基于自動上料機(jī)械手的液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計

張金萍

ZHANG Jin-ping

（白城職業(yè)技術(shù)學(xué)院，白城 137000）

0 引言

隨著我國工業(yè)化進(jìn)程的加快，物料的移動、材料上下搬運(yùn)、零部件的組裝已經(jīng)成為各個行業(yè)都普遍存在的加工環(huán)節(jié)。以自動上料機(jī)械手實現(xiàn)這些環(huán)節(jié)的自動化對提高所有行業(yè)的加工效率都具有重要作用。傳統(tǒng)機(jī)械手大多采用機(jī)械傳動方式，由于機(jī)械式傳動系統(tǒng)中包含變速箱、驅(qū)動橋等體積較大部件使得機(jī)械手體積大、運(yùn)動不穩(wěn)定。液壓傳動系統(tǒng)因具有體積小、重量輕、可以實現(xiàn)無級變速且調(diào)速范圍寬、低速穩(wěn)定性好等特點(diǎn)。因此本文設(shè)計將液壓系統(tǒng)引入自動上料機(jī)械手的傳動系統(tǒng)中。

1 自動上料機(jī)械手液壓驅(qū)動整體方案

綜上所述，基于自動上料機(jī)械手作業(yè)環(huán)境特點(diǎn)，從經(jīng)濟(jì)性、可控性、可靠性等角度考慮，最終確定采用雙泵供油四輪對稱驅(qū)動方案。系統(tǒng)主要由1個變量軸向柱塞雙聯(lián)泵和4個斜盤式軸向柱塞變量馬達(dá)和行星減速器組成的車輪馬達(dá)組成。采用X 型連接，即一個泵驅(qū)動前左和右后車輪馬達(dá)，另一個泵驅(qū)動前右和后左車輪馬達(dá)。自動上料機(jī)械手液壓傳動系統(tǒng)原理圖如圖1所示。

圖1 自動上料機(jī)械手液壓傳動系統(tǒng)原理圖

該液壓系統(tǒng)主要由雙聯(lián)變量泵、變量馬達(dá)、補(bǔ)油泵、變量油缸、比例閥、安全閥、單向閥、溢流閥、濾油器和油箱等組成?；芈分须p聯(lián)變量泵既提供液壓能源，又是主要的控制元件，液壓泵采用位移直接反饋式電液比例控制，改變雙聯(lián)變量泵的排量和方向就可以改變液壓馬達(dá)輸出轉(zhuǎn)速和方向。變量馬達(dá)排量調(diào)節(jié)方式為帶DA功能的位移直接反饋式電液比例排量控制，與變量泵相配合可以獲得較大的調(diào)速范圍。自動上料機(jī)械手可以自動實現(xiàn)前進(jìn)、后退、快慢的控制。回路中還設(shè)置了補(bǔ)油泵，其作用有三個：一是與集成在馬達(dá)模塊中的梭閥相同的功能，即置換回路中的油液，冷卻液壓系統(tǒng)；二是補(bǔ)充液壓泵和液壓馬達(dá)泄露的液壓油；三是作為變量機(jī)構(gòu)的液壓油源，補(bǔ)油泵通過單向閥向系統(tǒng)的低壓回路補(bǔ)油，低壓溢流閥設(shè)定系統(tǒng)的補(bǔ)油壓力。作為閉式回路，當(dāng)液壓馬達(dá)進(jìn)行正反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)換時，工作油路的高低壓也將會發(fā)生互換，因此在油路的兩個方向都必須設(shè)置安全閥，用來雙向限制系統(tǒng)的最高工作壓力。此外，系統(tǒng)中還設(shè)置了壓力切斷閥，當(dāng)閉式回路中出現(xiàn)異常高壓時，壓力切斷閥將高壓端與油箱連通，保證液壓系統(tǒng)的安全。

2 液壓傳動系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計

正確設(shè)計自動上料機(jī)械手液壓傳動系統(tǒng)各部件參數(shù)并使它們的性能相互匹配，能有效提高自動上料機(jī)械手整機(jī)的動力性和經(jīng)濟(jì)性，合理的參數(shù)設(shè)計也為后面的仿真分析奠定了理論基礎(chǔ)，因此應(yīng)首先根據(jù)已知參數(shù)確定其他參數(shù)并對液壓系統(tǒng)各部件進(jìn)行選型。已知參數(shù)為發(fā)動機(jī)參數(shù)和整機(jī)凈重、上料箱容積、最大理論速度、車輪直徑等整機(jī)參數(shù)。

2.1 馬達(dá)選型

在液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計中，首先要完成馬達(dá)的選型。液壓馬達(dá)的主要參數(shù)是其轉(zhuǎn)速nm和排量Vm，所選擇的液壓馬達(dá)必須滿足自動上料機(jī)械手行駛速度和動力性要求，即選擇的馬達(dá)應(yīng)具有滿足要求的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。本文采用角功率法來進(jìn)行馬達(dá)選型。

