钳夹车并联起升机构分析与电液称重实验研究

赵延治　王向南　任玉波　白学刚　付　勇　魏鸿亮

1.燕山大学河北省并联机器人与机电系统重点实验室,秦皇岛,066004

钳夹车并联起升机构分析与电液称重实验研究

赵延治1王向南1任玉波1白学刚1付勇2魏鸿亮2

1.燕山大学河北省并联机器人与机电系统重点实验室,秦皇岛,066004

2.齐齐哈尔轨道交通装备有限责任公司,齐齐哈尔,161002

摘要：为解决长大货物铁路运输钳夹车自身精确称重问题，基于空间闭环机构自由度计算公式，对钳夹车并联起升机构进行了机构自由度分析，基于坐标变换法对钳夹车并联起升机构进行了运动学分析，建立了货物起升位置与压柱油缸输入映射模型，得到了起升机构速度传递雅可比矩阵，结合系统静力平衡方程，建立了压柱油缸起升力与货物质量间力映射模型。分别针对钳形梁结构变形和压柱油缸摩擦对并联起升机构称重精度的影响进行了分析计算，在此基础上，设计并研制了钳夹车并联起升机构样机及其电液称重实验系统，开展了基于摩擦补偿的钳夹车电液称重实验研究，提高了钳夹车电液称重精度。

关键词：长大货物；钳夹车；并联起升机构；电液称重

0引言

特长和特重型货物如发电机定子、大型变压器、轧机牌坊、大型军事装备等大型特殊货物无法用一般的铁路货车来装运，必需使用专门的长大货物车。钳夹车正是运输长大特种货物的铁路货车之一。钳夹车由两个半车组成，有空载短连挂与重载长连挂两种连接方式。

铁路货物运输钳夹车最早出现在德国,我国从20世纪50年代开始引入,多年来研究人员对其开展了相关研究工作。张祥杰[1]、王去鹏[2]对钳夹车进行了刚柔耦合仿真分析及动态稳定性与动载荷分析;范国海等[3]对DQ35型钳夹车进行了车体性能仿真及验证;杨新[4]对钳夹车等分撑杆及其支座进行了受力分析与强度计算;赵承寿等[5]探讨了D35型钳夹车减轻自重的方法;兆文忠等[6]针对举升机构，研究了D38型钳夹车液压举升系统;魏鸿亮等[7]介绍了DQ45型钳夹车的研制过程;王子长等[8]分析设计了450t钳夹车液压系统;万朝燕等[9]分析了DQ35型钳夹车压柱油缸保持稳定的条件。以上研究从不同角度对钳夹车各相关问题进行了分析,但多年来一直缺乏从机构学理论出发，对钳夹车整体起升机构进行系统的建模与分析。

由于钳夹车自重及负载超大，所以运行时对运输沿线桥梁、涵洞及其路轨带来严峻考验。因此,长大货物在运输前进行精确称重对保证运输过程的安全性具有重要意义。我国生产的D38型钳夹车通过压柱油缸起升货物，并通过压柱油缸称重,由于受起升机构中各连接铰及油缸内壁的摩擦力和结构变形等因素的影响，导致称重精度并不高，这给保障铁路安全运输带来挑战。目前，对其进行精确电液称重的研究较少。

本文在完成钳夹车整体并联起升机构建模分析的基础上，对其电液称重技术进行了研究,分析了钳夹梁变形和压柱油缸摩擦力对称重精度的影响，建立了基于压柱油缸摩擦补偿的称重数学模型，研制了钳夹车并联起升机构样机与电液称重实验系统。

1起升机构建模分析

1.1机构自由度分析

钳夹车整体起升机构可等价为一空间双层并联闭环机构，其简化机构模型如图1所示,其中,1、7、10、15为四个钳夹梁,2、6、11、14为四个压柱油缸,3、5、12、13为四个挂货钩,4为长大货物。钳夹车起升货物时,先调定钳夹宽度与高度，然后将两个钳夹梁与货物连接成一个整体,若同侧压柱油缸动作一致，则在进行机构运动学建模时，可将该机构简化成平面并联闭环机构。

