掩护式液压支架四连杆机构 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 前言 经过近30 年的发展和努力, 我国液压支架的设计、制造水平在不断提高, 特别是在缓倾斜中厚煤层的液压支架方面积累了相当丰富的经验, 架型已基本趋于成熟、完善, 在品种和质量方面与国际先进水平相比差距越来越小。但在控制元件和控制系统方面, 与先进国家的产品相比还有较大差距。所以, 今后除应继续针对我国国情和煤层具体条件, 开发一些新架型、新品种外, 还应在改进支架控制系统和提高支架的工作可靠性方面下功夫。 近年来, 我国采煤综合机械化的水平有所提高, 随着综合机械化采煤技术的不断发展和新型大功率采煤机、工作面输送机的出现, 要求支架与之相配套, 但若支架的控制系统不作相应的改进, 是满足不了这一要求的。到目前为止, 我国国产液压支架的控制方式仍然停留在跟机手把单向邻架控制或本架控制水平。这种控制方式, 虽然具有控制系统简单、制造容易、造价较低和对煤层地质条件变化适应性较强的优点, 但它存在严重缺点: ?工人劳动条件差, 安全性差; ?移架速度慢, 影响采煤机效率的发挥; ?通风条件差,支架故障率高; ?支架支护效能的发挥程度与操作人员的经验多少和技能高低有密切关系。液压支架实现自动控制后, 就可有效地克服上述缺点, 实现对支架的电液控制, 而且有多种控制方式可供选择, 人员可在较安全的地方集中对整个工作面的支架进行远程控制或程序控制 1 1.液压支架的概述 1.1液压支架的组成 液压支架由顶梁、底座、掩护梁、立柱、推移装置、操纵控制系统等主要部分组成。 1.2液压支架的用途 在采煤工作面的煤炭生产过程中，为了防止顶板冒落，维持一定的工作空间，保证工作人员安全和各项作业正常进行，必须对顶板进行支护。而液压支架是以高压液体作为动力，由液压元件与金属构件组成的支护和控制顶板的设备，他能实现职称、切顶、移动和推移输送机等一套工序。实践表明液压支架具有支护性能好、强度高、移架速度快 安全可靠等优点。液压支架与可弯曲输送机和采煤机组成综合机械化采煤设备，它的应用对增加采煤工作面产量、提高劳动生产率、降低成本、减轻工人的体力劳动和保证 安全生产 安全生产管理档案一煤矿调度员先进事迹安全生产副经理安全生产责任最近电力安全生产事故安全生产费用投入台账 是不可缺少的有效 措施。因此，液压支架是技术上先进、经济上合理、安全上可靠，是实现采煤综合机械化和自动化不可缺少的主要设备。 1.3液压支架的工作原理 液压支架在工作过程中，必须具备升、降、推、移四个基本动作，这些动作时利用泵站供给的高压乳化液通过工作性质不同的几个液压缸来完成的。 图1-1 液压支架的工作原理 Fig .1-1 Hydraulic pressure support principle of work 1) 升柱 当需要支架上升支护顶板时，高压乳化液进入立柱的活塞腔，另一腔回液，推动活塞上升，使与活塞杆相连接的顶梁紧紧接触顶板。 2 2) 降柱 当需要降柱时，高压液进入立柱的活塞杆腔，另一腔回液，迫使活塞杆下降，于是顶梁脱离顶板。 3) 支架和输送机前移 支架和输送机的前移，都是由底座上的推移千斤顶来完成的。当需要支架前移时，先将柱卸载，然后高压液进入推移千斤顶的活塞杆腔，另一腔回液，以输送机为支点，缸体前移，把整个支架拉向煤壁;当需要推输送机时，支架支撑顶板后高压液进入推移千斤顶的活塞腔，另一腔回液，以支架为支点，使活塞杆伸出，把输送机推向煤壁。 1.4.液压支架架型的分类 按照液压支架在采煤工作面安装位置来划分 有端头液压支架和中间液压支架。端头液压支架简称端头支架，专门安装在每个采煤工作面的两端。中间液压支架是安装在除工作面端头以外的采煤工作面上所有位置的支架。 目前使用的液压支架在分三类即:支撑式、掩护式和支撑掩护式支架。 1.4.1 支撑式支架 支撑式支架的架型有垛式支架和节式支架两种型式。如图1-2，前梁较长，支柱较多并呈垂直分布，支架的稳定性由支柱的复位装置来保证。因此底座坚固定，它靠支柱和顶梁的支撑作用控制工作面的顶板，维护工作空间。顶板岩石则在顶梁后部切断垮落。 这类支架具有较大的支撑能力和良好的切顶性能，适用于顶板坚硬完整，周期压力明显或强烈，底板较硬的煤层。 a b 图1-2 a—垛式 b—节式 Fig.1-2 a—corduroy b—divisiona 3 1.4.2掩护式支架 掩护式支架有插腿式和非插腿式两种型式。如图1-3所示顶梁较短，对顶板的作用力均匀;结构稳定，抵抗直接顶水平运动的能力强;防护性能好调高范围大，对煤层厚度变化适应性强;但整架工作阻力小，通风阻力大，工作空间小。这类支架适用于直接顶不稳定或中等稳定的煤层。 a b c 图1-3 a—插腿式支架 b—立柱支在掩护梁上非插腿式支架c—立柱支在顶梁上非插腿式支架 Fig.1-3 a,support b, leg piece on support c,leg piece on support 1.4.3支撑掩护式支架 支撑掩护式支架架型主要用:四柱支在顶梁上;二柱支在顶梁;一柱或二柱支在掩护梁上。支柱两排，每排1-2根，多呈倾斜布置，靠采空区一侧，装有掩护梁和四连杆机构。它的支撑力大，切顶性能好，防护性能好，结构稳定，但结构复杂，重量大，价贵，不便于运输。 这类支架适用于直接顶为中等稳定或稳定，老顶有明显或强烈的周期来压，瓦斯储量较大的中厚或厚煤层中。 1.5液压支架设计目的、要求和设计支架必要的基本参数 1.5.1设计目的 采用综合机械化采煤方法是大幅度增加煤炭产量、提高经济效益的必由之路。为了满足对煤炭日益增长的需要，必须大量生产综合机械化采煤设备，迅速增加综合机械化采煤 4 工作面。而每个综采工作面平均需要安装150台液压支架，可见对液压支架的需要量是很大的。 由于不同采煤工作面的顶底板条件、煤层厚度、煤层倾角、煤层的物理机械性质等的不同，对液压的要求也不用。为了有效的支护和控制顶板，必须设计出不同类型和不同结构尺寸的液压支架。因此，液压支架的设计工作是很重要的。由于液压支架的类型很多，因此其设计工作量也是很大的，由此可见，研制和开发新型液压支架是必不可少的一个环节。 经过近30 年的发展和努力, 我国液压支架的设计、制造水平在不断提高, 特别是在缓倾斜中厚煤层的液压支架方面积累了相当丰富的经验, 架型已基本趋于成熟、完善, 在品种和质量方面与国际先进水平相比差距越来越小。但在控制元件和控制系统方面, 与先进国家的产品相比还有较大差距。所以, 今后除应继续针对我国国情和煤层具体条件, 开发一些新架型、新品种外, 还应在改进支架控制系统和提高支架的工作可靠性方面下功夫 1.5.2对液压支架的基本要求 1) 为了满足采煤工艺及地质条件的要求，液压支架要有足够的初撑力和工作阻力，以便有效地控制顶板，保证合理的下沉量。 2) 液压支架要有足够的推溜力和移架力。推溜力一般为100KN左右;移架力按煤层厚度而定，薄煤层一般为100KN~150KN，中厚煤层一般为150KN~250KN，厚煤层一般为300KN~400KN。 3) 防矸性能要好。 4) 排矸性能要好。 5) 要求液压支架能保证采煤工作面有足够的通风断面，从而保证人员呼吸，稀释有害气体等安全方面的要求。 6) 为了操作和生产的需要，要有足够宽的人行道。 7) 调高范围要大，照明和通讯方便。 8) 支架稳定性要好，底座最大比压要小于规定值。 9) 要求支架有足够的刚度，能够承受一定的不均匀载荷和冲击载荷。 10) 在满足强度条件下，尽可能减轻支架重量。 11) 要易于拆卸，结构要简单。 5 12)液压元件要可靠。 1.5.3设计液压支架必需的基本参数 1).顶板条件 根据老顶和直接顶的分类，对支架进行选型。 2).最大和最小采高 根据最大和最小采高，确定支架的最大和最小高度，以及支架的支护强度。 3).瓦斯等级 根据瓦斯等级，按保安 规程 煤矿测量规程下载煤矿测量规程下载配电网检修规程下载地籍调查规程pdf稳定性研究规程下载 规定，险算通风断面。 4).底板岩性及小时涌水量 根据底板岩性和小时涌水量验算底板比压。 5).工作面煤壁条件 根据工作面煤壁条件，决定是否用护帮装置。 6).煤层倾角 根据煤层倾角，决定是否用防倒放滑装置。 7).井筒罐笼尺寸 根据井筒罐笼尺寸，考虑支架的运输外形尺寸。 8).