基于油壓分析的液壓扳手自動判停方法研究

(中國計量大學 機電工程學院，浙江 杭州 310018)

引言

螺栓連接是設備安裝中應用最為廣泛的可拆卸式連接之一。對大型螺栓的緊固，相比于人工緊固，液壓扳手不僅可減輕人工作業(yè)的勞動強度，還可提高施工效率和安全性[1]，優(yōu)勢明顯。因此液壓扳手已成為眾多工程項目施工中必不可少的裝配工具。

液壓扳手內置有液壓油缸、棘輪組合機構，其輸出扭力與油缸內油壓平衡時，螺栓緊固扭力不再增加。對于液壓扳手作業(yè)時的自動判停，最直觀的方法就是用扭矩傳感器及無線通訊模塊來測量、傳遞扳手輸出扭矩[2]，決定泵站是否停機或切斷油路供壓；也可通過輸出油路流量檢測來判定液壓扳手內置油缸是否仍有推進行程。但這兩種方法均需要額外增加高成本的扭矩或流量傳感器等設備。

液壓泵站驅動扳手緊固螺栓是一個集機械、液壓于一體的復雜系統，多學科領域的相互作用導致很難在單一的軟件平臺仿真其工作過程[3-4]。本研究通過ADAMS和AMESim軟件的聯合仿真模擬螺栓的緊固工況，提出一種采集既有泵站輸出油壓信息，分析緊固過程中油壓周期脈沖特性曲線的相似度，間接反映螺栓所受扭矩是否達到目標扭矩的方法，可實現液壓扳手的自動判停。

1 液壓扳手及液壓泵站工作原理

液壓扭矩扳手(簡稱液壓扳手)，是以液體為介質以傳遞動力實現大扭矩輸出，用于螺栓安裝及拆卸的專業(yè)工具[5]。扳手的三維模型剖面如圖1所示。液壓泵站啟動后通過馬達產生動力，將內部的液壓油通過油管介質傳送到液壓扳手，通過活塞位移來推動棘輪旋轉。泵站通過循環(huán)加壓回油重復上述扳手操作，最終液壓力轉化為驅動軸上的扭矩完成對螺栓的緊固[6]。由于扳手的輸出扭矩僅與其自身型號及泵站輸出油壓有關且成比例[7]，在緊固過程中扳手的輸出扭矩與螺栓對其的反向扭矩是相等的，每擰一次螺栓，其反饋扭矩在前一次擰操作累積的扭矩上增加一個扭矩量，對應泵站在輸出油壓達到目標值過程中的某一油壓值。因此泵站每次循環(huán)加壓輸出油壓的波形中存在逐漸增大的拐點，在螺栓緊固完成時，拐點增大至目標壓力，實現擰緊。

為了契合螺栓負載從初始較小階段到隨著螺母與法蘭間的摩擦力逐漸增大而變大的過程，要求液壓泵站能夠同時滿足前期的低壓、大流量及后期的高壓、小流量。本研究采用低、中、高壓三聯泵站的三級供油方式，既能夠滿足高壓力的需求又能提升流量的供給范圍達到節(jié)能降耗的目的[8]，三聯泵站原理圖如圖2所示。隨著泵站輸出油壓的持續(xù)上升，溢流閥5,6依次打開，泵站的供油泵組由剛開始的三泵供油到中、高壓兩泵供油到最后的高壓泵單獨供油，實現流量的三級輸出。泵站驅動扳手作業(yè)時圖2中左側油路通過油管連接如圖1所示的扳手進油口，右側油路連接扳手出油口，換向閥10，11通過電信號聯動配合完成泵站輸出油壓的換向控制，實現泵站循環(huán)加壓-回油過程，即對換向閥10，11同時供電時，泵站左側油路出油右側油路回油，泵站是正向加壓狀態(tài)，推動扳手活塞完成正向行程即緊固螺栓一次；當對換向閥10，11同時斷電時，泵站左側油路回油右側油路出油，泵站是反向加壓狀態(tài)(溢流閥12作為限壓閥，一般限制油壓在8 MPa左右)推動活塞回到初始位置。

2 液壓扳手及三聯泵站建模仿真

2.1 建模

1) 扳手動力學建模

運用ADAMS軟件對扳手進行動力學仿真，需要建立仿真模型，但直接在ADAMS中建模比較困難[9]。首先在SolidWorks軟件中建立扳手三維模型，并將其導入ADAMS軟件中建立扳手動力學模型如圖3所示。

