =1.266.36=43.99L/min选用CBF E18齿轮泵,工作压力级别为E ,16MP a ,流量为18ml/r , 额定转速为2500r/min 。2.7.2 电动机功率的确定取泵的总效率为0.8P=33610

25、608.010451016=15KW 2.7.3 液压阀的选择选择液压阀主要根据阀的工作压力和通过阀的流量表210 液压阀明细表 2.7.4 液压马达的选择根据以上算出的排量选用BYM80型摆线液压马达,排量80ml/r,转速为10400r/min,最大工作压力,最大转矩为105N/m。为12MPa第三章 传动部分设计计算3.1 齿轮的设计计算1选用直齿圆柱齿轮,工作台的回转速度不高,选用7级精度, 2材料选择。由表(机械设计选择小齿轮材料为20C i n r T M ,渗碳后淬火,硬度为60HRC ;大齿轮材料为40C r 调质后表面淬火,硬度为50HRC 。3选择小齿轮的齿数为20,大齿轮

26、100,传动比为i=5 4按齿面接触强度设计 由设计计算公式d t 1321(132.2HE d Z KT ± (31 1选载荷系数K t =1.32计算小齿轮传递的转矩T 1=115105.95n P =573.65105.95212.56410 N.mm (32 3由文献1表107查的选择齿宽系数d =14由文献1表106查的材料的弹性影响系数Z E =189.8MP a由文献1图1021d 查的按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限a H MP 6001lim =;大齿轮的接触疲劳强度极限a H MP 5502lim =5由式计算应力循环次数N 1=60h jL n 1=60=

27、1530082(15216510 (33N 2=2.435102165=510 (34 6由文献1图1019取接触疲劳寿命系数K 1HN =0.90,K 2HN =0.957计算接触疲劳许用应力取失效效率为1%,安全系数S=1,由式得SK HN H lim = (35 1H =540MP a2H =522.5 MP a计算小齿轮分度圆直径,代入H 中较小的值d t 1321(132.2H E d Z KT ±=97.795.5228.189(2.32.411056.123.132.2324=mm (36 8计算齿宽b=t d d 1.=197.79=79.97 mm (37 模数m=

28、11Z d t =2097.79=3.9985 mm (38 9按齿根弯曲强度设计1设计公式:m 3211(2F sa Fa d Y Y Z KT (39 确定公式内的各计算数由文献1图1020C 查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE MP 5001=;大齿轮的弯曲强度极限a FE MP 3802=;由文献1图1018取弯曲疲劳寿命系数K 85.01=FN ,K 88.02=FN ;计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由SK N lim =得 a FE FN F MP S K 57.3034.150085.0111= (310 a FE FN F MP S K 86.2384.

29、138088.0222= 计算载荷系数K 。K=512.135.1112.11=F F V A K K K K (311 查取齿形系数由文献1的表105查的 Y 80.21=Fa ;Y 18.22=Fa查取应力校正系数由文献1的表105查的 Y 55.11=Sa ;Y 79.12=Sa10计算大小齿轮的F Sa Fa Y Y 并加以比较111F Sa Fa Y Y =57.30355.180.2=0.0142965 (312 222F Sa Fa Y Y =86.23879.118.2=0.017813 大齿轮的数值大2设计计算 m =324017813.024110948.9512.12 3

30、.974mm 对于此结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲强度算的的模数3.974并圆整为标准值4mm ,按接触强度算得的分度圆直径d mm 97.791=,算出小齿轮的齿数 Z 20974.397.7911=m d (313 大齿轮齿数Z 1005202=这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到了结构紧凑,避免浪费。11几何尺寸计算1计算分度圆直径 d 42011=m Z =80mmd =m Z 2210

31、04=400mm (314 2计算中心距 a=+=+240080221d d 240mm (315 3计算齿轮宽度 b=mm d d 808011= (316 取B mm 802=;B mm 851=3.2轴的设计计算3.2.1 计算轴的直径选用材料45钢,经调质处理,由表查的材料力学性能数据为:a b MP 650=a s MP 360=a MP 2701=-a MP 1551=-E=2.15105MP a工作台和工件的估计重量1.3t ,G=13009.8=12740N偏心距e=20mm ,高度h=150+400=550mm=-Kn 1.=5.15.12755.061.1MP a 直径d

32、=+32210e h G =+3622101.6102.055.08.910130085.8mm 取d=86mm3.2.2 轴的结构设计轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构的尺寸。轴的结构主要取决于以下因素:轴在机器中的安装位置及形式;轴上安装的零件的类型,尺寸,数量以及和轴连接的方法;载荷的性质,大小,方向及分布情况;轴的加工工艺等。由于影响轴的结构因素多,且其结构形式又要随着具体情况的不同而异,所以没有标准的结构形式。设计时必须针对不同情况进行具体分析。但是,不论何种具体条件,轴的结构都应满足:轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置;轴上的零件应便于拆装和调整;轴应具有良好的制造工艺性

