閆宏偉 焦彪彪 馬建強(qiáng) 崔子梓 汪 洋

中北大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，太原，030051

0 引言

流體管道作為一種重要的物料輸送設(shè)施，在流程工業(yè)、石油天然氣、軍事設(shè)備、核工業(yè)等領(lǐng)域中得到了廣泛應(yīng)用，但是由于重壓、腐蝕、制造、人為失誤等因素，管道會不可避免地出現(xiàn)裂紋、變形或凹陷等缺陷和泄漏現(xiàn)象[1-2]，在很多工況下，監(jiān)測和維護(hù)需要在人所不能接觸的管道內(nèi)部環(huán)境中進(jìn)行，因此需要管道機(jī)器人攜帶傳感器及輔助設(shè)備，沿管道行走定期巡查檢測，甚至實時修復(fù)其存在的缺陷[3-5]。

20世紀(jì)50年代國外就已經(jīng)開展了關(guān)于管道機(jī)器人的相關(guān)研究，隨之出現(xiàn)了多種驅(qū)動方式的管道機(jī)器人系統(tǒng)，以適應(yīng)不同工況要求[6-7]。機(jī)器人的驅(qū)動形式主要有：輪式、管道式、履帶式、行走式、支撐式、螺旋式、蠕動式和蛇形式等8種驅(qū)動方式。20世紀(jì)末，相關(guān)的管道公司和學(xué)者逐漸開始對具有大驅(qū)動力、強(qiáng)負(fù)載能力的油氣管道機(jī)器人進(jìn)行相關(guān)應(yīng)用研究[8-9]。HIROSE等先后成功研制了ThesⅠ、ThesⅡ、ThesⅢ型管道機(jī)器人[10]。美國隨即研制了Versatrax管道機(jī)器人系列[11]。以上研究主要針對管道機(jī)器人的圖像識別、智能控制等方面[12]。機(jī)構(gòu)運(yùn)動方式作為管道機(jī)器人的核心，決定了機(jī)器人在復(fù)雜管道中的通過性和對管徑變化的整體適應(yīng)性能。近年來管道機(jī)器人驅(qū)動結(jié)構(gòu)方面的研究成果較少。國內(nèi)對管道機(jī)器人技術(shù)的研究起步較晚，20世紀(jì)70年代國內(nèi)的科研院所相繼開始研發(fā)管道機(jī)器人，如國防科技大學(xué)、哈爾濱工業(yè)大學(xué)、中國科學(xué)院沈陽自動化研究所機(jī)器人學(xué)國家重點(diǎn)實驗室、清華大學(xué)和北京航空航天大學(xué)。所研發(fā)的管道機(jī)器人種類繁多，應(yīng)用廣闊，部分已經(jīng)產(chǎn)業(yè)化，但大多數(shù)是針對特定的幾項功能而設(shè)計，與國外先進(jìn)技術(shù)均有一定的差距[13-14]。

近幾年來，具有特種功能的管道機(jī)器人技術(shù)的研究在國內(nèi)外逐漸興起[15]，其中，螺旋式驅(qū)動管道機(jī)器人最具代表性。相比常規(guī)的管道機(jī)器人存在的驅(qū)動系統(tǒng)繁瑣復(fù)雜、機(jī)構(gòu)笨重等缺點(diǎn)，螺旋式驅(qū)動系統(tǒng)具有結(jié)構(gòu)簡單、運(yùn)行穩(wěn)定等優(yōu)點(diǎn)。然而，通常情況下螺旋式驅(qū)動管道機(jī)器人的被動驅(qū)動方式的傳動效率較低、牽引力不足，無法承載檢測和修復(fù)設(shè)備在管道中作業(yè)[16]，對管道變形或變徑部位的適應(yīng)能力較差。為此，需要研制一種具有足夠大牽引力、結(jié)構(gòu)簡單、環(huán)境適應(yīng)性強(qiáng)、運(yùn)行穩(wěn)定可靠的新型管道機(jī)器人。本文針對螺旋式驅(qū)動管道機(jī)器人的現(xiàn)有不足，提出了一種利用微型液壓系統(tǒng)實現(xiàn)主動驅(qū)動的新型螺旋式管道機(jī)器人爬行系統(tǒng)。