2) 三聯泵站液壓建模

三聯泵站液壓模型中電機轉速為1000 r/min；低、中、高壓三泵額定排量分別為5.6, 0.8, 0.8 mL/r;低、中、高壓溢流閥開啟油壓分別為6，30，70 MPa；電磁換向閥阻尼比為0.8，額定電流為40 mA；螺栓選用M30型號，強度為5級；泵站與扳手間油路管道長度為2.5 m，內徑為0.025 m，液壓元件其他參數按默認參數設置[10-12]。

2.2 聯合仿真建模與分析

1) 聯合仿真建模

以AMESim軟件為主控軟件，ADAMS為輔助軟件的模式聯合仿真。通過接口文件將機械動力學模型和液壓系統模型聯合起來，以實現工作裝置的機械與液壓系統的數據交換，這種交互式的仿真方式，不僅能夠較準確模擬液壓扳手及液壓系統的真實工作環(huán)境，而且能有效提高仿真精度和效率[13]。

首先，在ADAMS中設置活塞驅動力及螺栓負載扭矩作為輸入變量，活塞位移及驅動軸轉角作為輸出變量；采用FMI(Functional Mock-up Inter-face)的方式完成AMESim和ADAMS聯合，調用ADAMS-Control模塊導出.fmu類型接口文件；最后，將接口文件與液壓系統AMESim模型結合構成聯合仿真模型，如圖4所示。

聯合仿真模型期望能夠模擬液壓泵站驅動扳手緊固螺栓的實際作業(yè)工況。對于液壓泵站，可以輸入可調的目標壓力，如圖4局部放大3中p所示，在仿真前對泵站目標輸出油壓p進行設置，期望達到實際工況下扳手的輸出扭矩。通過泵站2個換向閥的信號控制，期望能夠模擬出整個作業(yè)過程泵站輸出油壓、螺栓實時扭矩等曲線，并通過比較分析其中變化對應關系。由于仿真過程中驅動軸的驅動角抖動會導致螺栓輸出扭矩不穩(wěn)定，從而影響泵站的輸出油壓波形，應盡可能減小驅動軸轉角的波動，在此模型中用到切比雪夫濾波器，預設通/阻帶截止頻率分別為1 Hz，20 Hz，通/阻帶波紋大小保持默認，能夠達到較好的濾波效果。

聯合仿真過程中，機械與液壓系統之間的數據實時傳遞，不同軟件中相同物理量的單位必須相同。ADAMS 模型輸出液壓缸的位移及驅動軸轉角作為AMESim模型的輸入，AMESim模型輸出液壓缸的力和螺栓扭矩負載作為ADAMS模型的輸入[14]。

2) 仿真結果分析

由于扳手的輸出扭矩僅與其自身型號及泵站輸出油壓有關且與油壓成比例，此扳手型號對應的油壓(0～70 MPa)/輸出扭矩(0～4553 N·m)轉換系數為65，結合實際存在的泵站油缸內液壓油泄漏等其他因素，轉換系數可能有一定偏差。

預設泵的目標輸出壓力為18 MPa，螺栓緊固完成時其反饋扭矩為1170 N·m。圖5a～圖5c分別為螺栓緊固過程扳手油缸內活塞位移曲線、驅動轉角曲線及泵站輸出油壓、螺栓扭矩變化曲線。第一次加壓，0.29 s時油壓增至p1即5.5 MPa，螺栓反饋扭矩增加至T1即329 N·m，活塞運動到行程終點，而后泵站迅速加壓至目標油壓，活塞位移、驅動軸轉角及螺栓扭矩保持不變。第二次循環(huán)，泵站迅速加壓1.21 s時達到p2即5.7 MPa ，螺栓反饋扭矩為T2即335 N·m，此過程油壓在活塞上的作用力體現較螺栓反饋扭矩在活塞上的反向作用力體現小，活塞在行程初始位置保持靜止；1.21 s后泵站緩慢加壓，2.45 s時達到p3即12.4 MPa，活塞移至行程終點螺栓扭矩增加至T3即785 N·m，而后泵站迅速加壓至目標壓力。第三次循環(huán)，泵站迅速加壓在3.3 s達到p4即12.3 MPa，螺栓

