，，2，，

(1.安徽工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，安徽 馬鞍山 243002; 2.國(guó)家機(jī)床產(chǎn)品質(zhì)量監(jiān)督檢驗(yàn)中心(安徽)，安徽 馬鞍山 243002)

引言

破拆機(jī)器人臂系機(jī)械系統(tǒng)自重較大，需要安裝平衡閥克服自重對(duì)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)的影響，同時(shí)為了實(shí)現(xiàn)破拆機(jī)器人空間位置的精確定點(diǎn)作業(yè)，研究安裝平衡閥的機(jī)器人臂系閉環(huán)控制系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)特性具有重要的理論和應(yīng)用意義。陳晉市等[1]對(duì)比起重機(jī)液壓系統(tǒng)，得出合理匹配平衡閥控制端阻尼可以顯著提升負(fù)載能力和系統(tǒng)穩(wěn)定性，避免出現(xiàn)振蕩現(xiàn)象；冀宏等[2]證明液壓缸負(fù)載、平衡閥內(nèi)阻尼孔和閥口錐角等對(duì)液壓缸下行運(yùn)動(dòng)的速度平穩(wěn)性影響很大；趙美卿等[3-4]以螺紋插裝平衡閥為研究對(duì)象研究了負(fù)載、阻尼孔、開(kāi)口度和彈簧預(yù)緊力以及彈簧剛度和閥芯錐角對(duì)系統(tǒng)穩(wěn)定的影響[5]。上述研究均是針對(duì)開(kāi)環(huán)控制平衡閥對(duì)機(jī)器人臂系系統(tǒng)的影響，研究臂系閉環(huán)控制運(yùn)動(dòng)影響的論文還很鮮見(jiàn)。本研究利用AMESim軟件[6-7]建立了平衡閥及整個(gè)液壓控制系統(tǒng)的仿真模型，并進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了模型的正確性。通過(guò)對(duì)安裝平衡閥的臂系液壓系統(tǒng)仿真得出，在相同負(fù)載和閉環(huán)系統(tǒng)放大倍數(shù)下安裝平衡閥可以很好的抑制振蕩。另外當(dāng)增大平衡閥先導(dǎo)壓力、減小壓力流量系數(shù)時(shí)也可進(jìn)一步提升系統(tǒng)穩(wěn)定性。

1 臂系閉環(huán)液壓控制系統(tǒng)建模及實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

破拆機(jī)器人臂系結(jié)構(gòu)如圖1所示，采用單泵多執(zhí)行器閉環(huán)位移反饋的負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)控制[8]具有功率自適應(yīng)節(jié)能降耗、結(jié)構(gòu)緊湊、位置精度高和效率高等特點(diǎn)。

1.液壓破碎錘 2.萬(wàn)向快接 3.連桿 4.搖桿 5.轉(zhuǎn)錘油缸 6.小臂 7.小臂油缸 8.伸縮臂 9.伸縮臂油缸 10.二臂 11.二臂油缸 12.大臂 13.大臂油缸 14.回轉(zhuǎn)平臺(tái)圖1 破拆機(jī)器人臂系結(jié)構(gòu)圖

平衡閥結(jié)構(gòu)如圖2所示，由單向閥和順序閥并聯(lián)而成，作用是克服重力對(duì)臂系往復(fù)運(yùn)動(dòng)的影響抵消負(fù)負(fù)載；當(dāng)平衡閥先導(dǎo)壓力較小時(shí)起鎖止作用；當(dāng)油缸受到外力沖擊超過(guò)平衡閥設(shè)定壓力時(shí)油液從平衡閥卸出起保護(hù)油缸作用。

1.油缸口P1 2.閥口P2 3.先導(dǎo)口P3 4.卸油口圖2 完全平衡閥結(jié)構(gòu)原理圖

圖3 平衡閥仿真模型

平衡閥仿真模型如圖3所示，油缸口處p1為主閥芯開(kāi)啟的系統(tǒng)壓力，閥口處p2為回油口壓力，p3為先導(dǎo)壓力。當(dāng)P2腔進(jìn)油，液壓油從單向閥進(jìn)入油缸；當(dāng)P1腔進(jìn)油，油缸承受負(fù)負(fù)載單向閥關(guān)閉，先導(dǎo)壓力p3打開(kāi)平衡閥，先導(dǎo)壓力p3較小時(shí)平衡閥鎖死。通過(guò)對(duì)閥芯受力分析可得：

p1A1+p3A3=F

(1)

先導(dǎo)壓力為：

(2)

其中，A3/A1=α為先導(dǎo)閥的先導(dǎo)比是定值，當(dāng)先導(dǎo)壓力p3為0，即不把先導(dǎo)壓力接到有桿腔。此時(shí)：

p1A1=F?p1=F/A1

(3)

由上式得平衡閥的先導(dǎo)壓力p3只與油缸口壓力p1和先導(dǎo)比α有關(guān)，而進(jìn)油口壓力p1只與彈簧設(shè)置的背壓F有關(guān)，回油口壓力p2對(duì)閥的設(shè)定值和先導(dǎo)壓力無(wú)影響。