配套尺寸 根据配套尺寸及支护方式来计算顶梁长度 6 2液压支架基本技术参数的确定 2.1原始条件 掩护式液压支架，煤层厚度为2.3~2.9m，老顶为2级，直接顶为1类 2.2基本技术参数 1)支架的高度 H,h，S,2900，250,3150mm mm1 H,h,S,a,,,2300,150,50,50,2050mm n2a H,2000mmH,3200mm取; nm H,H,h,h,3200,100,200,2900mm 1m12 H,H,h,h,2000,100,200,1700mm 2n12 H式中 ——支架最大高度; m H ——支架最小高度; n H ——支架最高位置时的计算高度; 1 H ——支架最低为之时的计算高度; 2 h ——掩护梁上铰点至顶梁顶面之距;取100mm; 1 h ——后连杆下铰点至底座底面之距;取200mm; 2 h ——煤层最大厚度(最大采高); m h ——煤层最小厚度(最小采高); n S ——考虑伪顶、煤皮冒顶落后仍有可靠初撑力所需要的支撑高度，取250mm; 1 S ——顶板最大下沉量，取150mm; 2 a ——移架时支架的最小可靠量，一般取50mm; 7 , ——浮矸石、浮煤厚度，一般取50mm. a 2)支架伸缩比 H3200m,,,1.6 m H2000n 3)支护强度 Hh,mq1 qqqq,，,，，x121hh,21qq 3.2,3,,，，343，441,343 = ,,4,3,, 2 =362.6 kN/m qH式中:——当支架最大采高为时，支架应有的支护强度; xm Hq ——在架型选择表2-1中与低于但与之相邻的采高相对应的支护强度; m1 Hq ——在架型选择表2-1中与高于但与之相邻的采高相对应的支护强度; m2 hq ——所对应的采高; 1r1 hq ——所对应的采高。 2r2 4)支架间距 所谓支架间距，就是相邻两支架中心之间的距离。用b表示。 c 支架间距b要根据支架型式来确定，但由于每架支架的推移千斤顶都与工作面输送机c 的一节溜槽相连，因此目前主要根据刮板输送机溜槽每节长度及槽帮上千斤顶连接块的位置来确定，我国刮板运输机溜槽每节长度通常为1.5 m，千斤顶连接位置在刮板槽槽帮中间，所以除节式和迈步式支架外，支架间距一般为1.5米，本设计取b=1.5 m c5)底座长度 所谓底座，就是将顶板压力传递到底板的稳固支架的部件。在设计支架的底座长度时，应考虑以下几个方面:支架对底板的接触比压要小;支架内部应有足够的空间用于安装立柱、液压控制装置、推移装置和其他辅助装置;便于人员操作和行走;保证支架的稳定性等。通常，掩护式支架的底座长度取3.5倍的移架步距，即2.1m左右;支撑掩护式支架对底座长度取4倍的移架步距，即2.4m左右。本次设计底座为2.240m 8 表2-1适应不同类级顶板的架型和支护强度 Tab 2-1 Adaptive diffent cap of roof and model holding strength 老顶级别 ? ? ? ? 直接顶类别 1 2 3 1 2 3 1 2 3 4 4 掩掩支掩掩支支支支支 架 护护撑护护撑撑撑撑撑采高,2.5m时用支撑 式 式 式 式 式式 掩掩或或式 或护护支支采高,2.5m时用支撑型 支式 式 撑撑掩护式 撑掩掩 掩护护 护式 式 式 支 294 1.3×294 1.6×294 应结合支1 ,2×294 护 343(245) 1.3×1.6×343 深孔 架2 ,2×343 343(245) 爆破，软强 采 度441(343) 1.3×1.6×441 化 高3 ,2×441 2441(343) 顶板等m KN/M 539(441) 1.3×1.6×539 措施 4 ,2×539 539(441) 处理采 空区 注:(1)表中括号内数字系统掩护式支架顶梁上的支护强度。 (2)1.3、1.6、2为增压系数 。 9 3四连杆机构的设计 3.1四连杆机构的作用 四连杆机构是掩护式支架和支撑掩护式支架的最重要部件之一。其作用概括起来主要有两个，其一是当支架由高到低变化时，借助四连杆机构使支架顶梁前端点的运动轨迹呈近似双纽线，从而使支架顶梁前端点与煤壁间距离的变化大大减小，提高了管理顶板的性能;其二是使支架能承受较大的水平力。 下面通过四连杆机构动作过程的几何特征进一步阐述其作用。这些几何特征是四连杆机构动作过程的必然结果。 1)支架高度在最大和最小范围内变化时，如图3-1所示，顶梁端点运动轨迹的最大宽度e应小于或等于70mm，最好在30mm以下。 2)支架在最高位置和最低位置时,顶梁与掩护梁的夹角P后连杆与底平面的夹角Q，如图3-1所示,应满足如下要求: 0000 支架在最高位置时,P=52,62,Q=75,85;支架在最底位置时,为有利矸石下滑,防止矸石停留在掩护梁上,根据物理学摩擦理论可知,要求tgP,W,如果纲和矸石的摩擦系数 0W=0.3,则P=16.7.而Q角主要考虑后连杆底部距底板要有一定距离,防止支架后部冒落岩 00石卡住后连杆，使支架不能下降，一般去Q=25,30，在特殊情况下需要角度较小时，可提高后连杆下绞点的高度。 3)从图3-1可知掩护梁与顶梁绞点e’和瞬时中心O之间的连线与水平的夹角Q。设计时，要使Q角满足tgQ的范围，其原因是,角直接影响支架承受附加力的数值大,0.35 小。 图3-1四连杆机构几何特征 Fig.3-1 Four link motion gears geometry characteristic 10 4)顶梁前端点晕运动轨迹双钮线向前凸的一段为支架最佳工作段，如图3-1所示的h段。其原因是顶板来压时，立柱让下缩，使顶梁有向前移的趋势，可防止岩石向后移动，又可以使作用在顶梁上的摩擦力指向采空区。同时底板阻止底座向后移，使整个支架产生顺时针转动的趋势，从而增加了顶梁前端的支护力，防止顶梁前端上方顶板冒落，并且使底座前端比压减少，防止啃底，有利移架。水平力的合力也相应减少，所以减轻了掩护梁外负载。 从以上分析得知，为使支架受力合理和工作可靠，在设计四连杆机构的运动轨迹时，应尽量使e值减少。当已知掩护梁和后连杆的长度后，在设计时只要把掩护梁和后连杆简化成曲柄滑块机构，如图3-2所示(实际上液压支架四连杆机构属双摇杆机构) 图3-2掩护梁和后连杆构成曲柄滑块机构 Fig.3-2 Shields Liang Hehou the connecting rod constitution crank slideorganization 3.2四连杆机构与附加力的影响 3.2.1附加力对液压支架受力的影响 由于掩护式和支掩式液压支架有四连杆机构，所以使支架在承载过程中承受附加力，附加力越大，对支架受力越不力。为此，在液压支架设计中对此力要有足够的认识，现在对此作如下分析。 液压支架实际受载情况很复杂，为简单计算，把支架简化成一个平面杆系结构。同时为偏于安全，按集中载荷进行计算。 11 图3-3顶梁分离受力分析 Fig.3-3 Top-beam separation stress analysis 图3-4掩护梁分离受力分析 Fig.3-4 Shields Liang to separate the stress analysis 取 F,0,X F,FW,Psin, (3-1) 21a1 取 F,0,y F,F,Pcos, (3-2) 31a1 取 。 M,0,0 Fb3,,tg, (3-3) Fa2 P式中 ——支架立柱的工作阻力， a 12 ——支架立柱的倾角， ,1 ——支架支护阻力， F1 ——顶板和顶梁之间的摩擦系数， W F——顶梁和掩护梁铰点水平力， 2 F ——顶梁和掩护梁铰点垂直分力。 3 F,Pcos,,Psin,tg,，FWtg,由上式有: (3-4) 1a1a11 F,Pcos,,Psin,(,tg,)，FWtg,将该式变成通式为: (3-5) 1a1a11立柱向后倾时，立柱的工作阻力取+;瞬心O点在顶梁和掩护梁铰点水平线以下的tg, 取+;摩擦力向后取+。反之都取—。 P,Pcos,将上通式分解如下: ya1 ，，，，，，，，F,,Psin,,tg,,FW,tg, (3-6) ya11 F,P，F 1yy P式中 ——支架立柱工作阻力的垂直分力， y F,FF ——支架承受的附加力。。 yy3 由(3-6)可见 当tg,,0时，附加力与立柱倾角和摩擦力有关。 (1) 立柱倾角对附加力的影响 图3-5立柱后倾的顶梁分离受力分析 Fig.3-5 Column to after top-beam separation stress analysis 当瞬心在下、立柱后倾时， 13 F,0,x ,F,P,sin2 F,0,y F,Pcos,，Psin,tg,,P，F1yy 由受力分析可看出,当瞬心在下时，立柱向后倾，附加力为正，立柱前倾，附加力为负。