图1　钳夹车起升机构结构简图

由空间并联闭环机构自由度计算公式[10]计算可得该并联起升机构自由度为2，即货物在竖直平面内存在两个自由度，但在使用过程中要求各压柱油缸同步伸缩以保证货物起升平稳，这实质上是限制了货物的一个自由度，因此实际情况中货物仅存在一个平动自由度[10]。

1.2起升位置与油缸输入映射模型

由于起升机构左右对称且两侧油缸同步伸长,故取左半部分为研究对象，建立与货物中心固连的坐标系{P}，则货物各铰链点在{P}中的坐标表示为：A(-a,b,0)；B(-c,-b,0)。

建立与左侧钳夹梁D点固连的坐标系{Q},则钳夹梁各铰链点在{Q}中坐标表示为：B(f,-g，0)；C(h,i,0)。

建立与地面固连的坐标系{O},设其与坐标系{P}的初始位置重合,则D点坐标为：D(-d,-e,0)。

以上各参数中，a为铰链点A与货物中心的水平距离；b为铰链点A与货物中心的竖直距离；c为铰链点B与货物中心的水平距离;d为铰链点D与{O}原点O的水平距离;e为铰链点D与{O}原点O的竖直距离；f为铰链点B与D的水平距离；g为铰链点B与D的竖直距离；h为铰链点C与D的水平距离；i为铰链点C与D的竖直距离。

则坐标系{P}相对坐标系{O}发生移动后的变换矩阵为

式中，x、y为货物中心的位移。

坐标系{Q}相对坐标系{O}发生转动后的变换矩阵为

式中,α为钳形梁的转角。

通过坐标变换,将各铰链点坐标统一到{O}中,则坐标系{P}中A、B点在定坐标系{O}中的表示为:A′(-a+x,b+y,0);B′(-c+x,-b+y,0)。坐标系{Q}中B、C点在坐标系{O}中的表示为：B′(fcosα+gsinα-d,-gcosα+fsinα-e,0)；C′(hcosα-isinα-d,icosα+hsinα-e,0)。由距离公式

(1)

(2)

由式(2)可计算得到压柱油缸的伸缩变化量ΔlAC为

(3)

求得货物起升高度y与压柱油缸伸缩量ΔlAC之间的函数关系式如下：

ΔlAC=[(-a+X-hC+iS+d)2+

S=sinα=(gd+fe+fy-f b+

gX-gc)/(f2+g2)

C=cosα=(fd-ge+gb-

gy+fX-fc)/(f2+g2)

绘制出的压柱油缸伸长量即输入与货物水平、垂直位置的映射关系曲线如图2所示。

图2　位置映射关系

1.3起升机构输入输出速度映射

由上述起升机构位置映射关系可求得该并联机构的一阶影响系数矩阵，即起升机构输入输出速度映射模型为

G=[S1S2]

则该并联起升机构运动学速度映射关系为

(4)

式中，V为货物起升速度；S1为左侧分支一阶影响系数；S2为右侧分支一阶影响系数；v1为左侧压柱油缸伸长速度；v2为右侧压柱油缸伸长速度。

绘制起升过程中不同起升高度下压柱油缸伸出速度与货物起升速度的映射关系如图3所示。

图3　运动学速度映射关系

1.4油缸起升力与货物质量映射

对机构的速度雅可比矩阵进行转置，可得起升机构的力雅可比矩阵：

J=GT

则压柱油缸推力F与货物质量M之间的关系式如下：

(5)