1 爬行裝置結(jié)構(gòu)及驅(qū)動機(jī)理分析

1.連桿支撐骨架 2.電機(jī)架 3.電機(jī) 4.聯(lián)軸器 5.齒輪泵 6.限流器 7.液壓馬達(dá) 8.驅(qū)動輪 9.轉(zhuǎn)角缸 10.主油路油池 11.轉(zhuǎn)角調(diào)節(jié)油池圖1 變截面管道機(jī)器人爬行裝置示意圖Fig1 The diagram of variable cross-section pipeline crawling device

1.中心連桿機(jī)構(gòu) 2.拉桿 3.四連桿機(jī)構(gòu) 4.彈簧圖2 三角形連桿支撐骨架原理示意圖Fig.2 The supporting schematic diagram of triangle connecting rod frame

變截面管道機(jī)器人爬行系統(tǒng)基本構(gòu)成如圖1所示，按功能可分為連桿支撐骨架和集成液壓驅(qū)動系統(tǒng)兩部分。主體骨架結(jié)構(gòu)如圖2所示，采用正三角形支撐方式，由四連桿機(jī)構(gòu)、拉桿、中心連桿機(jī)構(gòu)和彈簧共同構(gòu)成了以機(jī)器人軸線為中心的變徑支撐機(jī)構(gòu)。中心連桿機(jī)構(gòu)在彈簧的作用下實現(xiàn)滾輪相對中心軸線在徑向同步伸縮運(yùn)動，同時為滾輪和管道內(nèi)壁的接觸滾動提供了所需的預(yù)緊力，從而適應(yīng)爬行裝置運(yùn)動過程中管道內(nèi)壁截面變化。集成液壓驅(qū)動系統(tǒng)安裝在支撐骨架上，通過雙向齒輪泵驅(qū)動液壓馬達(dá)和轉(zhuǎn)角缸對驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)速和傾角實施控制，并使爬行系統(tǒng)具有自適應(yīng)性。

1.1 變截面運(yùn)動機(jī)理

為滿足介質(zhì)輸送要求，常會出現(xiàn)不同內(nèi)徑的管道相互連接的情況，其中變徑管和變徑彎頭是其常見的連接管件。爬行裝置在這兩種管件中的運(yùn)動機(jī)理對管道機(jī)器人的自適應(yīng)性能非常重要，現(xiàn)分別針對上述兩種工況對文中模型進(jìn)行分析。

1.1.1直行變徑運(yùn)動分析

圖3 直線變徑爬行工況示意圖一Fig.3 The first diagram of linear variable diameter crawling conditions

變徑管內(nèi)壁在OXYZ中的幾何關(guān)系如下：

(1)

式中，r0為在坐標(biāo)零點(diǎn)處的初始半徑；k為變徑系數(shù)；θd為轉(zhuǎn)角缸轉(zhuǎn)軸軸線與Y軸在XY平面內(nèi)的夾角。

由上述關(guān)系可得到如下齊次變換矩陣：

(2)

(3)

d=r0-kz-rd-a

則由坐標(biāo)軸轉(zhuǎn)換關(guān)系得驅(qū)動輪與管壁接觸點(diǎn)P在OXYZ中的齊次坐標(biāo)：

(4)

由式(1)～式(4)可得接觸點(diǎn)P在OXYZ中坐標(biāo)：

(5)

將式(5)兩邊對時間求導(dǎo)得

(6)

在驅(qū)動輪與管道內(nèi)壁無相對滑動的情況下，接觸點(diǎn)P在O2X2Y2Z2中Y2軸方向速度為零，則有

(7)

e=(sinθcosα,cosθcosα,sinα)T

式中，e為O2X2Y2Z2中Y2軸在全局坐標(biāo)系中的方向向量。

將式(6)代入式(7),得

(8)

對應(yīng)的轉(zhuǎn)角缸有

(9)

式中，下標(biāo)i=1,2,3,對應(yīng)相應(yīng)驅(qū)動部件。

圖4 直線變徑爬行工況示意圖二Fig.4 The second diagram of linear variable diameter crawling conditions

三個驅(qū)動輪中心在垂直于爬行裝置中心軸的平面內(nèi)，相對于軸線呈正三角形分布，則對于參數(shù)θ有如下關(guān)系：

(10)

故

(11)

α1=α2=α3

(12)

(13)

1.1.2變徑彎管運(yùn)動分析

變徑彎頭內(nèi)壁在OXYZ中的幾何關(guān)系如下:

(14)