当瞬心在上时，结论正好相反。 (2) 摩擦力对附加力的影响 图3-6 顶梁前端双纽线轨迹 Fig.3-6 Front end top-beam two Niu line path 如图3-6所示，当支架由高到低顶梁前端的运动轨迹由a向b点运动时，瞬心点在下，tg,值为正，且由大到小，一直到b为0 ;在这一段内，当支架在承受让压过程中，顶梁有向前运动的趋势，从而使顶板给顶梁的摩擦力方向向后，摩擦力为正，附加力为正。 tg当支架由高到低顶梁前端运动轨迹由a向b点运动时，瞬心点在上，,值为负其绝对值由小变大到c点为最大，再由c点向d点由大到小一直到d点为0;在这一段内，当支架在承载让压过程中，顶梁有向后运动的趋势，从而使顶板给顶梁的摩擦力方向向前，摩擦力为负，附加力为正。 由以上分析可知:摩擦力引起的附加力都为正，附加力的大小与角的正负无关，与,,角的大小有关，角大附加力就大，反之则小。 , 结论: 14 通过以上立柱倾角和摩擦力对附加力影响的分析，得出如下结论: 值的大小对附加力影响很大，值大，支架承受的附加力大，对支架受力不利。tgtg,, 所以在优化四连杆机构时，尽可能使值小些。为此，可以令支架由高到低时，顶梁前tg, 端运动轨迹近似直线为目标函数，从而可以使角变小，值和附加力都变小。而且顶tg,, 梁前端点运动轨迹的变化宽度也可以较小，有利支控顶板。 tg,值方向与摩擦力引起的附加力无关，而与立柱倾角引起的附加力有关，在立柱前倾时:当瞬心点在下时，值为正，附加力为负;当瞬心点在上时，值为负，附加tg,tg,力为正。所以在优化时，为减少附加力，尽可能使支架的工作段，在ab段。 3.2.2掩护梁上铰点至顶梁顶面之距和后连杆下铰点至底座底面之距对支架受力的影响 增加掩护梁上铰点至顶梁面之距和后连杆下铰点至底座底面之距，都可以使角减小，,附加力减小，反之，角增加，附加力也增加。 , 3.2.3后连杆与掩护梁长度比值对支架受力的影响 图3-7 四连杆示意图 Fig.3-7 Four connecting rods schematic drawings 15 ababa当夹角、和的比值不变，改变或不变延长后连杆长度等方法，来增加a,,34acac aba的比值，可以使角减小，附加力减小，对支架受力有利;当改变角使的比值增加，,3ac ab对角变化不大，所以适当增加的比值，可以减少掩护梁长度和对支架受力有利。 ,ac 在掩护式支架和支撑掩护式支架中，后连杆和掩护梁长度的比值，关系到掩护梁的长度，对支架的重量和受力有着直接的影响，所以在设计时，应尽量在满足支架工作需要情况下，缩短掩护梁长度，减轻支架重量，减少支架受力。 4、前后连杆上铰点与掩护梁长度比值对支架受力影响 abtg,改变的比值，对角影响很大，如果这个比值适当，可使角减小，值减小，,,ac ab附加力减小，掩护梁和前后连杆受力也减小。的比值一般在0.22,0.3之间比较合适。 ac 3.3四连杆机构的几何作图法 3.3.1掩护梁和后连杆长度的确定 用解析法来确定掩护梁和后连杆的长度，如图3-8所示。 图3-8 掩护梁和后连杆计算图 Fig.3-8 caving lock piece and after rod map 16 设: G---掩护梁长度(mm) A— 后连杆长度(mm) 其中:P—支架最高位置时，掩护梁与顶梁夹角(度) 1 P—支架最低位置时，掩护梁与顶梁夹角(度) 2 Q —支架最高位置时，后连杆与底平面夹角(度) 1 Q—支架最低位置时，后连杆与底平面夹角(度) 2 ,,P,52,P,79按四连杆机构的几何特征要求，选定，由于支架型式不同，对于掩护式支12 支架,一般A/G的比值按以下范围来取: A/G=0.45~0.61,取A/G=0.58。 支架在最高位置时有: H,GsinP，AsinQ111 因此掩护梁长度为: H1G,sinp，(A/G).sinQ11 =2076.77mm 后连杆长度为: A=G(A/G) = 1204.53mm G,2077mm,A,1205mm取整得: 3.3.2几何作图法作图过程 用几何作图法确定四连杆机构的各部尺寸，具体作法如图3-9所示。 具体作图步骤如下: 1)确定后连杆下铰点O点的位置，使它比底座面略高200 2)过O点作与底座面平行的水平线H—H线。 3)过O点作与H—H线的夹角为Q的斜线。 1 oaoa4)在此斜线截取线段，长度等于A,a点为支架在最高位置时后连杆与掩护梁的 铰点。 17 5)过a点作与H—H线有交角P的斜线，以a点为圆心，以G点为半径作弧交些斜线1 一点e′此点为掩护梁与顶梁的铰点。 6)过e′点作H—H线的平行线，则HH线与F—F线的距离为H，为液压支架的最高1 位置时的计算高度。 7)以a点为圆心，以0.22G长度为半径作弧，在掩护梁上交一点b,为前连杆上铰点的位置。 8)过O点作与H—H线夹角为Q的斜线。 2 9)在此斜线上截取线段〞. 〞的长度等于A，a〞点为支架降到最低位置时，掩oaoa 护梁与后连杆的铰点。 10)过a〞点作与H—H线有交角P的斜线，以a〞点为圆心，以G为半径作弧交些斜2 线一点e〞，此点为支架在最低位置时，顶梁与掩护梁的铰点。 11)以a〞为圆心以0.22G长度为半径作弧，在掩护梁上交一点b〞，为支架在最低位置时前连杆上铰点的位置。 12)取ee〞线之间一点e〞为液压支架降到此高度时掩护梁与顶梁铰点。 oa13)以O为圆心，为半径圆弧。 ae14)以e〞点为圆心，掩护梁长ˊ为半径作弧，交前圆弧上一点aˊ，以点为液压支架降到中间某一位置时，掩护梁与后连杆的铰点。 eaae15)以ˊ连线，并以aˊ点为圆心，ab长为半径作弧，交〞上一点bˊ点。则b， bˊ,b〞三点为液压支架在三个位置时 ，前连杆上铰点。 16)由b， bˊ,b〞三点确定的圆心C，为前连杆下铰点位置。 oaabbccddo17)过C点H,H线作垂线，交点d，则线段,,,,和为液压支架四连杆机构。 18)按以上初步求出的四连杆机构的几何尺寸，再用几何作图法画出液压支架掩护梁与顶梁铰点eˊ的运动轨迹，只要逐步变化四连杆机构的几何尺寸，便可以画出不同的曲线，再按四连杆机构的几何特征进行校核，最终选出较优的四连杆机构尺寸。 18 图3-9 液压支架四连杆机构的几何作图法 Fig .3-9 hydropost fore rod is geometry map method 结论:后连杆长度A=1205mm 掩护梁长度G=2077mm 前连杆长度C=1148mm 前后连杆下铰点底座投影距离E=599mm 前连杆下铰点高度D=533mm 3.4四连杆机构的计算机设计法 3.4.1、目标函数的确定 根据附加力对液压支架受力影响的分析，为减少附加力，必须使U=TAN(THETA)有较小值。同时，为有效地支控顶板，要求支架由高到低变化时，顶梁前端点与煤壁距离的变化要小。而支架在某一高度时的THETA角，恰好是顶梁前端点的双纽线轨迹上的切线与顶梁垂线间的夹角。所以，只要令支架由高到低变化时，顶梁前端点运动轨迹似成直线为目标函数，这两项要求都能满足。 19 3.4.2、四连杆机构的几何特征 四连杆机构的几何特征如下图3-10所示。 支架在最高位置时:P1=0.91- 1.08弧度;Q1=1.31- 1.48弧度。 后连杆与掩护梁的比值，掩护式支架为I=0.45- 0.61. 前后连杆上铰点之距与掩护梁的比值为I1=0.22-0.3. E`点的运动轨迹呈近似双纽线，支架由高到低双纽线运动的最大宽度E<70MM最好在30MM以下。 支架在最高位置时的TAN(THETA)的值应小于0.35，在优化设计中，对掩护式支架最好应小于0.16。 图3-10 四连杆机构几何特征图 Fig.3-10 Four link motion gears geometry characteristic chart 3.4.3、四连杆机构各部尺寸的计算 后连杆与掩护梁长度的确定 当支架在最高位置时的H1值确定后，掩护梁长度G为: G=H1/(SIN(P1)+I*SIN(Q1)); 后连杆长度为:A=I*G; 20 前,后连杆上铰点之距为:B=I1*G; 前连杆上铰点至掩护梁之矩为:F=G-B; 对各变量规定相应的步长: P1的步长为0.034弧度; Q1的步长为0.034弧度; I1的步长为0.02弧度; I的步长为0.032弧度; (2)后连杆下铰点至坐标原点之距 E1=G*COS(P1)-A*COS(Q1); (3)前连杆长度及角度的确定 为使顶梁上铰点的运动轨迹最大宽度和THETA角尽量小,我们将支架在最高和最低 以及后连杆与掩护梁成90度角时顶梁上铰点的坐标定在一条垂直的直线上。