33、。下图是回转机构的主轴的结构图轴上零件的定位:为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动,轴桑零件除了有游动或空转的要求外,都必须进行轴向或周向定位,以保证其准确的工作位置。 图31轴的结构示意图3.2.3 轴的强度校核计算按弯扭合成强度条件计算通过轴的结构设计,轴的主要尺寸,轴上零件的位置,以及外载荷和支反力的作用位置均已确定,轴上的载荷(弯矩和扭矩已可以求得,因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。步骤如下:1做出轴的计算简图(力学模型2做出弯矩图 图3.23校核轴的强度 F 112d T t =(317 F tan =t r F (318 F cos tn F =(319 式

34、中T 1小齿轮传递的转矩,N.m ;d 1小齿轮的节圆直径,对标准齿轮即为分度圆的直径,mm ; 啮合角,20度F t =801056.1224=3140 NF r =3140702420tan = N F =20cos 7024n 17656 N 危险截面的转矩与扭矩:T =21DF n 3531 N.m M =+=V H M M 24185 N.m已知轴的弯矩和扭矩,可针对危险截面做弯扭组合的强度校核计算。按第三强度理论,计算应力224+=ca (式320 通常由弯矩产生额的弯曲应力是对称循环应力,而由扭矩产生的扭转切应力则常不是对称循环应力。为了考虑两者循环特性不同的影响,引入折合系数,

35、则计算应力为224(+=ca=+=+WT M WT W M 2222(2(4(187MP a 270MP a轴满足强度要求结论本论文结合0.5t液压伸臂式焊接变位机的基本要求和特点,对液压系统进行了设计以及计算,所做的工作主要有以下几个方面:(1液压系统的分析(2液压伸臂式焊接变位机的组成(3液压伸臂式焊接变位机的工作原理(4液压系统、回转机构中的传动部分的设计计算(5回转机构装配图的绘制(6液压伸臂式焊接变位机装配图的绘制(7回转机构箱体零件的绘制参考文献1 浦良贵纪名刚. 机械设计第八版. M 北京:高等教育出版社,2006.2 中国机械工程学会焊接学会. 焊接手册焊接机构. J 北京:机

36、械工业出版社,1992.13 机械设计手册编委会机械设计手册4 (液压分册M 北京:机械工业出版社20044 王积伟章鸿甲黄谊. 液压传动 M第二版北京:机械工业出版社 20065沈世瑶. 焊接方法及设备. J 北京:机械工业出版社,1982.6上海船舶工业设计研究院机械工业部第五设计研究院北京船舶工程第五设计研究所. 焊接设备选用手册. M 北京:机械工业出版社,1984.7机械设计手册新版3.M 北京:机械工业出版社.8机械设计手册第二版. M 北京:机械工业出版社.9周寿森.焊接机构生产及装备. M 北京:机械工业出版社,1999.10刘鸿文. 材料力学. M 北京:高等教育出版社,20

37、06.11张海根. 机电传动控制. M 北京:高等教育出版社,2001.12陈于萍周兆元. 互换性与测量技术基础. M 北京:机械工业出版社,2007.13 李庆芬朱世范陈其廉. 机电工程专业英语. M 哈尔滨:哈尔滨工程大学出版社,2007.14 Hirokazu Araya ,Masayuki Kagoshima,Semi-automatic control system for hydraulic shovel JKobe Steel, Ltd., Nishi-ku, Kobe Hyogo,2007后记大学生活即将结束,毕业设计是对大学四年学过的知识的总结,是对各科专业课的运用的检验。毕

38、业设计的制作培养我们灵活运用知识,独立思考的能力,这些在以后的工作中至关重要。回首设计的这段时间,感到收获很多。首先毕业设计给了我们把四年学到知识进行一次系统复习,综合运用的机会。在此次设计中,设计步骤上有时确实有很大的困难,不过通过积极地讨论和互相帮助学习解决了不少,真正感受到团队协作的重要性。这些都为即将踏上工作岗位的我们有很大的帮助。在设计中我始终都受到刘老师的精心指导。通过不断地努力,改进自己方案中的错误,按时的完成了设计任务。在即将离开校园的时候向老师们道声:谢谢!附件1外文资料翻译液压挖掘机的半自动控制系统Hirokazu Araya ,Masayuki Kagoshima日本机械

39、工程研究实验室Kobe Steel, Ltd., Nishi-ku, Kobe Hyogo 651 2271,2000年7月27日摘要开发出了一种应用于液压挖掘机的半自动控制系统。采用该系统,即使是不熟练的操作者也能容易和精确地操控液压挖掘机。构造出了具有控制器的液压挖掘机的精确数学控制模型,同时通过模拟实验研发出了其控制算法,并将其应用在液压挖掘机上,由此可以估算出它的工作效率。依照此法,可通过正反馈及前馈控制、非线性补偿、状态反馈和增益调度等各种手段获得较高的控制精度和稳定性能。自然杂志2001 版权所有关键词:施工机械;液压挖掘机;前馈;状态反馈;操作1.引言液压挖掘机,被称为大型铰接式