式中，tran、rot分別表示平移和轉(zhuǎn)動矩陣；R0為彎管中心弧線曲率半徑；rw為β=0時彎管內(nèi)壁與X1Y1面交線圓半徑；kw為彎管變徑系數(shù)；θw為接觸點(diǎn)與原點(diǎn)連線與Y1軸在X1Y1平面內(nèi)的夾角；C為彎管內(nèi)壁與X1Y1平面交線方程。

圖5 變徑彎管爬行工況示意圖Fig.5 The diagram of curving variable diameter crawling conditions

圖6 螺旋驅(qū)動部分X2Y2面運(yùn)動示意圖Fig.6 The motion diagram of screw driver section in X2Y2 plane

v1∶v2∶v3=R1∶R2∶R3

(15)

由以上分析可知,爬行裝置在變徑彎管內(nèi)的運(yùn)動過程中不出現(xiàn)打滑現(xiàn)象的必要條件如下：

(1)各驅(qū)動輪與管道內(nèi)壁接觸點(diǎn)的速度大小不斷改變；

(2)各驅(qū)動輪對應(yīng)的轉(zhuǎn)角缸的三個偏轉(zhuǎn)角度α1、α2、α3不斷改變。

1.2 驅(qū)動機(jī)理

所提出的螺旋式驅(qū)動管道爬行裝置的液壓驅(qū)動機(jī)構(gòu)如圖7所示。

1.雙向齒輪泵 2.主油路油池 3.限流器 4.轉(zhuǎn)角調(diào)節(jié)油池 5.雙向溢流閥 6.液壓馬達(dá)油管 7.轉(zhuǎn)角缸油管 8.懸臂 9.微型液壓馬達(dá) 10.驅(qū)動輪 11.轉(zhuǎn)角缸 12.油路選擇開關(guān) 13.主油路油管圖7 變截面管道爬行裝置液壓驅(qū)動機(jī)構(gòu)示意圖Fig.7 The hydraulic drive mechanism diagram of variable cross-section pipeline crawling device

液壓驅(qū)動系統(tǒng)驅(qū)動原理如圖8所示,整個驅(qū)動系統(tǒng)由一臺電機(jī)通過聯(lián)軸器驅(qū)動雙向齒輪泵為整個系統(tǒng)的油路提供壓力。按功能可將液壓系統(tǒng)分為動力系統(tǒng)和轉(zhuǎn)角調(diào)節(jié)系統(tǒng)。

b—雙向齒輪泵 ci—油池 y1—雙向溢流閥 mi—液壓馬達(dá) Ji—節(jié)流閥 x1—壓力選擇開關(guān) zi—轉(zhuǎn)角缸 g—推力缸 ui—低壓選擇開關(guān) hi—高壓選擇開關(guān)(i=1,2,3)圖8 變截面管道爬行裝置液壓驅(qū)動原理示意圖Fig.8 The hydraulic drive mechanism schematic diagram of variable cross-section pipeline crawling device

1.2.1動力系統(tǒng)

由爬行裝置在變徑管內(nèi)的運(yùn)動規(guī)律可知,要避免驅(qū)動輪在運(yùn)行過程中的打滑和運(yùn)動干涉，驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)速需要與爬行裝置的運(yùn)動姿態(tài)和管道內(nèi)壁的幾何約束相適應(yīng),同時各驅(qū)動輪必須具有相對穩(wěn)定的驅(qū)動力，從而推動整體機(jī)構(gòu)的運(yùn)行。

為解決驅(qū)動輪上述運(yùn)動要求，爬行裝置采取了圖8所示液壓驅(qū)動系統(tǒng)。雙向齒輪泵b直接向主油路油池輸入液壓油，經(jīng)過油池內(nèi)c1和c2兩個獨(dú)立油腔(c1與c2間連接有雙向溢流閥y1,用于限制主油路中的工作壓力進(jìn)行過載保護(hù))將油路分解為三條并聯(lián)的油路,分別驅(qū)動m1、m2、m3三臺液壓馬達(dá)。由流體的連續(xù)方程可知泵與三臺馬達(dá)之間存在如下流量關(guān)系：

(16)

式中，vc為泵輸出液壓油在油腔內(nèi)的平均流速；Sc為油腔截面積；vm1、vm2、vm3分別為m1、m2、m3接管內(nèi)液壓油平均流速；S1、S2、S3分別為m1、m2、m3接管截面積；qz為轉(zhuǎn)角控制支路流量。