角功率不是通常能夠獲得的功率，它是一種極限狀態(tài)的描述指標(biāo)，但它能有效的反映傳動裝置的變換能力和功率容量，是液壓系統(tǒng)設(shè)計過程中極為重要的參數(shù)。自動上料機(jī)械手液壓傳動系統(tǒng)的動力裝置由發(fā)動機(jī)和傳動裝置組成，傳動裝置的任務(wù)就是根據(jù)外負(fù)荷的變化來調(diào)節(jié)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速和扭矩兩者之間的比例，使驅(qū)動扭矩平衡負(fù)荷扭矩以驅(qū)動自動上料機(jī)械手行走。因為發(fā)動機(jī)為有限功率動力源，扭矩和轉(zhuǎn)速的乘積為定值，扭矩小時轉(zhuǎn)速大，兩者不可能同時到達(dá)極限值，因此用角功率計算的意義就在于將轉(zhuǎn)速和扭矩的雙參數(shù)匹配問題轉(zhuǎn)換為角功率單參數(shù)問題。

自動上料機(jī)械手角功率計算公式為：

式中，Pjj為機(jī)器角功率（kW）；Mkmax為驅(qū)動輪最大扭矩（Nm）；nkmax為驅(qū)動輪最大轉(zhuǎn)速（r/min）；UTmax為最大理論轉(zhuǎn)速（km/h）；rd為驅(qū)動輪半徑（m）；n為驅(qū)動輪數(shù)。根據(jù)已知參數(shù)最大理論速度UTmax和最大牽引力Fkmax,可計算得到自動上料機(jī)械手角功率Pjj。

由自動上料機(jī)械手的角功率來確定滿足要求的液壓傳動裝置的有效傳動比Re，有效傳動比是自動上料機(jī)械手角功率與傳動裝置額定輸出功率的比值，表征所要求的液壓傳動裝置的變換比。通過有效傳動比的計算還可以驗證前文對液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)方案的分析。Re=Pjj/PKH=Pjj/PeHη1ηbηmη2=Pjj/0.7PeH式中，PkH為液壓傳動裝置的額定輸出功率，PeH為發(fā)動機(jī)凈功率輸出，傳動裝置各環(huán)節(jié)總效率估算值為：η1、η2取0.95～0.97，ηb、ηm取0.86～0.88，傳動裝置總效率約為0.7。

根據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊，機(jī)械動力輸出軸的最大功率一般按發(fā)動機(jī)額定功率的2/3 計算。自動上料機(jī)械手還同時配套有液泵和風(fēng)機(jī)等部件，則風(fēng)機(jī)所需功率約占動力輸出軸最大功率的35%，液泵占35%，其余部分為傳動裝置耗用功率。即：PeH=2/3×Pe×30%。式中Pe為發(fā)動機(jī)額定功率，由式3，4計算得到Re。當(dāng)Re＜2 時，選用定量馬達(dá)，速度和扭矩的調(diào)節(jié)由變量泵來實現(xiàn)；當(dāng)2＜Re＜4 時，根據(jù)各項指標(biāo)來綜合考慮選用定量馬達(dá)或變量馬達(dá)；當(dāng)Re＞4 時，選用變量馬達(dá)，速度和扭矩的調(diào)節(jié)由變量泵和變量馬達(dá)共同完成。

由自動上料機(jī)械手角功率計算要求的馬達(dá)角功率為：Pmj= Pjj/η2Z。式中，Pmj為馬達(dá)角功率（kW）；η2為馬達(dá)與驅(qū)動輪間的減速器傳動效率，一般為0.95～0.97；Z為馬達(dá)數(shù)量。

由前面分析的自動上料機(jī)械手液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)方案可知，本文采用雙聯(lián)變量泵驅(qū)動四變量馬達(dá)方案，馬達(dá)數(shù)量Z 為4，馬達(dá)與驅(qū)動輪間的減速器傳動效率η2取0.96，由此得到馬達(dá)角功率Pmj。

馬達(dá)排量規(guī)格按下式計算為：Pmj≤0.95pm′Vmmaxnmmax/60000。式中，pm′為液壓系統(tǒng)最高匹配壓力（MPa），由溢流閥限定；Vmmax為馬達(dá)最大排量（mL/r）；nmmax為馬達(dá)最高匹配轉(zhuǎn)速（r/min），對變量馬達(dá)為最小排量時的最高匹配轉(zhuǎn)速。

在液壓系統(tǒng)設(shè)計中，保證液壓元件的工作壽命和可靠性是最基本要求，因此液壓系統(tǒng)最高匹配壓力的設(shè)定要以元件最高標(biāo)定壓力為基準(zhǔn)，而元件最高標(biāo)定壓力一般隨著自動上料機(jī)械手發(fā)動機(jī)額定功率的不同而變化。計算出馬達(dá)最大排量Vmmax與馬達(dá)最高匹配轉(zhuǎn)速nmmax的乘積的取值范圍，以某一品牌某一系列馬達(dá)為樣本，選出馬達(dá)具體型號，得到馬達(dá)參數(shù)。