式中，M为货物质量；g为重力加速度；F1为左侧压柱油缸起升力；F2为右侧压柱油缸起升力。

起升过程中压柱油缸起升力与货物质量的映射关系如图4所示。

图4　起升机构力映射关系

2机构称重精度影响因素分析

2.1钳夹梁变形分析

钳形梁大部分采用屈服强度为685 MPa的WEL-TEN780A高强度可焊结构钢。本文运用RecurDyn多体动力学分析软件，将钳夹梁柔性化，再联合其他构件进行起升机构的刚柔耦合仿真,分析得到钳夹梁变形对称重精度的影响。刚柔耦合模型及结果云图见图5。

图5　刚柔耦合仿真模型及结果云图

设置压柱油缸伸长速度和起升时间,对不同质量的货物进行多次仿真，测量钳夹梁B点和C点的位置变化,得到考虑变形后起升机构实际力雅可比矩阵,进而推算得出考虑钳夹梁结构变形的货物质量,结合货物实际质量,得到由于钳夹梁结构变形引起的称重相对误差关系曲线见图6和图7。

(a){Q}坐标系下B点纵坐标变化量

(b){Q}坐标系下C点纵坐标变化量图6　 {Q}坐标系下B点和C点的位置改变情况

图7　相对误差曲线

图7所示为在钳形梁变形的影响下,不同质量货物的称重误差，由图7可知,货物质量从300 t逐渐增加到420 t，由于钳形梁变形引起的称重计算误差由0.25%逐渐增大到0.35%,可知由于钳夹梁结构变形的加大,导致称重精度误差也逐步增大,但总体上钳夹梁结构变形对称重精度的影响不大。

2.2压柱油缸摩擦力影响

液压缸内,密封圈与缸内壁间的正压力由两部分组成:密封圈装入液压缸缸体受压缩引起的径向应力,及充入油液对其轴向推力引起的径向应力，两者之和与摩擦因数的乘积就是密封圈与液压缸缸内壁间的轴向摩擦力。

活塞相对缸体处于静态时，密封圈与缸内壁接触摩擦力可表示为

f0=F2+T=

(6)

式中,F2、T为活塞及活塞杆密封圈与缸内壁的摩擦力；D1、D2为活塞及活塞杆的外径;d1、d2为活塞及活塞杆上密封圈的截面直径;μ、E为密封圈材质泊松比及弹性模量；e1、e2为活塞及活塞杆上密封圈的压缩率;pM、pN为液压缸大小腔液压压力；j、k为活塞及活塞杆上的密封圈数量;f为密封圈与缸内壁接触摩擦因数[11]。

在ReCurDyn软件中将式(6)求得的摩擦力加于压柱油缸仿真模型上，设置好各个运动副摩擦参数,通过仿真得到压柱油缸的输出力，当货物质量为380 t,计算得到货物质量为403.82 t,由于压柱油缸摩擦力引起的称重相对误差：

可以看到,相对于钳夹梁结构变形，钳夹车压柱油缸摩擦对称重精度的影响较大。

3基于摩擦补偿的电液称重实验

3.1起升机构样机和电液称重实验系统

在完成上述理论建模与仿真计算分析的基础上,设计研制了钳夹车起升机构样机和由传感器、液压站及信号采集与处理系统组成的钳夹车起升电液称重实验系统。

钳夹车起升机构样机主要组成部分有:两个底架1、四个旁承油缸2、两个分盖板3、四个钳形梁4、四个压柱油缸5、一个货物6、四个连接铰7、四个拉线传感器8、四个挂货钩9、两个心盘10、四个倾角传感器11。本文设计及研制的钳夹车起升机构样机分别如图8和图9所示。

图8　起升机构样机设计效果图

图9　起升机构样机

倾角传感器安装于旁承油缸上,用于检测旁承油缸与水平面的夹角；拉线传感器安装于压柱油缸上，用于测量压柱油缸伸长量并保证其伸缩同步性，液体压力传感器用于测量压柱油缸内的液体压力。