利用AMESim軟件建立完整的破拆機(jī)器人機(jī)械臂和液壓系統(tǒng)仿真模型，如圖4所示給出了大臂二臂仿真模型。圖4中，機(jī)械系統(tǒng)1模型采用AMESim軟件平面機(jī)構(gòu)庫(kù)搭建，比例閥2實(shí)現(xiàn)流量成比例變化；壓力補(bǔ)償閥3實(shí)現(xiàn)比例閥兩端壓差恒定；負(fù)載敏感泵4采用HCD庫(kù)搭建。

經(jīng)過(guò)超級(jí)元件封裝解封后結(jié)構(gòu)如圖5所示，其結(jié)構(gòu)1，2，3，4分別連接各控制口；5，6，7，8分別實(shí)現(xiàn)泵流量調(diào)節(jié)、功率切斷、壓力切斷、負(fù)載敏感功能；位移傳感器5用于建立液壓閉環(huán)控制，實(shí)現(xiàn)對(duì)作業(yè)區(qū)域的精確定位；閉環(huán)增益6用于調(diào)節(jié)系統(tǒng)放大倍數(shù)。本模型可實(shí)現(xiàn)不同空間位姿時(shí)油缸運(yùn)動(dòng)的仿真。

1.機(jī)械系統(tǒng) 2.比例閥 3.壓力補(bǔ)償閥 4.負(fù)載敏感泵 5.位移傳感器 6.閉環(huán)增益圖4 液壓系統(tǒng)仿真模型

1.LS控制口 2.泵輸出口 3.馬達(dá)接口 4.油箱接口 5.變量缸 6.恒功率閥 7.恒壓閥 8.負(fù)載敏感閥圖5 負(fù)載敏感泵超級(jí)元件封裝

模型設(shè)置相關(guān)參數(shù)如表1所示，圖6為機(jī)器人實(shí)驗(yàn)樣機(jī)照片，使用HYDROTECHNIK8050型號(hào)便攜式液壓測(cè)試儀，其數(shù)據(jù)存儲(chǔ)和接口功能可將數(shù)組輸入計(jì)算機(jī)。設(shè)定負(fù)載為75000 N,閉環(huán)增益k=2，壓力流量系數(shù)ε=3進(jìn)行試驗(yàn)。圖7為二臂油缸從400 mm運(yùn)動(dòng)到200 mm的仿真數(shù)據(jù)與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)?？梢钥闯龇抡媾c實(shí)驗(yàn)吻合度較好，由此可以驗(yàn)證平衡閥及整個(gè)臂系液壓系統(tǒng)仿真模型的正確性。

圖6 破拆機(jī)器人測(cè)試樣機(jī)

圖7 二臂油缸位移仿真與實(shí)驗(yàn)對(duì)比曲線

表1 模型關(guān)鍵參數(shù)設(shè)置表

2 平衡閥對(duì)臂系閉環(huán)液壓系統(tǒng)影響的仿真研究

2.1 負(fù)載對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)的影響

負(fù)載是指機(jī)械臂末端作業(yè)工具和機(jī)械臂自重折算到油缸的負(fù)載。未安裝平衡閥時(shí)二臂油缸對(duì)階躍信號(hào)的響應(yīng)見(jiàn)圖8。仿真結(jié)果表明，液壓缸負(fù)載在35000～75000 N范圍內(nèi)變化，小負(fù)載時(shí)系統(tǒng)穩(wěn)定，隨著負(fù)載的增大系統(tǒng)呈現(xiàn)振蕩。其原因可能在于小負(fù)載時(shí)系統(tǒng)產(chǎn)生的負(fù)負(fù)載由比例閥的背壓所抵消；當(dāng)負(fù)載較大且閥口相對(duì)較大時(shí)，閥口產(chǎn)生的背壓不足以抵消負(fù)負(fù)載造成失速，在閉環(huán)控制作用下造成系統(tǒng)振蕩。安裝平衡閥后系統(tǒng)響應(yīng)見(jiàn)圖9，整個(gè)系統(tǒng)穩(wěn)定無(wú)多余振蕩，穩(wěn)態(tài)位置精度滿足要求，表明安裝平衡閥可抵消負(fù)負(fù)載對(duì)系統(tǒng)的影響。

