履带起重机整机行走模式分析

周丽强 邓诗龙SCC36000A 型履带起重机是近年来国产3000 t 级履带起重机的典型产品之一，其最大起重量为3 600 t，最大起重力矩可达88 000 t·m，性能强大，与其他国产机型相比，SCC36000A 型履带起重机的机构结构形式较特殊，其主机设计为四履带八驱动形式，超起配重小车设计为双小车四履带驱动结构。本文着重分析SCC36000A 型履带起重机（以下简称履带吊）超起配重小车行走原理及注意事项。1 履带吊行走原理1.1 基本概述如图1 所示，履带吊采用主机和超起小车单独行走驱动，超起小车未设单独动力源，通过液压油管从主机总泵获取动力，主机和超起小车驱动既可联动又可单动，在不同操作模式下可以自由切换。主机和超起小车中心距离为36 m 或33 m，通过桁架连杆及伸缩套筒相连接，其中桁架与主机连接处为2 个横向销子铰接结构，可有上下活动的自由度，伸缩套筒与超起小车的连接为伸缩套筒底座与2 超起小车连接架的销子连接，其中一组销子为半开放形式，也可实现上下活动，这样的连接设置，可在上下路基箱或地基高差变化大的情况平衡连接架两端标高变化，避免结构干涉破坏。主副车连接结构示意图如图2 所示。图1 履带吊外形示意图图2 履带吊主副车连接结构示意图1.2 模型简化履带吊的整机行走模型可以简化理解为下部活动结构与上部固定结构，下部的活动部件主要为主机下机和超起配重小车下机；上部固定结构主要指主机上机与超起配重小车上机的相对固定的组合形态。履带吊的回转、行走等动作的实施指的是主机下机与超起配重小车下机的单动或联动。而上部结构不管在下部结构怎么活动的情况下应始终能保持相对固定，比如主副车幅度、主副车连杆与配重小车的γ 角度（这些参数在下文中会详细描述）。图3、图4 中黑色的主机下机与洋红色的超起配重小车下机就是属于下部活动部件，可以不同的联动动作实现回转、行走等动作。同时，在实现各种动作的过程中，保持主副车上机结构与连杆的相对固定不变（不包括卷扬及臂架系统的机构动作）。1. 与主机连接销 2. 主机 3. 连接架 4. 超起小车图3 履带吊行走模式简要俯瞰示意图图4 履带吊回转模式简要俯瞰示意图1.3 机构及参数简要介绍1）主要活动机构根据履带吊行走模式下的简化模型建立简化模型图，见图5。在履带吊行走过程中，整机机构的自由度除了履带行走动作之外，主要有主机上下机的回转、伸缩套筒前后伸缩、绕铰点回转及小车上下机回转等。图5 履带吊行走机构简化示意图2）行走过程主要控制参数行走模式下主要涉及的参数有主副车连杆角度γ角，超起配重小车下车角度α 1、α 2，主副车连杆拉绳长度L 偏差值（L 为超起配重半径公差值，－ 450 mm ＜L＜ +450 mm），如图6 所示。在行走模式下，最重要的2 个参数是γ 角及拉绳长度偏差值L ，执行元件最终端最底层的参数是α 1、α 2，（偏差范围为±7°）。γ 角是保证伸缩套筒不与两边配重干涉的重要参数，拉绳长度偏差值是保证超起配重半径始终保持预定36 m 或33 m 状态的关键参数。履带吊理想的预期是γ 角始终保持90°以及拉绳长度偏差尽可能接近0。主机与小车履带始终保持平行，假如不平行，则会导致超起配重小车在行走过程中与主机直线度不一致从而导致γ 角与拉绳长度偏差值出现超差。贯穿履带吊行走过程全过程的重要控制要点就是始终通过各种手段控制超起小车与主机的行走速率，主机履带虽为4 条，但自由度较小车4 条履带的自由度少，控制上相对简单，故主要控制要素是控制超起小车4 条履带的行走速率，本文中对影响主机行走的因素暂不考虑。图6 小车行走过程主要控制参数示意图1.4 主要行走模式履带吊行走模式主要分为直线行走模式和万向行走模式，包括并排行走也属于万向行走模式中的一种，图7 ～图9 为履带吊常见的几种行走模式。图7 主机+ 小车同步直线行走模式图8 主机+ 小车万向行走模式图9 主机+ 小车万向行走模式（并排行走模式）2 履带吊行走分析正常直线行走过程中可能会出现几种情况，如γ角偏大或偏小、拉绳长度变大或变小，假定小车1、小车2 的各自2 条履带速率一致，不考虑地面不平影响前提下，履带吊通过控制逻辑去调整小车整体履带速率去修正偏差值。这个层级上的逻辑控制相对比较简单。 