3.2基于摩擦补偿的电液称重实验

基于压柱油缸的油压检测,通过货物质量与压柱油缸输出力间关系求解货物质量，再与实验所得数据进行比较，得到系统称重精度。实验方案设置如下：

(1)对实验设备进行初始位置的调定，找到传感器的相对零位和货物的初始高度。

(2)测出所有零件的质量和各转动中心点在垂直面间的连线距离、压柱油缸原始长度。

(3)调定液压系统的压力和流量，使液压缸动作速度尽量小，设定系统最大压力。

(4)旁承油缸收缩，压柱油缸动作，使货物起升到一定高度，记录压柱油缸压力数值、拉线传感器数值。

(5)使设备回归原位，卸荷，增加货物重量再起升至相同高度,记录数值。

将压柱油缸的当量输出推力代入式(6)中，可得到所测质量。数据及处理结果如表1所示。

表1　电液称重实验数据

表1中,“直接计算质量”为不进行摩擦补偿,直接利用油液压力计算压柱油缸推力，再根据机构几何关系求得的货物质量；“补偿计算质量”为在进行油缸推力计算的时候进行摩擦补偿,再根据机构几何关系求得的货物质量。

通过表1可知，若不考虑油缸摩擦，所测货物质量的精度从3.59%到4.59%，若采用基于摩擦补偿的称重测量方法，其测量精度从1.49%到1.83%，精度有明显提高。

4结论

本文对钳夹车起升空间并联闭环机构进行了机构学分析，得到了运动及力输入输出映射关系，并针对不同因素对称重精度的影响进行了分析。在此基础上，研制了钳夹车起升机构样机与电液称重实验系统，开展了基于摩擦补偿的钳夹车电液称重实验研究，基于压柱油缸摩擦模型修正了钳夹车并联起升机构电液称重映射模型，提高了其电液称重精度。

参考文献:

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(编辑王艳丽)

AnalysesofSchnabelCar’sParallelLiftingMechanismandExperimentalResearchonElectro-hydraulicWeighing

ZhaoYanzhi1WangXiangnan1RenYubo1BaiXuegang1FuYong2WeiHongliang2

1.HebeiProvincialKeyLaboratoryofParallelRobotandMechatronicSystem,YanshanUniversity,Qinhuangdao,Hebei,0660042.QiqihaerRailTrafficEquipmentLimitedLiabilityCompany，Qiqihaer,Heilongjiang,161002

Abstract：In order to solve the precise weighing problem of long-heavy cargo railway transportation schnabel car,the freedom of the parallel lifting mechanism was analyzed based on spatial closed loop.The coordinate transformation method of kinematic analysis was performed on schnabel car lifting mechanism,and the mapping model between lifting track of cargo and protrudent length of cylinder was established,the promotion mechanism of Jacobian transfer matrix system was obtained.Combined with the static equilibrium equation,the mapping model between output pressure of cylinder and mass of cargo was established.The influences of structural deformation and cylinder friction on the parallel lifting mechanism weighing precision were analyzed and calculated;then the prototype of the schnabel car parallel lifting mechanism and its electro-hydraulic weighing test system were designed and developed.The experimental study on electro-hydraulic weighing was carried out based on friction compensation of schnabel car,and the weighting precision of schnable car is improved.

Key words:long-heavy cargo；schnabel car;parallel lifting mechanism;electro-hydraulic weighing

收稿日期：2015-03-06

基金项目：国家自然科学基金资助项目(51105322)；河北省自然科学基金资助项目(E2014203176)；河北省高等学校自然科学研究青年基金资助项目(QN2015040)

中图分类号：TH112

DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2016.04.005

作者简介：赵延治,男,1981年生。燕山大学机械工程学院副教授。主要研究方向为并联多维力传感器、并联机构学。发表论文20余篇。王向南,男,1989年生。燕山大学机械工程学院硕士研究生。任玉波，女，1963年生。燕山大学机械工程学院副教授。白学刚，男，1986年生。燕山大学机械工程学院硕士研究生。付勇，男，1970年生。齐齐哈尔轨道交通装备有限责任公司教授级高级工程师。魏鸿亮，男，1969年生。齐齐哈尔轨道交通装备有限责任公司教授级高级工程师。