(下面B1，B2， B3分别为此3点对应的前连杆与掩护梁的铰点，C为前连杆下铰点) B1点坐标:X1=F*COS(P1) YI=H1-F*SIN(P1) B2点坐标:X2=F*COS(P2) Y2=B*SIN(P2)+A*SIN(Q2) 其中，Q2=0.436 P2由几何关系求出。 B3点坐标:X3=F*COS(P3) Y3=B*SIN(P3)+A*SIN(Q3) 其中 222,,P3=,/2ARCTAN(A/G)ARCTAN(E1/GAE ,，，,,,1,, ,/2,p3Q3= C点坐标:XC=(M*(Y2-Y3)-N*(Y3-Y1))/T YC=(N*(X3-X1)-M*(X2-X3))/T 其中，M=X3*X3-X1*X1+Y3*Y3-Y1*Y1 N=X2*X2-X3*X3+Y2*Y2-Y3*Y3 T=2[(X3-X1)(Y2-Y3)-(Y3-Y1)(X2-X3)] 21 (4)前连杆下铰点的高度D和前，后连杆下铰点在底座上的投影距离: D=YC E=E1-XC 3.4.4、四连杆机构的优选 前，后连杆的比值范围:C/A=0.9-1.2。 前连杆的高度:D

#include 23 main() { float h1,h2,p1,q1,i,i1,g,a,b,c,d,e,f,a1,q2,o1,l,s,xc,yc,x4,y4,x5,y5,xx,xi,ex,gg; float o,u,c1,q3,q4,k,j,r,z,x,y,e1,x1,y1,p2,x2,y2,p3,x3,y3,m,n,t,k1,k2,x6,y6; float p4; scanf("%f,%f",&h1,&h2); /*输入h1,h2*/ for(p1=0.91;p1<=1.08;p1=p1+0.034)/*设p1,q1,i,i1*/ for(q1=1.31;q1<=1.48;q1=q1+0.034) for(i=0.45;i<=0.61;i=i+0.032) for(i1=0.22;i1<0.3;i1=i1+0.02) {g=h1/(sin(p1)+i*sin(q1));/*计算g,a,b,f*/ a=i*g; b=i1*g; f=g-b; e1=g*cos(p1)-a*cos(q1);/*计算b1,b2,b3,c点坐标*/ x1=f*cos(p1); y1=h1-f*sin(p1); q2=0.436; gg=g*g-(e1+a*cos(q2))*(e1+a*cos(q2)); if(gg<0) gg=-1.0*gg; p2=atan(sqrt(gg)/(e1+a*cos(q2))); x2=f*cos(p2); y2=b*sin(p2)+a*sin(q2); p3=3.14/2.0-atan(a/g)-atan(e1/sqrt(g*g+a*a-e1*e1)); q3=3.14/2.0-p3; x3=f*cos(p3); y3=b*sin(p3)+a*sin(q3); 24 m=x3*x3-x1*x1+y3*y3-y1*y1; n=x2*x2-x3*x3+y2*y2-y3*y3; t=2.0*((x3-x1)*(y2-y3)-(y3-y1)*(x2-x3)); xc=(m*(y2-y3)-n*(y3-y1))/t; yc=(n*(x3-x1)-m*(x2-x3))/t; c=sqrt((x1-xc)*(x1-xc)+(y1-yc)*(y1-yc));/*计算c,d,e*/ o=c/a; if(o<0.9||o>1.2) continue; d=yc; e=e1-xc; x4=e1+a*cos(q1);/*计算a1,q2,q1点坐标*/ y4=a*sin(q1); x5=e1; y5=0.0; k1=(y1-yc)/(x1-xc); c1=atan(k1); k2=(y4-y5)/(x4-x5); x6=(k1*x1-y1-k2*x4+y4)/(k1-k2); y6=k1*(x6-x1)+y1; l=x6; /*计算l,s*/ s=h1-y6; u=s/l; if(u>0.16||u<0.0||d>0.2*h1||e>h1/4.5) continue; printf("u=%f,q1=%f,a=%f,b=%f,c=%f,d=%f,e=%f\n,f=%f,g=%f,p1=%f,c1=%f,s= %f,l=%f\n",u,q1,a,b,c,d,e,f,g,p1,c1,s,l); xx=0;xi=3000; for(q4=1.48;q4>=0.436;q4=q4-0.0348) {x1=a*cos(q4); 25 k=2.0*e*b+2.0*a*b*cos(q4); j=2.0*a*b*sin(q4)-2.0*b*d; r=a*a+b*b+d*d-c*c+e*e+2.0*a*e*cos(q4)-2.0*a*d*sin(q4); if((k*k*r*r-(k*k+j*j)*(r*r-j*j))<0.0) {ex=xx-xi;printf("ex=%f\n",ex);continue;} z=(k*r+sqrt(k*k*r*r-(k*k+j*j)*(r*r-j*j)))/(k*k+j*j); p4=acos(z); x=-a*cos(q4)+g*cos(p4); y=a*sin(q4)+g*sin(p4); if(y>=h1||y<=h2) continue; printf("x=%f,y=%f,x1=%f\n",x,y,x1); if(x>xx)xx=x; if(x 计划 项目进度计划表范例计划下载计划下载计划下载课程教学计划下载 。与串联机器人相比，几何尺寸、高非线性和不确定性阻碍了并联机器人真正的控制算法的发展。在实际应用中，附加了一些新的现代控制方法的传统PID控制仍然是提高并联机器人位置精度的主要控制方法。 常规PID控制器是一种广泛使用的工业控制器，采用了比例，积分与微分的组合来控制误差而形成的输出控制器。据悉，在系统反应速度和稳定性上，这些线性组和的部件可以达到一个综合性好的性能。非线性组合可以提供更多的自由度,以达到更佳的系统性能。 在文章中，非线性PID控制策略被提出用于实现一般六自由度并联机器人高精度的轨迹追踪。在连杆空间，非线性PID控制器是为每个驱动器设计的，在存在噪音测量中它采用了两种非线性跟踪微分器来获得高质量微分信号。用非线性比例、积分和微分的组合来控制误差，这种高跟踪精度可以得到保证，方便工程的实施。这种非线性PID控制器的效果可以用实验结果来验证。 2.运动学模型 一般六自由度机器人的模型如图2所示，它包括一个向上的地基，一个动平台，以及六个可伸缩的驱动装置。 驱动器的两头分别由万向节和球铰链连接在地基和动平台上。驱动器是靠交流伺服电机驱 X,Y,Z动的，驱动器长度的协调能使动平台完成高精度复杂的轨迹。惯性坐标系和移000 47 动坐标系分别定在地基和动平台上，原点都在两个圆盘的中心，如图1所示，X,Y,ZPPP 在动、静 平台上各节点A和B的坐标分别定义为a和b。根据坐标系的移动，坐标系的节点A，iiiii对于惯性坐标可以表示为:。其中，R表示方向矩阵，它可由欧拉变换列出，是关于基坐标系中[ ,]的矩阵， ,, 其中符号和分别表示和。 根据几何关系，驱动方程可写为 其中，p表示动坐标系原点相对于基坐标系原点的方向矢量，l表示驱动器的长度，w表示沿着驱动方向的单位矢量。 所以，如果动平台相对于地基的位置给出，那么伸缩器的长度可通过上述公式计算出来，然后驱动器可通过一定的控制算法驱动，以实现轨迹跟踪。 3.非线性PID控制器的设计 在实践中，在带有随机噪音的非连续测量信号中如何挑选出微分信号，控制系统的性能是有限的。在大多数情况下，速度微分信号通常是靠给定位置信号差的反馈来获得的，这种反馈正是一种噪音并且限制了总体的性能。在PID控制器中，微分部分提供了某中程度的预测控制能力，以取得更快的反应，同时又不过分高估，但是，其实际优点往往值得商讨。在噪音存在或干扰信号瞬息万变的情况下，现在还不清楚微分部分是否能提供任何控制的改善。在某些情况下，一阶滤波器被用作微分环节。在其他情况下，微分部分可能 48 干脆关掉。 在本章，为了在噪音和其他干扰存在的情况下获得更好的效果和更强劲的性能，用一个简单的非线性TD代替了传统PID中的微分部分。虽然没有严格的稳定性分析，但是其实际应用的可行性都已经通过模拟和实验证明了。 