基于AMESim和Simcenter 3D的齿梳式油茶果采摘机联合仿真

马 喆，高自成，李立君，万晋廷

(中南林业科技大学 机电工程学院，湖南 长沙 410004)

为了满足机械化采摘油茶果的要求，设计了一款齿梳式油茶果采摘机[1]。采摘机的核心部分是一个采摘机械臂和与之匹配的液压系统，采摘机工作时，作为驱动机械臂运动的3个液压缸的负载是不断变化的，这会对液压缸等液压元件的选型和计算造成很大的困难，仅经过理论计算设计的液压系统很难保证一定满足工作需求，需要在实际生产之前对其进行精确地仿真分析验证。

采用同属西门子公司的软件AMESim和Simcenter 3D分别搭建采摘机的液压系统模型和机械臂的动力学模型，并以AMESim为主要仿真平台。利用2个软件间的接口进行联合仿真，并对仿真结果进行分析来验证采摘机设计的合理性。联合仿真能使数据在2个软件间实时相互交换，可以准确地反应不同时刻下系统与负载的真实关系。

1 采摘机械臂工作原理分析

齿梳式油茶果采摘机的结构如图1所示，2个主臂液压缸和副臂液压缸共同控制采摘机械臂在竖直平面内的运动，采摘马达通过减速机和带传动带动梳齿采摘头旋转来采摘油茶果，立柱回转马达通过减速器和齿轮机构带动机械臂旋转来调整采摘角度[2]。其中元件3、4、5、8和5、6、7、12分别组成2个平行四边形机构，使采摘平台始终保持与地面平行。

注：1.梳齿采摘头；2.采摘马达；3.副臂杆1；4.副臂；5.主臂杆2；6.主臂杆1；7.立柱杆；8.采摘平台；9.副臂杆2；10.主臂杆3；11.副臂液压缸；12.主臂；13.主臂液压缸2；14.主臂液压缸1；15.立柱；16.采摘臂底座；17.立柱回转马达。

2 采摘机械臂的理论计算

2.1 采摘机械臂执行机构的最大负载计算

图2为采摘机械臂的力学模型与实物模型的对比图，实物模型零件过多。为了减少理论计算的工作量，需要把实物模型简化成力学模型，把副臂杆1、主臂杆1和主臂杆2去掉，将其质量分别加到主副臂上，用采摘平台代替整个采摘头组件(即采摘平台质量改为整个采摘头组件质量)，保持了机械臂整体质量不变。将副臂液压缸和主臂杆3的重力纳入主臂的重力G1，并设主臂、副臂液压缸和主臂杆3的重心位于主臂BF上，并忽略副臂液压缸活塞杆运动时由于液压油流动而引起的重力变化；将副臂杆2的重力纳入副臂的重力G2，并设副臂和副臂杆2的重心位于副臂FI上，采摘头的重力为G3，并设其重心位于副臂的末端I点上。

其中，L1到L10分别为相关构件的长度和3个重心的位置，L和L0分别表示主副臂液压缸活塞杆未伸出时的2个耳环铰链中心之间的长度，x，y分别表示主副臂液压缸活塞杆在液压油的推动下伸出的长度。主臂液压缸的驱动力为F1，方向沿着主臂液压缸两个耳环铰链中心的连线AC指向C点，副臂液压缸的驱动力为F2，方向沿着副臂液压缸两个耳环铰链中心的连线DH指向H点。

先推导某一时刻主臂液压缸活塞杆的静态负载公式：

当机械臂静态平衡时，力F1、G1、G2和G3对B点的主矩等于0，此时有：

∑MB(F)=0

MF1+MG1+MG2+MG3=0

其中：

MF1=F1l1sin∠BAC，MG1=-G1l5sinα

MG2=-G2(l6sinα-l9sin(α+2φ))

MG3=-G3(l6sinα-l10sin(α+2φ))

经过推导，有：

图2 采摘机械臂的力学模型与实物模型

由于采摘机械臂的结构限制，使得主臂BF与副臂FI之间的角度变化范围是30～150°，主臂BF与立柱AB之间的角度变化范围是60～150°。当采摘臂的总长度在水平方向上达到最大时，即B点与I点的距离最大且直线BI与水平面平行时，主臂、副臂和采摘头的重心到立柱AB的距离最大，此时主臂液压缸的静态负载最大，取∠BFI的最大值150°，即2φ=150°，φ=75°，则α=90°+∠FBI。此时主臂液压缸的静态负载最大。