在实际过程中，考虑到地面因素、小车各履带系统误差情况下，小车的2 条履带会出现速差，在这种情况下，行走过程就会比较复杂。下面以任意的直线前进行走模型理想初始状态（见图10）分析行走逻辑控制，罗列因小车各自履带出现速率偏差出现的各种情况（见图11 ～图 14），以及相对应各种偏差的几种纠偏逻辑关系（见表1）。图10 主机+ 小车同步直线行走理想状态初始位姿图11 在90°＜γ ＜ 91°、-450 mm ＜L ＜ 0 mm 情况下小车4 种状态图12 在90°＜γ ＜ 91°、0 mm ＜L ＜ 450 mm 情况下小车4 种状态图13 89°＜γ ＜ 90°、-450 mm ＜L ＜ 0 mm 情况下小车4 种状态图14 在89°＜γ ＜ 90°、0 mm ＜L ＜ 450 mm 情况下小车4 种状态行走过程中实际上出现的情况远不止表1 中所罗列的情况，如造成情况1 的可能原因还有可能是在V1 ＞V2 情况下，V1 ＞V，但V2 ＜V，只不过V1 －V2 ＞V －V2。在采取同样措施的情况下，还可演变成其他几种情况，故上述逻辑关系必然能包涵其他类似情况。从表1 中还可发现几种不同状况采取的纠偏控制措施一致，实际上述逻辑关系中只是说明了采取措施的总体思路，如情况1 与情况9 的措施一致，而实际上控制电脑可在小车1、2 偏角差值φ 1、φ 2 达到正常范围内总体减少或提高相应小车2 履带速率，所以这个在逻辑上还是行得通的。3 履带吊行走控制优化重点由表1 可知，假定在出现履带行走速率偏差的情况下出现上述状况，整个超起配重小车的纠偏是从执行层最底层的小车履带速率上开始调整，将单个小车偏角差值φ 控制在正常范围以内之后再进行单个小车整体速率的调整，这样超起小车行走起来，总体会比较累赘和繁杂，但从理论上的逻辑来说都还是能够实现。然而，实际情况比较复杂，该控制方法仍有一系列问题待解决，包括更深层次的逻辑关系以及外部因素，下面以情况1分几个方面分析该纠偏逻辑和可能对该控制逻辑造成影响的因素。1）底层逻辑进一步完善的需求 正常履带在原地静止状态下磨转，如果地面摩擦力一致且两履带反向速率相同的情况下，回转中心基本能保证保持原形心位置，在情况1 中小车采取措施调整单条履带速率过程中因2 条履带速率差而产生履带主机磨转的效应。由于小车整体处于运动状态中，在履带调整方向过程中小车形心会偏离原小车运动轨迹，自然形心位置也会出现偏差，形心位置偏差的方向在排除地面摩擦力不一致的因素下与小车履带调整的方向有关。在情况1 中，按采取的措施减小V14 的情况下，小车形心便以理论方向如图15 中所示。同时，由于小车1、小车2为刚性连接，小车2 在动态下的运动轨迹为在保持整体前行的同时，以小车1 形心O1 中心为圆心，顺时针旋转，而该运动轨迹与减小γ 角的预期目的相违背，故逻辑上出现的问题可能就是小车2 的偏角差值φ 2 到正常范围之前γ 角偏差值已经超出停机的界限（行车电脑设定γ 角偏差值在行走过程中不大于1°）。当然，这种情况不一定会发生，小车2 的偏角差值可能较小，在调整措施执行完成前形心稍微变化导致的γ 角偏差值未达到临界点，再下一步措施开始落实优化γ 角偏差值朝良好的预期方向发展。但是如果小车2 偏角差值较大，或地面摩擦力不均匀的情况下，导致初步纠偏措施未执行完成之前γ 角偏差值已超限，造成行车电脑强行停机，且这种情况发生的概率较大，至少在深层次的逻辑上存在可能性，也可以简单地概括为二级控制逻辑与一级控制逻辑在特定情况下的兼容性问题。图15 小车自动调整位姿过程小车形心变化2）小车调整控制措施对机构造成的影响 小车在调整γ 角过程中，可通过调整2 个小车的平面位置来优化γ ，2 个小车之间采用刚性框架连接架连接，地面摩擦力使2 个小车产生相互推、拉的力学关系，靠框架之间的内力克服地面摩擦力达到滑移的结果（见图16）。履带吊超起配重质量产生的履带与地面间的摩擦力非常大，会对2 个小车机构产生较大内力，且该受力在履带吊行走过程中是无时不在的，这种受力模型容易造成机构材料的疲劳破坏，冲击载荷也较大，特别是对小车承载的配重托盘横梁悬臂端等结构件的冲击载荷更大，因而这种机构行走模式对机构的影响程度比较高。