40、机器人,是一种施工机械。采用这种机器进行挖掘和装载操作,要求司机要具备高水平的操作技能,即便是熟练的司机也会产生相当大的疲劳。另一方面,随着操作者年龄增大,熟练司机的数量因而也将会减少。开发出一种让任何人都能容易操控的液压挖掘机就非常必要了1-5。液压挖掘机之所以要求较高的操作技能,其理由如下。1.液压挖掘机的操作,至少有两个操作手柄必须同时操作并且要协调好。2.操作手柄的动作方向与其所控的臂杆组件的运动方向不同。例如,液压挖掘机的反铲水平动作,必须同时操控三个操作手柄(动臂,斗柄,铲斗使铲斗的顶部沿着水平面(图1运动。在这种情况下,操作手柄的操作表明了执行元件的动作方向,但是这种方向与工作方

41、向不同。如果司机只要操控一个操作杆,而其它自由杆臂自动的随动动作,操作就变得非常简单。这就是所谓的半自动控制系统。开发这种半自动控制系统,必须解决以下两个技术难题。1. 自动控制系统必须采用普通的控制阀。2. 液压挖掘机必须补偿其动态特性以提高其控制精度。现已经研发一种控制算法系统来解决这些技术问题,通过在实际的液压挖掘机上试验证实了该控制算法的作用。而且我们已采用这种控制算法,设计出了液压挖掘机的半自动控制系统。具体阐述如下。 2.液压挖掘机的模型为了研究液压挖掘机的控制算法,必须分析液压挖掘机的数学模型。液压挖掘机的动臂、斗柄、铲斗都是由液压力驱动,其模型如图2所示。模型的具体描述如下。

42、2.1 动态模型6假定每一臂杆组件都是刚体,由拉格朗日运动方程可得以下表达式: 其中 g是重力加速度;i铰接点角度;i是提供的扭矩;li组件的长度;lgi转轴中心到重心之距;mi组件的质量;Ii是重心处的转动惯量(下标i=1-3;依次表示动臂,斗柄,铲斗。2.2 挖掘机模型每一臂杆组件都是由液压缸驱动,液压缸的流量是滑阀控制的,如图3所示。可作如下假设:1.液压阀的开度与阀芯的位移成比例。2.系统无液压油泄漏。3.液压油流经液压管道时无压力损失。4.液压缸的顶部与杆的两侧同样都是有效区域。在这个问题上,对于每一臂杆组件,从液压缸的压力流量特性可得出以下方程: 当 时;其中,Ai是液压缸的有效横

43、截面积;hi是液压缸的长度;Xi是滑芯的位置;Psi是供给压力;P1i是液压缸的顶边压力;P2i是液压缸的杆边压力;Vi是在液压缸和管道的油量;Bi是滑阀的宽度;是油的密度;K是油分子的黏度;c是流量系数。 2.3 连杆关系在图1所示模型中,液压缸长度改变率与杆臂的旋转角速度的关系如下:(1动臂 (2斗柄 (3铲斗 当时, 2.4 扭矩关系从2.3节的连杆关系可知,考虑到液压缸的摩擦力,提供的扭矩i如下 其中,Cci是粘滞摩擦系数;Fi是液压缸的动摩擦力。2.5 滑阀的反应特性滑阀动作对液压挖掘机的控制特性产生会很大的影响。因而,假定滑阀相对参考输入有以下的一阶延迟。 其中,是滑芯位移的参考输

44、入;是时间常数。3 角度控制系统如图4所示,角基本上由随动参考输入角通过位置反馈来控制。为了获得更精确的控制,非线性补偿和状态反馈均加入位置反馈中。以下详细讨论其控制算法。 3.1 非线性补偿在普通的自动控制系统中,常使用如伺服阀这一类新的控制装置。在半自动控制系统中,为了实现自控与手控的协调,必须使用手动的主控阀。这一类阀中,阀芯的位移与阀的开度是非线性的关系。因此,自动控制操作中,利用这种关系,阀芯位移可由所要求的阀的开度反推出来。同时,非线性是可以补偿的(图5。 3.2 状态反馈建立在第2节所讨论的模型的基础上,若动臂角度控制动态特性以一定的标准位置逼近而线性化(滑芯位移X 10,液压缸

45、压力差P 110,动臂夹角10,则该闭环传递函数为 其中,Kp是位置反馈增益系数; 由于系统有较小的系数a1,所以反应是不稳定的。例如,大型液压挖掘机SK-16中。X10是0,给出的系数a0=2.710,a1=6.010,a2=1.210.加上加速度反馈放大系数Ka,因而闭环(图4 的上环的传递函数就是 加入这个因素,系数S就变大,系统趋于稳定。可见,利用加速度反馈来提高反应特性效果明显。但是,一般很难精确的测出加速度。为了避免这个问题,改用液压缸力反馈取代加速度反馈(图4的下环。于是,液压缸力由测出的缸内的压力计算而滤掉其低频部分7,8。这就是所谓的压力反馈。4 伺服控制系统当一联轴器是手动操控,而其它的联轴器是因此而被随动作控制时,这必须使用伺服控制系统。例如,如图6所示,在反铲水平动作控制中,动臂的控制是通过保持斗柄底部Z(由1与2计算所得与Zr 的高度。为了获得更精确的控制引入以下控制系统。4.1