量取此时的长度lBI、x和y，求出∠FBI，则α、φ和∠BAC均已得知，即可求出静态时最大的主臂液压缸的驱动力F1。

将齿梳式采摘机械臂各零件选用的材料密度和尺寸代入到公式中计算得到此时主臂液压缸的总驱动力F1≈15 425.8N。

由于在实际工作状态中，主臂液压缸的活塞杆经调速阀在液压油的推动下做等速运动。活塞杆在运动的开始和停止2个时刻会产生很大的加速度，存在刚性冲击，使液压缸驱动力的大小发生巨大波动，所以主臂液压缸的最大负载F等于其最大静态负载乘以一个波动系数，其值通常为1.3～1.5，这里取中间值1.4，所以：

F=F1×1.4=21 596.12N

由于主臂为2个液压缸并联工作，所以每个主臂液压缸的最大负载F′只有F的1/2，所以：

F′=0.5×F=10 798.06N

副臂液压缸的最大负载求法与主臂液压缸类似，不再叙述，其值为：

F副=F2×1.4=18 814.32N

2.2 主副臂液压缸的主要参数计算

先计算主臂液压缸的主要参数。确定工作压力p1和背压p2，液压执行元件的工作压力p1可以结合《机械设计手册》选取，通过对比不同设备类型选取的压力范围，可以确定齿梳式油茶果采摘机为低压系统，初步选定p1=5 MPa，同时取p2=0.2 MPa。根据选取的工作压力，取活塞杆直径d和液压缸内径D的比值d/D=0.5。

根据单杆活塞缸的推力计算公式，有：

式中，ηm为液压缸的机械效率，一般ηm=0.9～0.97，这里选取ηm=0.94。F为上面计算的主臂液压缸最大负载F′，将上式变形并将所需参数代入得到液压缸内径D：

将液压缸内径D和活塞杆直径d按照d=0.5D的比值根据国家标准就近圆整为D=63 mm，d=32 mm。

因为主臂液压缸的负载比较大，运动过程中机械臂的惯性比较大，从工作稳定性的角度出发，设定主臂液压缸活塞杆伸出速度为v1=10 mm/s，所以根据速比公式有活塞杆收回速度为：

根据选定的主臂液压缸，流入单个主臂液压缸的流量为：

其中ηv为液压缸的容积效率，其值大小与采用的密封形式有关，这里取ηv=1。

副臂液压缸主要参数的计算与主臂液压缸类似，不再叙述。其液压缸内径D=80 mm，活塞杆直径d=40 mm；活塞杆速度为v1=10 mm/s，v2=13.33 mm/s；流入的流量为q2=3 015.93 mL/min。

3 建立模型

3.1 采摘机械臂的Simcenter 3D机械系统建模

采摘马达和立柱回转马达的仿真将涉及油茶果果柄和树枝的模型。针对研究主题，只对采摘机械臂和主副臂3个液压缸的工作进行联合仿真。

根据实际工作流程，设置主副臂液压缸的初始位移均为50 mm。对模型做完基本处理后，将其存为STEP文件导入Simcenter 3D中，对每个零件赋予材料，设置质心和惯性坐标系，根据齿梳式采摘机工作时的实际运动情况，为Simcenter 3D中的机械系统模型添加运动副[3-5]。其运动副分配情况如表1所示。

表1 机械臂运动副设置

共线运动副作用与旋转副类似，但是它不限制轴向运动，可用于替换因存在过度约束而失效的旋转副。设置完毕后的模型如图3所示。

注：1.采摘头(用采摘平台表示整个采摘头组件)；2.副臂；3.副臂杆1；4.主臂杆2；5.副臂杆2；6.主臂杆3；7.副臂活塞杆；8.副臂缸筒；9.主臂杆1；10.主臂；11.主臂活塞杆(2个)；12.主臂缸筒(2个)；13.立柱；14.立柱杆。

3.2 设置Simcenter 3D的控制输入输出

联合仿真通常会选取一个软件为主要仿真平台，另一个为辅助仿真平台。选取原则为：液压系统复杂时，以AMESim为主；机械系统的动力学复杂时，以Simcenter 3D为主。在本文中，是以液压系统作为主要方面进行研究的，所以选取AMESim为主要仿真平台。