反饋扭矩為T4即790 N·m，此過程活塞在行程初始位置保持靜止；3.3 s后泵站緩慢加壓在4.49 s達到p5即17.97 MPa ，活塞移動至行程終點螺栓扭矩增加至T5即1140 N·m，輸出扭矩誤差約為2.5%。之后循環(huán)加壓，螺栓的扭矩、活塞及驅動軸轉角基本保持不變，螺栓緊固完成。整個過程中，每次擰操作螺栓扭矩都是在前一次操作累積的扭矩量基礎上增加的，且當螺栓扭矩不變時(即活塞位于初、末位置時)，油壓上升速度很快，克服螺栓扭矩；當螺栓扭矩開始增加時(活塞初位置移動至末位置)，油壓上升很慢，所以緊固過程隨著螺栓越擰越緊，油壓曲線中第一個拐點(斜率降低)的位置是在上升的，每次油壓的波形都在發(fā)生改變；緊固完成后波形基本一致。 由于輸出扭矩存在一定的偏差，實際操作中為保證扳手輸出需求的扭矩，應適當調大目標油壓。

此仿真過程未考慮實際扳手緊固作業(yè)中，螺栓初始較松的狀態(tài)下泵站驅動扳手轉動相當于空負載轉動的階段，在空負載下進行仿真泵站輸出油壓波形亦沒有發(fā)生變化，可以依此規(guī)律來設計判停算法。

3 油壓波形相似度判停算法設計

扳手緊固作業(yè)分為緊固前、中、后3個時期：前期泵站的輸出油壓波形基本保持一致；中期泵站的輸出油壓波形發(fā)生明顯改變；后期泵站的輸出油壓波形又恢復一致。由此，設計一種基于泵站輸出油壓波形相似度的判停算法來實現泵站對扳手的自動判停。

相關性分析是信號處理的基本方法[15]。油壓波形相似度判停算法以相關性分析為基礎，期望通過計算特定的2組油壓脈沖數據的相似度找出扳手負載狀態(tài)改變的時間點，繼而判斷螺栓實時狀態(tài)。當分析到螺栓完成緊固時，泵站控制扳手停止工作。為進行波形間的相似度來分析，采用皮爾森相關系數計算公式[16]：

(1)

式中,E—— 數學期望

X，Y—— 待比較的2組數據點

將待比較的2組數據的協方差與2組數據的標準差之積相除得到2組數據的相關系數，相關系數越高波形越相似，最高為1。

相似度判停算法主要包括2層判斷：第一層為啟動判停判斷，旨在找到扳手由前期空載轉動變?yōu)橹衅趲ё兓撦d轉動的時間點，即泵站實時相鄰或相間2組油壓波形相似度低于閾值(記為A1)來開啟第二層判停判斷；第二層判斷為判停判斷，旨在找出扳手由中期帶變化負載轉動變?yōu)楹笃诰o固完成帶恒定負載轉動的時間點，即泵站實時相鄰2組油壓波形相似度高于閾值(記為A2)時，扳手判停。

3.1 判停算法設計

在算法中分別用3個數組new，mid，old來存放最近的3組相鄰油壓數據，通過循環(huán)值傳遞能夠保證old，mid，new按照時間順序存儲最近3次油壓波形的數據，便于實時計算相鄰(new-mid)與間隔(new-old)2組油壓波形的相關系數，分別記為C1，C2。第一次判斷中用于比較的相關系數記為C3(初始值0)，每一次循環(huán)加壓取C1,C2,C3中的較小值賦給C3，這樣能夠很好的避免3.2節(jié)濾波處理中情況(2)的發(fā)生。當C3小于A1時開啟判停判斷，判停判斷中取實時相鄰的2組油壓波形相似度C1與A2比較，C1>A2時，扳手判停。實現流程圖如圖6所示，index為油壓脈沖的數量，pa為實時壓力，pb為目標壓力，當實時壓力達到目標壓力時，泵站完成一次脈沖，index加1。

控制算法中index對應泵站輸出油壓脈沖的次數，對應2次電磁閥動作(打開、閉合)，記錄一次成功的判停實驗中index的數值，在相同的工況(螺栓的初始狀態(tài)、型號及使用工況)下，泵站輸出一定目標油壓螺栓達到目標扭矩扳手判停時index應該相等，可以作為相同工況下螺栓判停的一個參考依據。index也可用于記錄電磁閥動作次數，作為對電磁閥使用壽命的一個參考指標。

