基于四连杆的承罐稳罐装置设计与AMESim仿真分析

季红涛

(中国船舶科学研究中心 深海载人装备国家重点实验室，江苏 无锡 214082)

引言

随着千米以上的深井不断出现，需要通过罐笼提升的设备重量也越来越大，副立井提升系统的承接安全问题进一步突出，传统的摇台结构难以解决罐笼冲击和反弹等问题。现有大型承罐稳罐装置主要依赖进口，价格昂贵。在此背景下，朱真才等[1]研制了一种罐笼弹性承接装置，并提出罐笼弹性承接冲击动力学理论，随后国内有关承罐稳罐装置的研究不断完善。现有形式的承罐稳罐装置多采用液压传动方式，直接实现对副立井提升罐笼的承接与稳定功能[2]，由于罐笼载荷很大，需要液压系统提供大压力及流量的同时，具备良好的稳定性，对系统的性能要求非常高。

通常，对于液压系统的评估多采用定值的施载方式，机械系统复杂的动力学特性并没有考虑进去。随着AMESim软件在我国的普遍应用，凭借多学科领域的集成优势，基于AMESim平台的“机械-电气-液压”系统联合仿真得到广泛应用，诸如基于AMESim稳罐装置液压系统设计与仿真分析[3]，TBM撑靴鞍架快速复位动作[4]及拍击大块破碎装置拍击动作[5]等。本研究利用平面四连杆机构死点特性[6-8]，设计一种承罐稳罐装置，通过机械结构抵抗承罐稳罐过程中产生的冲击与反弹力，进而降低液压系统负载要求，保证承罐稳罐过程的平稳性，并基于AMESim平台开展“机械-电气-液压”联合仿真，验证设计的可行性和优越性。

1 承罐稳罐装置模型

1.1 结构模型

基于四连杆机构的死点特性，本研究将承罐机构及稳罐机构均设计为四连杆的结构形式，如图1所示。托爪、承罐连杆1、承罐连杆2及机架组成承罐四连杆机构，摇臂、稳罐连杆1、稳罐连杆2及机架组成稳罐四连杆机构。承罐稳罐过程如图2所示，承罐油缸缩回使托爪运动至低于装卸载平面，稳罐油缸缩回使摇臂抬起，待罐笼缓慢下降并停稳后，在承罐油缸驱动下，托爪缓慢将罐笼托起至装卸载平面，此时承罐连杆1、承罐连杆2共线，承罐力作用于承罐连杆2的回转力矩为0，忽略重力影响，承罐连杆机构处于理论死点位置，承罐油缸不受载；待罐笼承接至装卸载平面，稳罐油缸驱动稳罐机构至稳罐连杆1、稳罐连杆2共线，罐笼卸载产生的反弹力作用于摇臂，稳罐连杆2的受到的回转力矩为0，忽略重力影响，稳罐连杆机构处于理论死点位置，稳罐油缸不受载。在托爪与摇臂共同作用下，罐笼底盘被牢牢锁死，保证罐笼装卸载过程的稳定与安全；待罐笼装卸载结束后，液压系统驱动托爪及摇臂缩回，提升系统驱动罐笼离开并进入下一阶段工作。

1.机架 2.摇臂 3.稳罐油缸 4.稳罐连杆1 5.稳罐连杆2 6.托爪 7.承罐连杆1 8.承罐连杆2 9.承罐油缸图1 基于四连杆的承罐稳罐装置示意图Fig.1 Structure of hold-stabilizing cage device based on four-bar linkage

图2 承罐稳罐过程示意图Fig.2 Cage holding and stabilizing process

1.2 补偿力学模型

目前，大型罐笼装卸载过程面临的关键问题为：由于提升钢丝绳存在弹性伸长，导致罐笼装卸载过程中产生大幅沉降或反弹，很大程度上影响装卸载过程的安全性和提升效率。当前解决此问题的常见方式是对罐笼进行定位锁定，进而保证罐笼装卸载过程的稳定性，但此时提升系统中钢丝绳弹性伸长问题[9-10]仍然存在，待卸载后需借助绞车消除弹性伸长。通过对罐笼承接过程中提升系统进行受力分析[11]，本研究采用补偿承罐方法，待罐笼爬行速度停稳后，承罐托爪将罐笼托起一定高度，补偿钢丝绳因罐笼载荷产生的弹性伸长，降低甚至消除罐笼装卸载过程中产生的反弹力，进而提高承罐稳罐过程的稳定性。

