李天津， 朱海清， 孔寧寧

(江南大學 機械工程學院， 江蘇 無錫 214122)

安全閥的上料過程包括搬運、提升和對中3步，即把安全閥搬運至校驗臺附近，抬升到校驗臺上方，并將安全閥中心與校驗臺中心對齊。目前國內安全閥上料多采用人工搬運或借助行車和叉車的人機輔助搬運。近幾年雖然有人提出了幾種安全閥上料裝備，但應用效果并不理想：劉明亮等[1]提出了一種安全閥上料機械手可以實現(xiàn)安全閥的提升及對中，但設備無法完成安全閥的搬運工作，仍需人工將安全閥搬運至指定設備才可工作；楊成[2]提出的一種安全閥搬運小車可以實現(xiàn)安全閥的搬運工作，但不具備對中功能。

針對以上問題課題組提出了一種集搬運、提升以及對中功能于一體的安全閥上料車，它能夠將DN250以內的安全閥從任意位置搬運至校驗臺附近，并由抓取機構自動將安全閥放置在校驗臺中心，完成上料工作。由于安全閥質量較大，在上料過程中出現(xiàn)的沖擊振動很可能會加劇運動機構的磨損，縮短設備的使用壽命，影響設備的正常使用；也存在因安全閥掉落而引發(fā)重大安全事故的隱患。而上料車的動力學狀況直接影響上料車的穩(wěn)定性和可靠性，所以對上料車進行動力學分析具有重要意義。

1 上料車三維模型建立

由于安全閥上料時僅需要改變安全閥的空間位置，不需要改變位姿，所以安全閥上料車的抓取機構采用3自由度直角坐標式結構，由升降機構和對中機構組成。升降機構由驅動電機、螺桿、導桿和升降平臺組成，伺服電機通過絲桿帶動工作平臺沿Z軸方向移動，實現(xiàn)安全閥的提升和下放；對中機構由驅動電機、電動推桿、螺桿和導桿組成，驅動電機通過螺桿帶動末端執(zhí)行器在Y軸方向移動，實現(xiàn)安全閥的夾緊、松開和沿Y軸方向的微調；電動推桿帶動末端執(zhí)行器在X軸方向移動，實現(xiàn)安全閥沿X軸方向的微調。

將固連的復雜剛體零件簡化成一個簡單的剛體，運用SolidWorks軟件建立簡化后的上料車三維模型如圖1(a)所示。

從圖1可以看出，在上料過程中，升降機構的驅動電機通過螺桿傳動為安全閥的升降動作提供驅動力，需要克服升降平臺和安全閥的重力以及滑動軸承與導軌間的摩擦力，受力情況較為復雜；而對中機構在負載情況下只需要完成安全閥的微調，2個驅動電機和2個電動推桿僅需要為微調動作提供克服摩擦力的驅動力即可，受力情況較為簡單。故課題組只對升降機構進行動力學分析，動力學分析又分為正向動力學和逆向動力學分析，正向動力學分析是根據(jù)關節(jié)驅動力求位移等運動特性，逆向運動學分析是根據(jù)運動特性求解關節(jié)力和驅動力矩[3]。課題組主要進行逆向動力學分析，研究最大負載時電機的驅動力矩、螺桿受力以及滑動軸承與導桿的摩擦力。

1—安全閥校驗臺；2—安全閥；3—對中機構；4—升降平臺；5—滑動軸承3；6—滑動軸承4；7—滑動軸承1；8—滑動軸承2；9—螺桿；10—導桿；11—伺服電機。圖1 安全閥上料車模型Figure 1 Model of safety valve loading car

2 升降機構動力學分析

2.1 拉格朗日方程

一般采用拉格朗日法或牛頓-歐拉法進行機構動力學方程的推導與求解，而拉格朗日法只需要已知機構各部件的速度便可求出驅動力或驅動力矩，因此使用得更多[4]。

一般將系統(tǒng)的動能K與勢能P的差值定義為拉格朗日函數(shù)L[5-7]，即L=K-P，則系統(tǒng)的動力學方程為

(1)

2.2 動力學分析

設升降平臺的質量為m1，安全閥的質量為m2，h表示驅動電機帶動升降平臺沿Z軸上下移動的高度，則系統(tǒng)的總動能為

(2)

系統(tǒng)的總勢能

P=(m1+m2)gh。

(3)

將式(2)和(3)代入式(1)得到升降平臺沿Z軸上下運動的驅動力微分方程：

(4)

式中F為升降平臺所需驅動力。

又因驅動電機通過螺桿傳動帶動升降平臺運動，故驅動電機的驅動扭矩為[8]

(5)