非线性PID控制器的示意图如图3所示，它由两个非线性TD和一个非线性PID组合来进行控制。在前进路径中，TD可产生高质量微分信号，在反馈路径中，TD可产生反馈微分信号，无论是噪音存在还是瞬息万变的干扰信号存在的情况下都一样。 z,z 12 zz22 A,z,r(t)，112R1 ，，z,,RsatA,, 2111 z,z 34 zz44 A,z,yt，，，232R2 ，，z,,RsatA,, 4222 其中R ( t )和y ( t )在的范围和测量反馈信号, 分别r1and R2上的设计参数,而牵动的是一个非线性饱和函数它可以作为写作 那里是一个很小的设计参数和SGN系统指的是一种标准的符号函数 表现运输署现列fig.4.the参考输入为r ( t ) =的罪过(笔) ; 这是困扰加白噪声组成,以最大振幅为0.01, 模拟642.0 MATLAB中,以四阶龙格- ckutta并运行在PC赛扬- 433 . 仿真步确定为79.31%0点; 由此可以看到,微分跟踪性能运输署远远优于现有的常规 落后 49 的差分方法 这两个设计参数R 研究确定了快速的瞬态和微分跟踪性能. 大型住宅提供了快速瞬态和一个改进的跟踪性能, 而低r给出一个缓慢而短暂退化跟踪性能. 应当指出,增加住宅共1500多亿元,重大的,高频率的噪音. 所以, 选择R是一个权衡的跟踪性能和抗干扰能力,并应精心挑选的基础上 的实际要求[22] 一次高质量的微分信号,取得了 要素,在经典PID控制器,可取而代之的是以下三个部分组成 因此,控制行动,这N-二PID控制器可以合成如下[21] ,,,在这个发展N-PID控制器, R,,R,,k,k,k是向量R要按照过度待定的,,12,pid,1210 设计，应当指出的设计参数可确定为鉴别值的误差, 积分和变化的误差,积分和变化的误差,分别 差动组合的三个要素,以进一步改善控制性能， 50 Fig. 4 Comparison of TD and general differentiator 3、结论 建设性氮控制器建议,以实现高精度轨迹跟踪一个普通的六自由度并联 机械臂.N-PID行骗控制器利用两个非线性微分一袋袋高质量微分信号存在干扰 和测量噪声,它已建立了坚实的基础,取得较好的业绩. 一种非线性组合比例, 积分和导行动,对控制误差是用来合成的管制行动, 该委员会负责加强业绩. 实验结果表明,高跟踪精度可以得到保证, 和控制算法简单,以实现工程. 此外, 发达氮微控制器可应用于其他系统,以提高跟踪精度和其他因素的影响, 诸如缩短上升时间步或快速投入并加入阻尼。 4.参考文献 [1] Stewart,D.A plat form with six degrees of freedom Proc.Inst.Mech. 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Res., [10] Begon,P.,Pierrot,F.,and Dauchez,P.:Fuzzy sliding mode controlo fa 2000, 19, (8), pp. 715?C731 fast parallel robot??. Proc. IEEE Conf. on Robotic Automation, 1995, 3, 52 附录B Nonlinear PID control of a six-DOF parallel manipulator Abstract: A nonlinear proportional integral derivative (N-PID) algorithm in linkspace is proposed to realize high precision tracking control of a general six-DOF parallel manipulator. In practice,the performance of the controlled system is limited by how to pick out the differential signals of the noncontinuous measured signals with stochastic noise. Therefore,the developed N-PID controller uses two nonlinear tracking differentiators to yield high quality differential signals in the presence of disturbances and measurement noise. A nonlinear combination of proportional, integral and derivative action on the control error is used to synthesise the control law for enhanced performance in areas such as increased damping and reduced tracking error. Experimental results indicate that the nonlinear control method is easy for the engineer to implemente and achieves a superior performance. 1 Introduction Since Stewart [1] developed a prototype of the six-DOF parallel manipulator, this parallel manipulator has attracted tremendous attention from researchers involved with robot manipulators, robotic end effectors, and robotic devices for high-precision robotic tasks where the requirements of accuracy and sturdiness are more essential than those of large workspace and manoeuverability [1--14]. A typical six-DOF parallel manipulator, as shown in Fig. 1, consists of six variable-length actuators connecting a mobile plate to a base plate with spherical joint and universal joint, respectively. Motion of the mobile plate with respect to the base is produced by shortening or extending the actuator lengths, and the proper co-ordination of the actuator length trajectories enables the mobile plate to perform the complex trajectory with high accuracy. Merlet [2] has conducted a systematic study of an in-parallel-actuated robot involving kinematics, dynamics, workspace,singularity and control.Huang et al.[3]has also studied the basic principle of parallel manipulator and first developed a prototype of a six-DOF hydraulic parallel manipulator in China, and the proportional integral derivative (PID) controller is used to realise the trajectory tracking control.Kim et al.