各驅(qū)動輪與管道內(nèi)壁接觸點(diǎn)的運(yùn)動速度大小關(guān)系為

(17)

式中，vP1、vP2、vP3分別為各驅(qū)動輪與管道內(nèi)的壁接觸點(diǎn)的運(yùn)動速度；Δq為液壓馬達(dá)每轉(zhuǎn)動一圈所需排量。

由液體流動的最小能耗率原理可知，當(dāng)一個流體系統(tǒng)處于平衡狀態(tài)時，其能量損耗率的值會達(dá)到最小。在爬行裝置運(yùn)動過程中管道內(nèi)的工況對驅(qū)動系統(tǒng)構(gòu)成了不斷變化的外界約束，迫使系統(tǒng)內(nèi)部流體向能量損耗率值最小的方向流動，使驅(qū)動系統(tǒng)對于管內(nèi)工況產(chǎn)生自適應(yīng)的趨勢,從而實現(xiàn)三個驅(qū)動輪的三軸差速運(yùn)動模式，即

vP1≠vP2≠vP3

(18)

管道機(jī)器人在排空的管內(nèi)巡檢過程中經(jīng)常會遇到因部分介質(zhì)殘留致使摩擦因數(shù)減小的管段,即驅(qū)動輪易打滑或空轉(zhuǎn)的惡劣工況，這將使單個驅(qū)動輪以遠(yuǎn)大于其他兩個驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)速打滑或空轉(zhuǎn)，導(dǎo)致液壓系統(tǒng)內(nèi)部壓力急劇下降，使其他兩個驅(qū)動輪失去應(yīng)有的驅(qū)動扭矩。針對此類問題本驅(qū)動系統(tǒng)對三臺液壓馬達(dá)m1、m2、m3分別設(shè)置了由J1、h1、u1，J2、h2、u2和J3、h3、u3構(gòu)成的三個獨(dú)立的限流器。工作原理如圖8所示?，F(xiàn)以J1、h1、u1為例說明，油路選擇開關(guān)h1和u1分別與m1兩端連通，通過m1兩端油路壓差推動內(nèi)部的滑塊運(yùn)動，分別選擇m1兩端油路中壓力較高和壓力較低的油路與節(jié)流閥J1兩端連接(用于適應(yīng)液壓泵的正反轉(zhuǎn)兩種工況)，利用m1兩端的壓差控制流量閥的開度，限制m1支路的流量從而限制轉(zhuǎn)速，保持油腔內(nèi)的壓力。由泵的輸出特性可知：

W=ΔpvcSc

(19)

式中，Δp為泵兩端壓差；W為泵輸出功率。

受到電機(jī)的功率和轉(zhuǎn)速等本身機(jī)械特性限制，流量的增大將導(dǎo)致壓力下降。圖8所示液壓系統(tǒng)通過三對并列油路驅(qū)動各馬達(dá)，忽略管路的壓力損失，則有：

(20)

且

Δp=Δp1=Δp2=Δp3

(21)

式中，Δp1、Δp2、Δp3分別為m1、m2、m3支路兩端壓差；ΔpJ1、ΔpJ2、ΔpJ3分別為J1、J2、J3兩端壓差；Δpm1、Δpm2、Δpm3分別為m1、m2、m3兩端壓差。

由節(jié)流閥流量公式可知ΔpJi與流量vmiSi有如下關(guān)系(i=1,2,3)：

(22)

式中，ψ為流量系數(shù)；SJi為各節(jié)流孔流通面積；ρ為流體密度。

由馬達(dá)的特性可知：

(23)

式中，F(xiàn)P1、FP2、FP3分別為各驅(qū)動輪在P1、P2、P3處的驅(qū)動力。

將式(22)、式(23)代入式(20)得

(24)

由式(24)可知,流量受液壓系統(tǒng)本身的限制在有限范圍內(nèi)變化時,FPi和SJi是決定主油路工作壓力的重要參數(shù)。其中FPi由外部工況決定。對于SJi則采用馬達(dá)兩端壓差Δpmi對其進(jìn)行閉環(huán)反饋調(diào)節(jié)，調(diào)節(jié)關(guān)系如下：

(25)

式中，εs為節(jié)流閥變截面系數(shù)；Sj0為節(jié)流閥最小流通截面；Sj為節(jié)流閥閥芯受壓截面積；Fj為節(jié)流閥閥芯彈簧預(yù)緊力；kj為節(jié)流閥閥芯彈簧彈性系數(shù)。