控制输入与控制输出就是在主、副2个仿真平台之间实时相互交换来驱动联合仿真持续有效进行的参数。在Simcenter 3D中，控制输入为采摘机械臂的动力学模型通过“Simcenter 3D Motion”模块向AMESim中的液压系统模型的3个液压缸输入活塞杆的位移和速度参数；控制输出为AMESim液压系统模型通过“机电模块”向采摘机械臂的动力学模型输出3个液压缸活塞杆的受力参数[6-8]。数据交换过程如图4所示。设置完毕后，对解算方案求解并导出“求解器输入文件”。

3.3 基于AMESim HCD库的双向液压锁建模与超级元件的制作

双向液压锁在齿梳式采摘机液压系统中是十分重要的元件，在AMESim中的Hydraulic库中没有现成的液压锁元件，所以需要调用HCD库自行对液压锁进行建模并制作成超级元件方便后续使用。

图5为双向液压锁的结构原理图。其中，A、B为液压锁与液压系统连接的2个工作油孔，H、K为液压锁与液压缸连接的2个工作油孔。当B孔流入压力油时，油液会推开单向阀心b经K孔流入到液压缸无杆腔中推动活塞杆进行工作，同时压力油也会推动控制活塞c，使其推开单向阀心a，使得液压缸有杆腔中的油液可以经过H孔从A孔流出回油箱。同理，A孔流入压力油时液压锁的工作流程与上述相似。当A、B油孔均不流入压力油时，单向阀心a、b在弹簧的作用力下自动复位，液压缸两腔的油液被锁住，液压缸活塞杆就能固定在这个位置，实现液压锁的锁紧功能[9-11]。

图4 联合仿真模型数据交换示意

图5 双向液压锁结构原理

图6 双向液压锁的AMESim模型

图6为按照液压锁原理建立的HCD库模型，然后将其制作成“超级元件”，将“超级元件”的名称设置为“YYS”，接口“1、2”为输入接口，接口“3、4”为输出接口。编辑后的“超级元件”如图7所示。

图7 双向液压锁的超级元件模型

3.4 基于AMESim的联合仿真模型建立

根据齿梳式油茶果采摘机液压系统，在AMESim建立相应的模型，从“Interfaces”中调入“Simcenter 3D Motion model”模块。如图8所示，模块右侧的6个端口(disf和velf分别表示副臂液压缸活塞杆的位移和速度端口，disz1和velz1分别表示主臂液压缸1活塞杆的位移和速度端口，disz2和velz2分别表示主臂液压缸2活塞杆的位移和速度端口)，把Simcenter 3D中3个液压缸活塞杆的速度和位移输入到AMESim中相应的活塞杆上；左侧的3个端口(forcef表示副臂液压缸活塞杆驱动力，forcez1和forcez2分别表示主臂液压缸1和2的活塞杆驱动力)，把AMESim中3个液压缸活塞杆的驱动力输出到Simcenter 3D中相应的活塞杆上。并将模块端口与液压系统相匹配，最终得到采摘机和液压系统的联合仿真模型如图9所示[12-13]。

图9中的5为随时间变化的电信号源，控制着液压系统的工作流程；9和10分别与14的左右端口相连接，作为力、位移和速度参数在2个仿真软件中实时交换的工具；11的作用是让2个仿真软件中参数的单位得到统一；12与13组成位移差值减法器，目的是消除2个仿真软件中液压缸活塞杆初始位移之间的差值，使液压系统模型与机械系统模型中的液压缸实现动作同步统一(K值参数设置为初始位移差，通过差值减法器消除)。其余元件均为常规的液压元件。

图8 Simcenter 3D Motion model模块

注：1.液压油；2.副臂液压缸；3.双向液压锁；4.单向调速阀；5.分段线性信号源；6.三位四通Y型电磁换向阀；7.单向阀；8.油箱；9.力传感器；10.位移和速度传感器；11.单位转换器；12.差值减法器；13.固定信号源；14.Simcenter 3D Motion Model模块；15.主臂液压缸2；16.主臂液压缸1；17.恒速原动机；18.液压泵；19.滤油器；20.溢流阀；21.采摘马达模拟负载；22.采摘马达；23.立柱回转马达；24.立柱回转马达模拟负载；25.二位三通电磁换向阀；26.三位四通O型换向阀。