[4] have designed a redundantly actuated parallel mechanism for rapid machining .Yoon and Ryu[5] have developed a new haptic device using a 53 parallel mechanism, and realised the control by using PD control algorithms. Su and Duan [6] have developed a six-DOF parallel manipulator serving as a fine-tuning platform for the feed tracking for the square kilometre array (SKA) and obtained the optimal kinematically structural parameter susing genetic algorithms [7]. A robot control schemes tems from two frameworks.One is to design a control on the workspace control and the other is on the linkspace control. The linkspace control is a conventional control, and is a kind of tracking control to follow the desired link length computed from the position command of the plate by an inverse kinematics. Most controllers in applications are based on the linkspace co-ordinates, which they consider to be only an approxi-mated manipulator model [9?C12]. The workspace-control implies that the control is designed on the basis of the dynamics expressed by the workspace co-ordinates. However,the control based on the workspace co-ordinates needs information from a six-DOF sensor to measure the displacement or velocity of the mobile plate. Otherwise, it needs a direct kinematics which relies on the numerical method or observer design to estimate the six-DOF information. It is well known that the direct kinematics of a parallel manipulator has always been a difficult and challenging problem [2, 13, 14]. Hence, workspace-control for the parallel manipulator is seldom used in practice [3]. Considering a control aspect, a classical PID control has been employed in industry,but it does not always guarantee a high performance for a parallel manipulator. Thus, a sophisticated control scheme is required for enhanced control performance [8?C12]. However, the geometry, high nonlinearity, and uncertainty prevent a genuine control algorithm from being developed compared to a serial manipulator [9]. In practical applications, a conventional PID control appending some new modern control methods is still the main scheme to enhance the trajectory tracking precision of a parallel manipulator [11, 12]. The conventional PID controller is a widely used industrial controller which uses a combination of proportional, integral and derivative action on the control error to form the output of the controller[15?C17].It is known that a linear combination of these components can achieve a compromised performance in terms of system response speed and stability. A nonlinear combination can provide additional degrees of freedom to achieve much improved system performance [18?C21] 54 . Fig. 1 Typical parallel manipulator In this paper, a nonlinear PID (N-PID) control strategy is proposed to realise high precision trajectory tracking of a general six-DOF parallel manipulator. The N-PID controller is designed in linkspace for each actuator, which uses two nonlinear tracking differentiators (TDs) to obtain high quality differential signals in the presence of measurement noise. By using a nonlinear combination of proportional, integral, and derivative action on the control error, the high tracking precision can be guaranteed with easy engineering implementation. The effectiveness of this N-PID controlleris validated by experimental results. 