3.2 濾波處理

用于計算相關系數的2組油壓數據的準確性，直接關系到算法中開啟判停判斷及停止扳手工作的準確性。當壓力傳感器由于外在環(huán)境因素影響，如泵站自身的抖動產生測量誤差時，會導致計算的油壓波形之間的相關系數存在偏差，產生如下3種誤判情況：

(1) 在扳手空載作業(yè)時可能由于偏差相關系數低于A1，提前開啟判停判斷；

(2) 在扳手從空載變?yōu)樨撦d時可能由于偏差相關系數仍高于A1，導致開啟判停判斷延遲；

(3) 在扳手滿載時可能由于偏差導致相關系數低于A2，導致扳手判停延遲。

因此，本研究選用5點滑動平均法對采集到的油壓數據進行濾波處理，即數據中相鄰 5 個采樣值進行平均處理，該方法能有效的抑制異常點[17]。

4 實驗及結果分析

實驗選用2XLCT-50型液壓扳手及三聯扳手泵，分別設置泵站的輸出壓力為18，25，30, 35 MPa進行實驗(隨機設置，驗證判停算法對于不同油壓的適應性)，設置A1為85%，A2為96%。

通過實驗發(fā)現，對于不同目標，油壓泵站在驅動一把扳手作業(yè)時均能夠精準判停；在驅動2把扳手作業(yè)時，會偶爾出現扳手判停但一個螺栓未擰緊的情況。經分析是由于扳手在其中一個螺栓擰緊后的2次擰操作中，另一個螺栓還處于空轉狀態(tài)，此時泵站輸出的2次油壓波形基本一致，扳手判停。因此對于2把扳手的判停，在一把扳手擰緊后的2次擰操作過程，另一個螺栓至少開始擰緊即另一把扳手開始受到變化的負載(2個螺栓的初始差異要限制在扳手5次擰操作之內)。

圖7為現場測試工況圖，圖8為目標壓力30 MPa時泵站驅動1把扳手作業(yè)過程泵站輸出油壓實時顯示圖。

由圖8可得第7次油壓波形開始發(fā)生變化，第8，9次油壓波形變化明顯，往后油壓波形基本無變化且和第7次前的油壓波形保持一致，可判斷在第9次加壓完成了扳手對螺栓的緊固作業(yè)。圖8中油壓曲線每次加壓均會在6 MPa附近產生一個抖降，這是由于在6 MPa 附近為流量切換點，流量瞬間減小時油壓會產生明顯的降低。表1為MCU(泵站控制器核心處理單元，此處使用的是STM32單片機)處理數據后，計算得到的全過程實時及相鄰2組油壓波形間的相關系數。

表1 實時相鄰、間隔2組油壓波形相關系數計算表Tab.1 Real-time correlation coefficient calculation table of two groups of adjacent and interval oil pressure waveforms %

表1中第7次計算的相鄰及間隔相似度明顯降低，分別為89%，84%，表明泵站在第8次加壓過程中的油壓輸出波形較前2次發(fā)生明顯變化。取84%記為C3，小于A1，由此開啟判停程序；第10次計算的相鄰2組油壓波形相似度恢復至99%，表明泵站第10次、第11次加壓過程的輸出波形基本恢復一致，由于99%大于96%，此時停止泵站，查看螺母狀態(tài)，達到了目標。

5 結論

通過ADAMS和AMESim軟件完成對液壓泵站驅動扳手緊固螺栓工況的聯合仿真，總結出螺栓緊固作業(yè)過程扳手的實際輸出扭矩要略小于理論輸出扭矩值及螺栓緊固前、中、后3個時期泵站輸出油壓波形的變化規(guī)律，在此基礎上設計基于油壓波形相關性分析的液壓扳手自動判停算法，該算法能夠實現扳手作業(yè)的準確判停，解決用扭矩等其他傳感器實現扳手自動判停方法所存在的問題。在雙(多)油路輸出驅動雙(多)扳手的工作場景中，對螺栓的初始狀態(tài)有約定(同步控制)條件下，上述判停算法仍可適用。