分别取井底车场水平轨面方向及沿井筒竖直方向为X,Y方向，取两轴交点为坐标原点O，建立直角坐标系，以y=0，t=0时刻为起始点，罐笼于t(t≥0)时刻受力状态如图3所示。

图3 补偿力学模型Fig.3 Equalizing mechanics model

在此状态下：

F+F1+F2-(M+m)g=-(M+m)a

(1)

式中，M——罐笼质量

m——载荷质量

F——罐笼所受承罐力

F1——罐笼空载时钢丝绳张力，F1=Mg

F2——载荷为m时的钢丝绳张力，F2=ky

y——钢丝绳因罐笼载荷产生的弹性伸长

a——托爪托起罐笼时的减速度

k——提升钢丝绳弹性系数经推导：

(2)

即为罐笼承接时需要的补偿高度。

1.3 液压系统

承罐稳罐液压系统需平稳同步地驱动两侧装置完成承罐及稳罐动作，且保证工作过程中加载油缸的自锁性能。如图4所示，液压系统同时控制左右两侧承罐稳罐装置，齿轮泵排出的高压油依次通过电磁换向阀、同步阀及液控单向阀到达指定执行元件。为保证两侧装置的承罐及稳罐动作同步平稳进行，利用同步阀分别实现承罐油缸及稳罐油缸的同步动作；为防止加载油缸在受载时因泄漏造成移位，提高承罐稳罐过程的安全性，在加载油缸进油端设置液控单向阀。

图4 液压系统原理图Fig.4 Schematic of hydraulic system

2 AMESim系统建模

本研究重点关注承罐稳罐时的稳定性及液压系统的动态特性，建模过程中做如下简化处理：

(1) 对管路模型进行简化处理，忽略部分管路损失；

(2) 两侧承罐稳罐装置参数相同的机构合并处理，承罐托爪及稳罐油缸模型数量减半；

(3) 忽略电磁换向阀的泄漏，省略液控单向阀部分建模；

(4) 仿真重点关注执行元件进油工况，建模时只模拟同步阀分流同步功能；

(5) 工作状态下罐笼装卸载速度呈线性。

2.1 仿真模型搭建

模拟同步阀分流同步功能，利用液压元件库设计建模得到分流阀模型[12]，如图5所示。

图5 AMESim分流阀模型Fig.5 Model of diverter valve in AMESim

在此基础上，基于AMESim液压库、液压元件库及平面机构库分别对装置液压系统及机械结构模块进行建模，应用信号控制库模块施加控制信号，搭建承罐稳罐装置AMESim仿真模型，如图6所示。

图6 AMESim仿真模型Fig.6 Model of hold-stabilizing cage device in AMESim

2.2 仿真参数设置

根据液压系统各元件选型设计，设置液压模块基本参数如表1所示。

表1 液压模块参数设置Tab.1 Simulation parameters of hydraulic components

将罐笼装卸载平面作为绝对坐标系的原点，根据各连杆机构位置关系及形状确定相对坐标参数，并利用三维软件计算相应模块重量，设置机械模块参数如表2所示。

表2 机械模块参数设置Tab.2 Parameters of mechanical model

3 AMESim仿真分析

分别对罐笼空载和动载(工作状态)两种工况进行模拟仿真，对工作状态下罐笼的运动特性及两种状态下液压系统的动态特性展开研究，进而分析所设计承罐稳罐装置的工作特性是否符合预期效果。

模拟最大承罐力2×105N，最大稳罐力1×105N，动作油缸行程控制信号s及罐笼底盘受力控制信号F曲线分别如图7及图8所示。空载状态下，罐笼底盘受到与重力相等的反向作用力，静止悬挂于装置上方。工作状态时，0～3 s，罐笼底盘受到与重力相等的反向作用力，静止悬挂于装置上方，动作油缸分别驱动托爪及稳罐摇臂缩回；3～5 s，托爪及摇臂保持不动，等待罐笼降落；5～10 s，模拟承罐过程，罐笼底盘受力线性减小至0 N，底盘缓慢降落至托爪上方，托爪将罐笼底盘托起；10～15 s，模拟稳罐过程，保持罐笼底盘受力为0 N，稳罐摇臂缓慢搭接于底盘上方；15～25 s，模拟罐笼卸载工况，罐笼底盘受力线性增大，由于稳罐油缸建模数量减半，稳罐力数值及增长速率减半；25～30 s，装卸载过程结束，罐笼受力迅速恢复平衡，稳罐摇臂抬起，仿真过程结束，承罐稳罐装置工作过程如图9所示。