采摘臂工作过程的设定：1)采摘臂上升阶段，即主副臂液压缸同时协调工作，使机械臂末端齿梳式采摘头可以迅速灵活地到达预定的工作高度；2)采摘马达与立柱回转马达工作阶段，即立柱回转马达带动机械臂转动调整角度和采摘马达带动梳齿头旋转采摘油茶果的阶段；3)采摘臂下降阶段，即采摘工作完成，机械臂回到初始角度后，先主臂保持不动，副臂下降到初始位移，然后副臂保持不动，主臂下降到初始位移的阶段。

液压系统主要参数设置为：液压油密度920 kg/m3；液压泵排量32.5 mL/r；电动机转速408.02 r/min；溢流阀溢流压力8.84 MPa；滤油器通径12 mm；单向阀开启压力0.05 MPa；电磁换向阀额定电流40mA；单向调速阀的最低工作压力0.7 MPa；副臂液压缸的内径80 mm、活塞杆直径40 mm、有效行程220 mm、活塞杆初始位移50 mm；主臂液压缸的内径63 mm、活塞杆直径32 mm、有效行程320 mm、活塞杆初始位移50 mm。

考虑到油茶果树的实际高度，设定主副臂液压缸活塞杆的最大伸出量为其有效行程的3/4，再加上主副臂液压缸的初始位移已有50 mm，所以主副臂液压缸的实际有效行程分别为190 mm和115 mm。根据实际情况设定主副臂液压缸活塞杆伸出速度均为10 mm/s，速比为1.33，所以主臂液压缸活塞杆在实际有效行程内完全伸出用时19 s，完全收回用时14.25 s；副臂液压缸活塞杆在实际有效行程内完全伸出用时11.5 s，完全收回用时8.63 s。设定采摘臂立柱转出和转回均用时5 s，采摘马达工作用时也为5 s，所以总仿真时长为56.88 s。

4 联合仿真结果与分析

4.1 联合仿真结果分析

联合仿真完成后，从Simcenter 3D截取不同时刻采摘机械臂的状态(图10)。从AMESim中调取主副臂液压缸无杆腔的压力、流量、活塞杆受力、活塞杆速度、活塞杆位移(图11和图12)，把主副臂液压缸仿真结果与机械臂各关键时刻的状态对应起来，分析齿梳式油茶果采摘机的工作过程。

图10中的A、B、C、D 4个状态分别对应图11、图12中的0、19～34、42.63 s和56.88 s。

A状态为采摘机械臂初始状态，此时采摘机还未开始工作，除位移外的其余参数均为0(由于主副臂液压缸已有50 mm的初始位移)。

A状态到B状态的工作时间为0～19 s，此过程中副臂液压缸活塞杆位移如图11中的(5)先由初始时的50 mm经过11.5 s伸长到164.5 mm，然后在11.5～19 s保持不动，主臂液压缸活塞杆如图12中的(5)从50 mm伸长到239.3 mm；由于活塞杆伸出时是做等速运动，在运动的起点和终点处，速度会发生突变，所以图11中(4)的曲线在0 s和11.5 s处发生突变，0～11.5 s期间速度均值为9.968 mm/s，11.5～19 s期间速度为0。图12中的曲线(4)在0 s和19 s处发生突变，0～19 s期间速度均值为9.974 mm/s；液压缸活塞杆运动速度取决于无杆腔输入流量的大小，所以图11与12中的(2)与(4)曲线走势相同，且副臂液压缸无杆腔流量在0～11.5 s中均值为3.015 L/min，在11.5～19 s中为0，主臂液压缸无杆腔流量在0～19 s中均值为1.87 L/min；在0～19 s期间，副臂液压缸和主臂液压缸活塞杆的最大负载均于11.5 s时产生，分别为16 640 N和6 318.37 N；由于液压缸无杆腔压力取决于作用负载的大小，所以图11与图12中的(1)和(3)曲线的走势相似，副臂液压缸和主臂液压缸无杆腔压力峰值也出现在11.5 s，分别为3.29 MPa和2.37 MPa。

注：A.采摘机械臂初始时的位置状态；B.采摘机械臂在主副臂协调上升后的最大伸展状态；C.采摘机械臂主臂不动副臂下降完毕时的状态；D.采摘机械臂主臂下降完毕时(即仿真结束)的状态。