將式(23)代入式(25)中得

SJi=

(26)

限流器以驅(qū)動輪的負(fù)載為輸入變量通過式(26)對相應(yīng)的節(jié)流閥開度進(jìn)行調(diào)節(jié)，當(dāng)負(fù)載減小時節(jié)流閥開度也隨之減小，促使ΔpJi升高,阻止Δp下降的同時也對該支路的流量進(jìn)行了限制，使液壓系統(tǒng)達(dá)到新的平衡狀態(tài)，有效防止了單一驅(qū)動輪打滑或空轉(zhuǎn)導(dǎo)致系統(tǒng)的流量增大，導(dǎo)致主油路壓力下降，并使其他馬達(dá)兩端壓差降低從而失去應(yīng)有驅(qū)動扭矩的作用。針對液壓系統(tǒng)的特性對kj、Fj和Sj0等參數(shù)進(jìn)行合理調(diào)正，可實現(xiàn)類似差速鎖的功能，將驅(qū)動輪差速運(yùn)動過程中的各速度比的值限制在所需要的范圍內(nèi)，可使系統(tǒng)更加穩(wěn)定。

1.2.2轉(zhuǎn)角調(diào)節(jié)系統(tǒng)

由1.1.2節(jié)的分析結(jié)論可知，為了避免螺旋式驅(qū)動管道爬行機(jī)構(gòu)通過變徑彎管的過程中出現(xiàn)打滑或運(yùn)動干涉的現(xiàn)象，各驅(qū)動輪轉(zhuǎn)角α必須隨不斷變化的外界約束而改變，以適應(yīng)驅(qū)動系統(tǒng)的運(yùn)動要求。轉(zhuǎn)角調(diào)節(jié)系統(tǒng)采用圖9所示的調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)。

1.微型液壓馬達(dá) 2.驅(qū)動輪 3.懸臂 4.轉(zhuǎn)角缸 5.支架圖9 轉(zhuǎn)角機(jī)構(gòu)示意圖Fig.9 The rotation mechanism diagram

該調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)的調(diào)節(jié)原理如圖8所示(坐標(biāo)系與圖3相對應(yīng))。轉(zhuǎn)角調(diào)節(jié)系統(tǒng)由油路選擇開關(guān)，轉(zhuǎn)角調(diào)節(jié)油池g和z1、z2、z3三個轉(zhuǎn)角缸構(gòu)成。壓力選擇開關(guān)x1兩端分別與主油路油池的兩個內(nèi)腔c1和c2連通，通過內(nèi)部的滑塊選擇c1、c2中壓力較高的油路驅(qū)動缸g，g驅(qū)動c3內(nèi)活塞前后運(yùn)動使其內(nèi)部液壓油流入并列驅(qū)動轉(zhuǎn)角缸z1、z2和z3(g和c3共同構(gòu)成了轉(zhuǎn)角調(diào)節(jié)油池)；在運(yùn)動過程中外部的幾何約束通過驅(qū)動輪懸臂的扭矩傳遞到并聯(lián)油路中，利用流體的流動特性實現(xiàn)角度的差值變化。

設(shè)轉(zhuǎn)角缸的角度(初始角度均為零)與其兩端流量有如下關(guān)系：

αzi=φzVzi

(27)

式中，αzi為轉(zhuǎn)角缸的角度變化量(i=1,2,3)；φz為變動系數(shù)；Vzi為流經(jīng)各轉(zhuǎn)角缸的液壓油體積。

忽略轉(zhuǎn)角缸自身扭矩的影響，轉(zhuǎn)角調(diào)節(jié)支路有如下調(diào)節(jié)關(guān)系：

(28)

式中，Sc3為缸c3截面積；Sg為缸g截面積；kg為缸g內(nèi)彈簧彈性系數(shù)；Fg為缸g內(nèi)彈簧預(yù)緊力;pg為缸g內(nèi)的壓力。

由能量守恒可得

(29)

式中，μ為有效功率系數(shù)。

直管內(nèi)裝置爬行過程中，有

FP=FP1=FP2=FP3

(30)

vP=vP1=vP2=vP3

(31)

由式(19)、式(23)、式(27)～式(31)得

(32)

如圖10所示,由變徑直管的幾何約束可知接觸點(diǎn)P在很短的時間間隔Δt內(nèi)的運(yùn)動軌跡近似為直線AC(機(jī)器人質(zhì)心運(yùn)動軌跡為BD)，如不計摩擦損失，則由能量守恒，負(fù)載力Fz與驅(qū)動力FP之間存在如下關(guān)系：