式中：M為驅動轉矩；d2為螺紋中徑；λ為螺旋線升角；ρ′為當量摩擦角。

3 升降機構動力學仿真分析

3.1 ADAMS虛擬樣機建立

1) 模型簡化。為提高動力學仿真的簡便性與運行效率，在不影響機構性能的前提下，將無相對運動關系的零件視為一體，并省略螺栓、螺釘及螺母等連接件。

2) 模型導入。將SolidWorks中簡化后的上料車三維模型以Parasolid格式的文件保存，并另存為*.xmt_txt的文件格式；然后啟動ADAMS軟件，新建一個模型，并將從SolidWorks中保存的文件導入ADAMS軟件。

3) 重力設置。設置重力方向沿Z軸負方向，即垂直于地面的方向，重力加速度的大小為9 806.65 mm/s2。

4) 材料設置。設置滑動軸承材料為銅合金，密度為[9]8.8×103kg/m3，螺桿材料為45#鋼，密度為7.89×103kg/m3。

5) 添加約束。在上料車底盤與地面之間添加固定副；在滑動軸承與導桿之間添加移動副；在螺桿兩端與安裝平臺之間添加轉動副；在螺桿與螺母之間添加螺旋副。

6) 添加力。為了使仿真更接近實際工況，提高仿真的可靠性，在相對運動的接觸零件之間添加接觸力和摩擦力。

3.2 仿真過程分析

在整個上料過程中升降機構動作包括上升、保持和下降3個階段：0～20 s升降機構上升；20～25 s升降機構保持不動；25～30 s升降機構下降。對上料車升降機構進行動力學仿真，采用系統(tǒng)提供的step函數(shù)設定上料車升降機構上升過程的驅動函數(shù)。具體如下：

STEP(time,0,0,20,14 400 d)+STEP(time,25,0,30,-3 600 d)。

3.3 仿真結果分析

設置仿真時間為30 s，仿真步數(shù)為500，得到電機驅動扭矩、螺桿受力以及滑動軸承與導桿摩擦力的變化曲線如圖2～4所示。

從圖2可以看出，當驅動電機啟動時，由于負載較大，產(chǎn)生的慣性力較大，因此驅動扭矩瞬間增大，最大值為17.975 N·m；當升降機構從上升過程進入平穩(wěn)階段時，慣性力逐漸減小，驅動扭矩逐漸減?。划斏禉C構停止不動時，驅動扭矩小幅波動然后保持在7.087 N·m ；當升降機構開始下降時驅動扭矩先減小到3.545 N·m，再逐步增大到4.201 N·m。升降機構在整個運動過程中，電機驅動扭矩在電機啟動瞬間最大，在后續(xù)運動過程中僅在換向時出現(xiàn)小幅波動，電機運行較為平穩(wěn)。

圖2 電機驅動轉矩變化曲線Figure 2 Variation curve of motor drive torque

從圖3可以看出，電機啟動瞬間產(chǎn)生的慣性力對螺桿造成了沖擊，螺桿受力瞬間增大到 5 565.75 N，沖高之后隨著慣性力的減小逐步減小，在后續(xù)運動過程中僅在換向時出現(xiàn)小幅波動，受力變化較為平穩(wěn)，無劇烈波動。

圖3 螺桿受力變化曲線Figure 3 Variation curve of screw force

從圖4可以看出，在整個運動過程中，軸承1、軸承2受摩擦力情況基本相同，軸承3、軸承4受摩擦力情況基本相同；當電機啟動時，4個軸承與導桿的摩擦力均最大，軸承1為1 615.37 N，軸承2為1 680.11 N，軸承3為2 560.46 N，軸承4為2 687.71 N。在升降機構上升階段，軸承3、軸承4與導桿摩擦力較大，說明上升過程中主要是軸承3、軸承4受力；在升降機構下降階段，軸承1、軸承2與導桿摩擦力較大，說明下降過程中主要是軸承1、軸承2受力。

圖4 軸承受摩擦力變化曲線Figure 4 Variation curve of bearing friction force

4 結語

課題組設計了一種自動化程度較高的安全閥自動上料車，利用SolidWorks軟件建立了上料車的三維模型，采用拉格朗日法建立了上料車升降機構的動力學方程；利用ADAMS軟件對升降機構進行動力學仿真分析，得到了升降機構運動過程中電機驅動扭矩、螺桿受力和滑動軸承受摩擦力的曲線。結果發(fā)現(xiàn)升降機構在運動過程中各參數(shù)曲線均無明顯波動，表明升降機構運行平穩(wěn)，無劇烈振動。同時也得到了電機驅動扭矩、螺桿受沖擊力以及滑動軸承受摩擦力的最大值，為電機、螺桿和滑動軸承的選型提供了參考。