B状态为主副臂液压缸活塞杆均处于最大位移时机械臂的状态，经历时间为19～34 s，此时换向阀处于中位，液压缸被双向液压锁锁紧，所以图12、图11中(5)的位移曲线基本保持不变，分别为239.3 mm和164.5 mm，(2)中的无杆腔流量基本保持不变，均为0，但是由于机械臂具有很大的惯性，产生刚性冲击时会发生连续的振动，所以(1)中无杆腔的压力、(3)中活塞杆的受力和(4)中活塞杆的速度会产生持续的波动，并逐渐衰减。其中主臂液压缸工作全程中的无杆腔最大压力和活塞杆最大负载均于21.2 s时产生，分别为2.44 MPa和7 382.63 N。

B状态到C状态的工作时间为34～42.63 s，此过程中主臂液压缸活塞杆保持不动，副臂液压缸活塞杆位移由最大值收回到初始状态。所以图12中主臂液压缸的(2)、(4)、(5)曲线均基本保持不变，(1)、(3)曲线受到副臂液压缸运动的影响，产生轻微波动；图11中副臂液压缸的(5)位移曲线由最大值164.5 mm下降到50.71 mm，(4)活塞杆速度均值为13.29 mm/s，流量走势与速度相似，(2)无杆腔流量均值为4.01 L/min。

C状态为采摘机械臂的主臂不动，副臂下降完毕时的状态。此状态为瞬时过度状态，机械臂不在此刻停留，故不做分析。

注:1.无杆腔压力曲线；2.无杆腔流量曲线；3.活塞杆受力曲线；4.活塞杆速度曲线；5.活塞杆位移曲线。

注：1.无杆腔压力曲线；2.无杆腔流量曲线；3.活塞杆受力曲线；4.活塞杆速度曲线；5.活塞杆位移曲线。

C状态到D状态的工作时间为42.63～56.88 s，此过程中副臂液压缸活塞杆保持不动，主臂液压缸活塞杆位移由最大值收回到初始状态。所以图11中的副臂液压缸的(2)、(4)、(5)曲线均保持不变，(1)、(3)曲线受到主臂液压缸运动的影响，产生轻微波动；图12中主臂液压缸的(5)位移曲线由最大值239.3 mm下降到48.61 mm，(4)活塞杆速度均值为13.41 mm/s，流量走势与速度相似，(2)无杆腔流量均值为2.51 L/min。

D状态为仿真结束时采摘机械臂的状态，此时主臂液压缸活塞杆位移为48.61 mm，副臂液压缸活塞杆的位移为50.71 mm。

4.2 联合仿真结果总结

经过上述分析，主副臂液压缸的无杆腔的最高压力分别为2.44 MPa和3.29 MPa，低于所选的最高工作压力5 MPa；主副臂液压缸活塞杆伸出时的无杆腔流量分别为1.87 L/min和3.015 L/min，与计算所得的1 870.35 mL/min和3 015.93 mL/min基本一致；主副臂液压缸的活塞杆的最大负载分别为7 382.63 N和16 640 N，低于计算所得的10 798.06 N和18 814.32 N；主副臂液压缸活塞杆伸出速度分别为9.974 mm/s和9.968 mm/s，收回速度分别为13.41 mm/s和13.29 mm/s，与计算所得的10 mm/s和13.33 mm/s相差不大；主臂液压缸初始位移为50 mm，最大位移为239.3 mm，结束时位移为48.61 mm，最大净位移为190.69 mm，与设定的190 mm基本一致。副臂液压缸初始位移为50 mm，最大位移为164.5 mm，结束时位移为50.71 mm，最大净位移为113.79 mm，与设定的115 mm基本一致。

5 结论

各关键参数的联合仿真结果与理论计算和设定的数值基本一致，机械臂的仿真运动过程与初始设定的工作行程吻合，证明联合仿真的结果是合理的，采摘机和液压系统的设计满足工作需要[14-16]。

但研究发现主副臂液压缸均存在刚性冲击的现象。在液压系统中，这种由于液压油的流动速度在非常短的瞬间内急剧变化而引起的压力突变的现象称为“瞬变流动”，瞬变流动引起的压力突变称为“液压冲击”，它会使液压系统的瞬时压力峰值比正常工作时的压力大很多，对密封装置、液压管路和液压元件造成损害，也会引起振动和噪声。可以采取的减小液压冲击的措施为：1)延长阀门开启和关闭以及换向阀换向的时间，可以应用可调换向时间的换向阀。2)在液压冲击频发的部位设置蓄能器，吸收冲击压力，也可在这些部位安装安全阀，限制压力的提高。