Fz|BD|=FP|AC|

(33)

圖10 接觸點(diǎn)路徑簡化示意圖Fig.10 The simplified diagram of contact point path

則由幾何關(guān)系得到：

(34)

將式(32)代入式(34)中得

(35)

當(dāng)爬行裝置運(yùn)動阻力增加時驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)速下降，由式(19)和式(23)可知這將引起驅(qū)動力FP的增大,負(fù)載能力調(diào)節(jié)分為兩個階段:

(36)

通過對上述爬行系統(tǒng)的運(yùn)動機(jī)理研究，可知在直線和轉(zhuǎn)彎過程均具有類似的調(diào)節(jié)機(jī)制，即利用系統(tǒng)內(nèi)部壓力感知外部負(fù)載變化，同時通過改變轉(zhuǎn)角的方式控制驅(qū)動輪的負(fù)載能力，以更好地適應(yīng)管道內(nèi)部環(huán)境的約束。

2 驅(qū)動性能仿真分析

2.1 負(fù)載能力分析

圖11 接觸力變化曲線Fig.11 The curves of contact force

針對式(34)的驅(qū)動力調(diào)節(jié)方程，在ADAMS軟件中建立驅(qū)動輪半徑rd=50 mm、各驅(qū)動輪扭矩M=2.5 N·m、管道變徑系數(shù)k=0.1的分析模型。仿真過程中對圖3中的直線變徑管內(nèi)爬行機(jī)構(gòu)的前半部分進(jìn)行了勻速約束。在上述參數(shù)條件下，對聯(lián)軸器與齒輪泵輸入軸在軸線方向上的接觸力在轉(zhuǎn)角αz從0°到90°變化過程中的大小進(jìn)行測量，得到如圖11所示變化關(guān)系。它的變化規(guī)律與預(yù)計基本相同，由于接觸面的碰撞使接觸力的大小產(chǎn)生了不同程度的波動。實際曲線為驅(qū)動力抵消變徑管支撐力在軸線方向分力后的數(shù)值，故略低于理論值。仿真結(jié)果表明,通過增大αz可有效提高爬行裝置的負(fù)載能力。

2.2 差動與限速分析

針對1.2.1節(jié)中提出的差速與限速機(jī)理，在AMESim中建立了如下仿真模型。液壓系統(tǒng)參數(shù)為kj=1200 N·m、Fj=1 N和Sj0=0.04 mm2、節(jié)流閥最大開度SJmax=12 mm2、εs=3 mm、Sj=16 mm2，泵的額定流量為1 L/min。為了模擬運(yùn)動過程中負(fù)載變化的情況下系統(tǒng)的響應(yīng)，對三個馬達(dá)的負(fù)載進(jìn)行如下設(shè)置：①1～2 s，m1、m2和m3三臺馬達(dá)負(fù)載均為2.5 N·m；②2～6 s，m1負(fù)載由2.5 N·m按照一次關(guān)系逐漸減小到0，m1和m2負(fù)載不變；③6～7 s保持6 s末負(fù)載不變。

仿真過程中m1、m2和J1兩端的壓差變化關(guān)系如圖12所示(m2和m3曲線基本重合，圖中僅示出m2的數(shù)據(jù))。

圖12 壓差變化曲線圖Fig.12 The curves of changing pressure change

如圖12所示：①1～2 s，系統(tǒng)啟動達(dá)到穩(wěn)定運(yùn)行狀態(tài)，m1和m2兩端壓差穩(wěn)定在0.35 MPa左右；②2～6 s，m1負(fù)載逐漸減小過程中，其兩端壓差也隨之減小，隨著開度減小，J1兩端壓差逐步增大，m2和m3兩端壓差基本保持不變，由式(23)，在m1負(fù)載減小過程中，m2和m3保持了原有的驅(qū)動扭矩。

圖13 流量變化曲線圖Fig.13 The curves of changing flow

由上述分析結(jié)果可知,該驅(qū)動系統(tǒng)實現(xiàn)了驅(qū)動輪到三軸差速，同時可對差速比實施限制，使系統(tǒng)在單一驅(qū)動軸空轉(zhuǎn)或打滑時對該軸的輸出功率進(jìn)行限制，從而使系統(tǒng)另外兩軸保持應(yīng)有的驅(qū)動扭矩。