图16 小车横向偏移示意图3）控制逻辑在几何学上的分析图17 中分析了小车2 从偏差Δγ 角调整到正90°角的过程，根据图中几何关系可得将n 作为变量，得到图17 在不同主机角度下小车相对位置示意图该函数以主机角度为变量，其中S 为调整小车2 整体速率V2 在调整时间t 后沿主机行驶方向的位移，S ＝Δγ ·t 。主要体现的是在不同主机角度、小车2 整体速率调整差值一定的情况下，γ 差值调整效果的敏感性，该函数在主机角度n ＝ 0 ～ 90°（实际履带吊定义此时的角度为360°～ 270°之间，此处为描述方便，直接定义为0°～ 90°区间）之间的区间为单调递减特性，即随着n 增大，在相同的调整速率差、相等时间t 的情况下，Δγ 调整的幅度越小效果越差。在不考虑γ 角偏差调整的情况，则n 角越大拉绳长度L 的调整敏感越小。n 在函数单调递增区间的极值90°时会出现图18所示情况。图18 n 在90°时行走示意图如图18 所示，在n 为90°时，小车1 和小车2 的行走方向在同一直线上，也就是说行车电脑无论采用哪种控制措施都无法对γ 角、拉绳长度实施调整，小车1 和小车2 只能是相互前后牵扯，这个是极端的情况。同样，就算n 角不在90°时也有可能出现小车1 和小车2 前进方向在同一直线上的情况，如图19 所示，但这种情况只能出现在n 角在89°～ 91°间出现（γ 角偏差值不允许超过1°），理论上是存在发生可能性的。图19 n 角不在90°时小车1 和小车2 前进方向重合根据函数1 的特性，要想保证n 角在任何角度情况始终保持良好的调整效果，必须根据n 角来实时调整△V2，这个△V2 在实际控制中是采用给电磁流量阀电信号强弱的手段进行控制，也就是说这个电信号的规律必须符合函数1 的整体特性。4）地面情况对纠偏控制的影响表1 中的逻辑关系表示了行车电脑检测各项参数异常后作出异常原因判断而采取的纠偏措施，但是行车电脑无法检测出超起小车地面的水平度情况，两超起小车在行走过程中与地面之间的摩擦力差异，会使得两小车相互挤压滑移，这个滑移跳动有一定的随机性，路面的情况差异化较大，这种情况下造成的一些参数偏差就未必一定是表1 中逻辑所能覆盖到，图20 所示就是小车被挤压发生滑移的情况，且2 个小车2 条履带在采取纠偏措施之后也会因为地面差异形成一个随机的滑移，增加了情况的复杂性。因为超起小车之间都是刚性连接，2 超起小车行走轨迹的细微差异就会导致两小车之间产生很大的推挤力，故这种行走模式对于地面的敏感性更高。4 履带吊行走经验反馈1）制造厂能加大超起小车驱动力或履带架的整体强度，避免在现场短距离行走过程中出现误差超差，增加控制难度。2）最终的小车驱动速度与驱动泵执行速率、液压油路长短、压力延时、终端响应（与地面摩擦力、连接框架材料弹性）都紧密相关，制造厂应严格把好质量关，尽可能地减少系统各元件误差，提高整体精度，在监测→调整→再监测这样的闭环控制过程中，尽可能地提高系统响应速度。图20 地面情况对纠偏控制干扰示意图3）综合考虑履带吊行走控制参数（α 1、α 2、γ 、L ），确定履带吊行走控制参数的主次控制位置关系，缩小控制参数偏差范围，加强各参数的反馈检测力度，确保履带吊行走各机构动作准确有效。4）运维过程应细化履带吊操作步骤，如超起小车调整时需操作履带吊适当变幅落臂，减小超起配重小车对地接地比压；动作前调整副车各控制参数至接近理论要求范围（如89°＜γ ＜ 91°，－ 300 mm ＜L ＜ +300mm 等）；主机原地回转需操作主臂起臂至适当角度，超起拉板、主变幅受力等受力正常。5）确保履带吊行走场地硬化、平整度以及范围等满足履带吊行走设计和现场使用要求。举报/反馈发表评论发表作者最新文章高定位精度的第三代核环行起重机运行系统 刚柔耦合动力学仿真01-2014:40液压挖掘机转台有限元分析与疲劳强度评估01-2014:33SPMT 液压平板车车板变形有限元计算与仿真模拟01-2014:31相关文章补贴后19.99万起 ID.4 CROZZ公布售价配置有所升级 2021款柯迪亚克GT到店2021款日产途乐上市 起售价约31.4万元人民币广汽埃安Aion Y或于3月开启预售 随后4月上市高定位精度的第三代核环行起重机运行系统 刚柔耦合动力学仿真

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