2 Kinematic model The prototype of a general six-DOF parallel manipulator is shown in Fig. 2. It consists of an upward base, a mobile plate, and six extendable actuators. The actuator isconnected to the base and mobile plate with a universaljoint and a spherical joint, respectively. The actuator is driven by an AC servomotor, and the perfect co-ordination of the actuator length trajectory enables the mobile plate to perform the complex trajectory with high precision. The inertial frame X-Y-Zand moving frame x-y-zis fixed on the base and the mobile 000ppp plate, respectively, with their origins at the centres of the two circular plates, as shown in Fig. 1. The co-ordinates of the joints Aand Bon the mobile plate and base are defined as aand b; ii i i respectively. According to co-ordinate transformation, the co-ordinates of A with respect to the i inertial frame can be expressed as C,R,a (1) ii 55 Fig. 2 Prototype of six-DOF parallel manipulator In which,R denotes the orientation matrix,which can be represented by Euler transformation ,,, , ,with repect to the base co-ordinate X-Y-Zthrough the angles [6] 000 where the symbols s and c denote sin and ,respectively cos, According to geometrical relationships, the vector of the actuator can be written as lw,p，c,b (i=1,2,….,6) iiii in which, p denotes the position vector of the inertial origin to the moving origin, lis the i length of the ith actuator, and wis the unit vector along this actuator i So, if the position of the mobile plate referred to the base is given, the appropriate length of the extendable actuator can be calculated by the above formulas, and then the actuator can be driven through certain control algorithms to realise the trajectory tracking. . 3、Nonlinear PID controller design In practice, the performance of the controlled system is limited by how to pick out the differential signals of the noncontinuous measured signals with stochastic noise and disturbances.In most cases,the differential signal(velocity) is usually obtained by the backward difference of the given signal (position), which is very noisy and limits the overall performance [22, 23]. In the PID controller, derivative action provides a degree of predictive control capability to yield faster response without an excessive overshoot/undershoot, however, its practical merits are often questionable. In the presence of measurement noise or rapidly changing 56 disturbance signals, it is unclear whether or not derivative action will give any control improvement. Insomecases,a first-order filter is used in conjunction with the differentiator. In other cases, the derivative action may simply be switched off [24]. In this paper,a simple nonlinear TD is used to replace the differential component of the conventional PID controller for more effective and robust performance in the presence ofnoise and other disturbances. Although a rigorous stability analysis has not been available, its viability for practical applications has been demonstrated by simulation and experiments [21, 22, 24?C26]. The schematic diagram of the N-PID controller is shownin Fig. 3. It is comprised of two nonlinear TDs and a nonlinear N-PID synthesiser to produce the control action. The TD in the forward path yields the high quality differential signal of reference and the TD in the feedback path yields the feedback differential signal, both in the presence of measurement noise or rapidly changing disturbance signals. Fig. 3 Schematic of N-PID controller The equations for TD I, II can be respectively expressedas [22] z,z 12 zz22 A,z,r(t)，112R1 ，，z,,RsatA,, 2111 z,z 34 zz44 A,z,yt，，，232R2 ，，z,,RsatA,, 4222 where r(t) and y(t) are the reference and measured feedback signal,respectively,Rand R are 12 57 design parameters, and sate is a nonlinear saturation function. It can bedefined as (A,,) ，，Where is a small design parameter, and sgn, denotes a standard sign function. , For any bounded integrable function r(t) (or y(t)), the system described by (3) (or (4)) can be used as a high performance TD of the tracking signal r(t) (or y(t)), that is,z(t)—r(t),z(t)—r(t),z(t)—y(t) and z(t)—y(t) 1234 The performance of TD is shown in Fig.4.The reference input is r(t)=sin(t); and it is perturbed by an additive white noise component with a maximum amplitude of 0.01. The simulations were programmed in MATLAB with a fourth-order Runge—CKutta and run on a PC Celeron-433. The simulation step is determined as h=0:01; and the initial values of z and z are 12 z(0)=0 and z(0)=0 For the comparison, the differential signals obtained, respectively ,by the TD 12 and the general backward difference method are shown in Fig. 4. It can be seen that the differential tracking performance of the TD is much better than that of the conventional backward difference method. The two design parameters R and of TD can be determined empirically. R determines , the rapidity of the transient and the differential tracking performance. Large R gives a fast transient and an improved tracking performance, and lower R gives a slow transient and a degraded tracking performance. It should be noted that an increase in R leads to large, significant, high frequency noise. So, the choice of R is a trade-off between tracking performance and noise rejection,and should be selected carefully on the basis of the actual requirement [22]. Once the high quality differential signal has been obtained, the essential elements in classical PID controller can be replaced by the following three components: Therefore ,the control action of this N-PID controller can be synthesised as follows [21]: 58 ,,In this developed N-PID controller, R,,,R,,k,k,kare the designed ,,12,pid, 210 parameters.Rcan be determined in accordance with the transition, , is selected based on the 1 1 ,,integral step and R ,as are R and , can be determined in the interval [0.0001,0.1],and ,1220 can be determined by a comparison of u=u with u=u.The nonlinear gains k,kand kcan be 16pi d, determined by using the many tuning rules available for linear PD control[21].It should be noted that the design parameter a can be determined as differential values for the error, integral and change of the error, integral and change of the error,respectively, for differential combination of the three elements to further improve the control performance 59 Fig. 4 Comparison of TD and general differentiator 4、Conclusions A constructive N-PID controller in linkspace is proposed to realise the high precision trajectory tracking of a general six-DOF parallel manipulator. The N-PID con-troller uses two nonlinear tracking differentiators to pick out high quality differential signals in the presence of disturbances and measurement noise, which has built a solid base for the better performance. A nonlinear combination of proportional, integral and derivative action on the control error is used to synthesise the control action, which is responsible for the enhanced performance. The experimental results show that high precision tracking can be guaranteed, and the control algorithm is simple to realise in engineering. Further- more, the developed N-PID controller can be used in other systems to improve the tracking precision and other factors, such as reducing the rise time for step or rapid inputs and adding the damping 5 References 1 Stewart,D.A plat form with six degrees of freedom Proc.Inst.Mech. 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