3 試驗研究

針對驅(qū)動系統(tǒng)三軸差動與限速的功能，采用如圖14所示液壓缸代替驅(qū)動馬達(dá),進(jìn)行實驗研究。其中Q1、Q2、Q3分別與馬達(dá)m1、m2、m3相對應(yīng)，節(jié)流閥F1、F2、F3分別與J1、J2、J3相對應(yīng)；U1、U2、U3為負(fù)載缸，用于提供恒定負(fù)載以模擬m1、m2、m3對應(yīng)的負(fù)載變化，各缸內(nèi)壓力ΔpUi與Δpmi(i=1,2,3)對應(yīng)。為了模擬油路中的反饋調(diào)節(jié)機(jī)制，試驗采用了與數(shù)學(xué)推導(dǎo)相結(jié)合的方式。首先，根據(jù)式(25)推導(dǎo)負(fù)載變化時調(diào)節(jié)模式下F1、F2、F3的一系列開度值；然后，調(diào)節(jié)F1、F2、F3至對應(yīng)的開度；最后，采集系統(tǒng)穩(wěn)定后的數(shù)據(jù)。利用F1、F2、F3不同開度條件下驅(qū)動系統(tǒng)的響應(yīng)來研究反饋調(diào)解中的控制機(jī)制。

圖14 差動試驗原理Fig.14 Principle of differential test

試驗主油路的輸入壓力為0.6 MPa，負(fù)載缸U1和U3油路壓力為0.4 MPa，U2缸內(nèi)油路壓力從0.4 MPa線性逐級遞減至0(步長為0.02 MPa),模擬驅(qū)動輪打滑時負(fù)載降低的過程。對此過程中Q1、Q2、Q3的運(yùn)動速度進(jìn)行了記錄，結(jié)果如圖15所示。

圖15 差動試驗的速度分布Fig.15 Speed distribution of differential test

由式(25)可知,kj是影響節(jié)流閥開度的重要參數(shù)，間接決定了反饋調(diào)節(jié)機(jī)制的響應(yīng)。為了研究kj對系統(tǒng)響應(yīng)的影響，分別對3組kj值(kj=800，1 200，1 600 N/m) 進(jìn)行相應(yīng)的試驗。由于Q1和Q3運(yùn)動接近同步，故圖15中省略了Q3的數(shù)據(jù)，試驗結(jié)構(gòu)與仿真結(jié)果的響應(yīng)規(guī)律基本保持一致。在kj不同的情況下出現(xiàn)了三種不同的相應(yīng)曲線。當(dāng)kj=1 600 N/m時，差速系統(tǒng)表現(xiàn)出了較好的自鎖能力，在Q2負(fù)載減小時很快對其速度進(jìn)行了限制，使Q1沒有出現(xiàn)比較明顯的速度波動；當(dāng)kj=800 N/m時，差速系統(tǒng)表現(xiàn)出了較好的差速性能，在Q2負(fù)載減小時相對緩慢對其速度進(jìn)行了限制，使Q1出現(xiàn)了比較明顯的速度波動，實現(xiàn)了較大的差速比；當(dāng)kj=1 200 N/m時，介于以上兩種情況之間。由此，通過調(diào)整kj的值,可實現(xiàn)差動系統(tǒng)的不同響應(yīng)，以滿足不同工況的需要。

4 結(jié)論

(1)實現(xiàn)了驅(qū)動輪的三軸差速運(yùn)動；同時采用各支路內(nèi)的壓差信號對其流量進(jìn)行調(diào)節(jié)，限制了驅(qū)動輪打滑和空轉(zhuǎn)時的功率輸出，使驅(qū)動系統(tǒng)保持了所需的穩(wěn)定扭矩。

(2)實現(xiàn)了各驅(qū)動輪螺旋轉(zhuǎn)角的三軸差速運(yùn)動，并以液壓系統(tǒng)內(nèi)部工作壓力為信號感知機(jī)構(gòu)在運(yùn)動過程中的負(fù)載變化，對各轉(zhuǎn)角缸角度進(jìn)行調(diào)節(jié)，實現(xiàn)了傳統(tǒng)驅(qū)動與螺旋式驅(qū)動之間的相互轉(zhuǎn)化，從而對爬行裝置整體驅(qū)動力實施調(diào)節(jié)，以適應(yīng)外界負(fù)載不斷變化的運(yùn)動工況。

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