2.2 終端減速裝置選型

馬達(dá)選型完成后，應(yīng)計算終端機(jī)械減速裝置的傳動比。減速裝置應(yīng)同時滿足最高輸入轉(zhuǎn)速和最大輸出轉(zhuǎn)矩、速比的要求。

首先，確定適當(dāng)?shù)膫鲃颖萯2以滿足最大輸出扭矩的要求：

由式(2)得到傳動比取值范圍，根據(jù)自動上料機(jī)械手的設(shè)計經(jīng)驗，減速裝置一般選擇具有大傳動比的行星齒輪減速器，為了盡量提高傳動效率，在減速裝置樣本中盡可能選擇減速比較小的行星齒輪減速器。

其次，根據(jù)計算得到的傳動比i2，對馬達(dá)最小排量和最大排量對應(yīng)的匹配轉(zhuǎn)速進(jìn)行計算并校核：

最后，校核減速裝置的持續(xù)輸出扭矩不得超過許可值。機(jī)械減速裝置允許的持續(xù)扭矩約為最大扭矩的1/3～1/2，最高不超過75%。

2.3 輸入變速裝置方案

發(fā)動機(jī)與液壓泵通常有兩種聯(lián)接方式，發(fā)動機(jī)直接和間接驅(qū)動兩種。直接驅(qū)動結(jié)構(gòu)簡潔，成本低，常用于多泵同軸串聯(lián)，但由于泵為串聯(lián)形式，故障率高。間接驅(qū)動方式為發(fā)動機(jī)通過分動箱驅(qū)動液壓泵，各泵互不干擾，故障率低，但其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，分動箱占用底盤空間較大，整機(jī)質(zhì)量較大。

2.4 泵選型

為滿足馬達(dá)流量的要求，泵的參數(shù)計算公式如式(4)，取泵、馬達(dá)容積效率均為0.95。

式中，Y 為泵的數(shù)量。

泵排量確定后，其對應(yīng)的額定轉(zhuǎn)速nbH即可求得，泵的額定轉(zhuǎn)速需大于額定匹配轉(zhuǎn)速，即：≤nbH，對于定量馬達(dá)，馬達(dá)實際轉(zhuǎn)速nm不能大于最高標(biāo)定轉(zhuǎn)速，馬達(dá)實際轉(zhuǎn)速通過行駛液壓系統(tǒng)制動工況求得，如下式：

對于變量馬達(dá)，應(yīng)同時確保在最大排量和最小排量兩種情況下的實際轉(zhuǎn)速均不超過其最高標(biāo)定值。

1）按式(5)確定馬達(dá)在最大排量時是否滿足要求。

3）計算馬達(dá)最小排量比：βmmin=Vmmin/Vmmax。除了特殊需要取Vmmin為零外，一般從傳動效率考慮，應(yīng)使βmmin≥0.3。

4）利用公式（4）按行駛制動工況計算，確定馬達(dá)最小排量時的實際轉(zhuǎn)速，保證其不超過最高標(biāo)定轉(zhuǎn)速。

3 實驗及分析

根據(jù)上文對液壓泵、馬達(dá)以及減速裝置的選型，參考各元件樣品表，液壓傳動系統(tǒng)的參數(shù)。如表1所示。

表1 液壓傳動系統(tǒng)參數(shù)表

假設(shè)四個變量馬達(dá)是完全相同的，且左側(cè)馬達(dá)初始轉(zhuǎn)速為實際最高轉(zhuǎn)速為3589.06r/min，無負(fù)載輸入，系統(tǒng)總泄漏系數(shù)Ct= Cb+ Cm=1.27×10-11m5/N﹒s，根據(jù)表1對在Matlab/Simulink環(huán)境下建立的針對時間響應(yīng)特性分析的模型進(jìn)行仿真。液壓系統(tǒng)對單位階躍輸入的響應(yīng)曲線如圖2所示，由于馬達(dá)參數(shù)相同，所以左右側(cè)馬達(dá)的響應(yīng)曲線也相同。

圖2 系統(tǒng)單位階躍輸入的響應(yīng)曲線

由仿真結(jié)果數(shù)據(jù)得，響應(yīng)曲線的峰值x0(tp)=5.5384×104，穩(wěn)態(tài)值x0(∞)=5.4038×104。上升時間tr=3.2425s，峰值時間tp=4.1125s，調(diào)整時間ts=4.6825s，最大超調(diào)量Mp=2.49%。

本文基于Matlab/SimHydraulics 工具箱設(shè)計了上料機(jī)械手液壓傳動系統(tǒng)仿真分析方法，以前期設(shè)計的實例為研究對象，建立了包括排量調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)、變量泵、變量馬達(dá)等仿真模型，在Matlab/Simulink 環(huán)境下對該控制系統(tǒng)進(jìn)行了仿真實驗和結(jié)果分析，驗證了仿真模型的正確性和設(shè)計方案的合理性。

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