图7 动作油缸行程控制信号Fig.7 Displacement signal of action cylinder

图8 罐笼受力信号Fig.8 Force signal of cage

图9 工作过程Fig.9 Working process animation

工作状态时罐笼在垂直方向上的位移h及加速度a曲线分别如图10及图11所示，罐笼由0.7 m高度降落至低于装卸载平面时，托爪承接并托起罐笼底盘瞬间存在轻微的振动，然后迅速恢复平稳。当托爪及摇臂将罐笼锁住后，罐笼在承受变化的线性载荷时振动非常小，最大振动加速度约0.07 m/s2，罐笼卸载结束后摇臂抬起瞬间在竖直方向上存在约0.02 m的反弹，并迅速恢复稳定。整个过程中，罐笼能够平稳地被承罐稳罐装置承接并锁紧，罐笼承受线性变化载荷时非常稳定，承罐稳罐效果良好。

图10 罐笼垂直方向位移曲线Fig.10 Displacement curve of cage in vertical direction

图11 罐笼垂直方向加速度曲线Fig.11 Acceleration curve of cage in vertical direction

图12a为承罐油缸活塞腔压力变化曲线。空载状态下，承罐油缸在缩回至行程末端时活塞腔承受约0.3 MPa的背压，待液压系统换向驱动承罐油缸伸出时，油缸活塞腔受到一定幅度的冲击，油压迅速降至低压并推动承罐连杆机构运动，待托爪完全伸出后活塞腔卸压恢复零位。对比空载状态，工作状态时，罐笼被托爪承接并托起过程中，在罐笼底盘线性变化载荷的作用下，承罐油缸活塞腔承受约5.9 MPa峰值油压而后逐渐降至低压，待罐笼被抬起至设定高度时，承罐连杆到达死点位置，控制O形电磁换向阀停止供油，油缸活塞腔内压力维持在1.1 MPa。可以看出，较低的系统油压便能满足罐笼承接动作，罐笼稳定后负载变化对系统油压影响非常小，承罐油缸对液压系统性能整体要求很低。

图12b为稳罐油缸活塞腔压力变化曲线。空载状态下，稳罐油缸在缩回至行程末端时活塞腔承受约0.6 MPa的背压；待液压系统换向驱动稳罐油缸伸出时，稳罐连杆重力作用对稳罐油缸产生一定的负值负载，造成稳罐油缸活塞腔负压现象，待稳罐油缸到达行程末端后，活塞腔油压上升，控制电磁换向阀停止供油，活塞腔压力维持在0.14 MPa，并于油缸再次缩回后恢复零位。本研究重点研究承罐稳罐机构在承受变化载荷时对系统油压带来的影响，在实际应用中将加入回油限速模块改善系统整个过程油压特性。对比空载状态，工作状态下稳罐油缸的油压变化与空载状态整体趋于一致，当罐笼卸载结束时，稳罐油缸驱动摇臂缓慢抬起离开死点位置，稳罐油缸受力增大，活塞腔受到约0.6 MPa的尖峰压力，随着罐笼受力迅速恢复平衡，稳罐油缸活塞腔压力迅速降低至背压状态。可以看出，稳罐负载变化对系统油压影响非常小，仅稳罐机构脱离死点位置时存在小幅压力波动，稳罐油缸对液压系统整体性能要求很低。

图12 动作油缸活塞腔压力曲线Fig.12 Piston chamber pressure curve of cylinder

4 结论

本研究提出了一种基于四连杆的承罐稳罐装置，并建立AMESim仿真模型，有效地验证了设计的可行性及优越性，经分析得出如下结论：

(1) 所设计承罐稳罐装置应用补偿承罐理论和四连杆机构死点特性，能够安全平稳地实现罐笼的承接及稳定功能，有效地避免了大型罐笼装卸载过程中的剧烈振荡及反弹现象，具有良好的承罐稳罐效果；

(2) 所设计承罐稳罐机构利用四连杆机构死点状态克服罐笼装卸载过程中产生的变化载荷，大幅降低了液压系统的负荷及压力波动，摆脱了承罐稳罐装置对大型液压系统及执行元件的依赖，进而提高了承罐稳罐系统整体经济效益及社会效益。