圖8 未安裝平衡閥二臂油缸位移仿真曲線

圖9 安裝平衡閥二臂油缸位移仿真曲線

2.2 閉環(huán)增益對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)的影響

設(shè)定閉環(huán)增益k1

圖10 未安裝平衡閥二臂油缸位移仿真曲線

圖11 安裝平衡閥二臂油缸位移仿真曲線

2.3 平衡閥先導(dǎo)壓力對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)的影響

本研究采用改變平衡閥彈簧預(yù)緊力的方式驗(yàn)證先導(dǎo)壓力對(duì)閉環(huán)系統(tǒng)的影響。由于二臂油缸受負(fù)負(fù)載、有桿腔壓力及回油壓力復(fù)合作用，仿真模型無(wú)桿腔壓力穩(wěn)定在6.5 MPa附近，所以設(shè)定彈簧預(yù)緊力變化范圍為6.0～7.0 MPa，此過(guò)程壓力流量系數(shù)保持不變；由于負(fù)載和閉環(huán)增益較小時(shí)系統(tǒng)穩(wěn)定性較強(qiáng)，為充分驗(yàn)證先導(dǎo)壓力對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響，取負(fù)載為75000 N、閉環(huán)增益為k3。由圖11可知系統(tǒng)是穩(wěn)定的。為了研究不同彈簧預(yù)緊力對(duì)系統(tǒng)的影響，在二臂油缸400 mm縮回到200 mm的階躍信號(hào)下進(jìn)行不同彈簧預(yù)緊力的仿真。圖12為二臂油缸先導(dǎo)壓力曲線，圖13為二臂油缸位移曲線。

圖12 二臂平衡閥先導(dǎo)壓力仿真曲線

圖13 二臂油缸位移仿真曲線

由圖12，圖13可得在階躍信號(hào)下彈簧預(yù)緊力由6.0 MPa變到7.0 MPa過(guò)程中先導(dǎo)壓力由3.3 MPa增大到4.3 MPa，系統(tǒng)由不穩(wěn)定狀態(tài)變?yōu)榉€(wěn)定狀態(tài)。由位移局部放大圖可以發(fā)現(xiàn)彈簧預(yù)緊力越高系統(tǒng)穩(wěn)定性越好振蕩越小。原因是：臂系自重及有桿腔壓力作用下二臂無(wú)桿腔壓力保持在6.5 MPa左右，當(dāng)彈簧預(yù)緊力低于6.5 MPa時(shí)，臂系在自重作用下無(wú)需先導(dǎo)壓力平衡閥始終開(kāi)啟，此時(shí)平衡閥失效僅平衡部分負(fù)負(fù)載，在閉環(huán)控制作用下系統(tǒng)出現(xiàn)振蕩。隨著預(yù)緊力提升超過(guò)臂系自重平衡閥正常工作，平衡閥的開(kāi)啟由先導(dǎo)壓力控制負(fù)負(fù)載被完全平衡，振蕩消失。

2.4 平衡閥壓力流量系數(shù)對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)的影響

平衡閥流量、流速、過(guò)流面積、壓力差之間的關(guān)系式為:

(4)

式中，Q為流量，m3/s；μ為流量系數(shù)；A為過(guò)流面積，m2； Δp為通過(guò)閥門(mén)前后的壓力差，MPa；ρ為流體的密度，kg/m3。

則平衡閥壓力流量系數(shù)ε為：

(5)

由此可得平衡閥壓力流量系數(shù)只與過(guò)流面積和通過(guò)閥門(mén)前后的壓力差有關(guān)。為驗(yàn)證平衡閥壓力流量系數(shù)ε對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)的影響，采用相同彈簧預(yù)緊力下，改變平衡閥閥口全開(kāi)所需先導(dǎo)壓力值的方式來(lái)改變壓力流量系數(shù)，驗(yàn)證對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)的影響。

如圖14所示為階躍信號(hào)下二臂油缸速度響應(yīng)曲線，同樣取負(fù)載為75000 N、閉環(huán)增益為k3，設(shè)定平衡閥彈簧預(yù)緊力為7.0 MPa，壓力流量系數(shù)為ε1>ε2>ε3。由圖14中速度局部放大圖可清楚看到減小ε，速度振蕩趨勢(shì)減弱穩(wěn)定性增強(qiáng)。但是盲目降低壓力流量系數(shù)ε，平衡閥控制口先導(dǎo)壓力p3將增大，如圖15所示，導(dǎo)致系統(tǒng)能耗增加所以不能無(wú)限制降低壓力流量系數(shù)。

圖14 二臂油缸速度負(fù)載曲線

圖15 二臂平衡閥先導(dǎo)壓力仿真曲線

3 結(jié)論

針對(duì)重型工程機(jī)械閉環(huán)系統(tǒng)油缸負(fù)負(fù)載導(dǎo)致振蕩的現(xiàn)象，提出增設(shè)平衡閥平衡負(fù)負(fù)載的設(shè)計(jì)，借助AMESim軟件建立了破拆機(jī)器人機(jī)液耦合模型。仿真分析表明，在較大負(fù)載和閉環(huán)增益下，增設(shè)平衡閥后閉環(huán)負(fù)載敏感液壓系統(tǒng)振蕩被抵消，系統(tǒng)穩(wěn)定性、作業(yè)精度與可操作性有很大提高。另外適當(dāng)增大彈簧預(yù)緊力調(diào)小壓力流量系數(shù)可進(jìn)一步提升系統(tǒng)性能，避免振蕩產(chǎn)生。