CN103558079A - 基于并联机构驱动力闭环的多自由度加载方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种基于并联机构驱动力闭环的多自由度加载方法，通过将被试件上需要施加的力和力矩转换成加载六自由度并联机构各作动器的驱动力，然后在并联机构各作动器上进行力闭环控制，实现对被试件的多自由度加载的控制方法。同时还可以将并联机构驱动力进行力正解运算，解算出施加到被试件上的力和力矩，从而控制六自由度并联机构对复杂受力被试件实现精确的多自由度力加载。由此在不使用六自由度传感器的情况下，测算出被试件上的力和力矩。可以实现对被试件的复杂多自由度受力和力矩的加载，不仅可以静态加载，而且可以动态加载。并且可以精确地计算出施加在被试件上的加载力和力矩。

Description

基于并联机构驱动力闭环的多自由度加载方法

技术领域

本发明涉及机械和液压技术，具体说就是一种基于并联机构驱动力闭环的多自由度加载方法。

背景技术

多自由度加载试验系统是一种重要的载荷模拟和构件性能测试设备。随着我国机械、航天、建筑等行业的飞速发展，各种新型材料和新型结构体得到了广泛的研究和应用，这些新型材料和新型结构体中的各种构件通常具有更加复杂的受力状态，采用常规的单轴加载试验得到的本构关系会造成很大的分析误差，严重时会误导方案选型和结构设计，造成严重的损失。然而局限于现有的试验设备和方法，目前还没有进行复杂受力条件下的本构关系试验的合适试验设备，特别是能够进行较大尺度构件的复杂受力条件下的本构关系试验研究的多自由度加载试验设备。并且对于大型复杂结构体进行加载试验时需要测量它们所受到的力或者力矩，常用的方法是利用六自由度传感器进行测量，但是六自由度传感器的不仅测量范围十分有限，而且造价特别昂贵，目前也并没有合适的解决方案。

并联机构相对于串联机构而言具有刚度大、承载能力强等优点，而且具有多自由度的运动能力。因此将六自由度并联机构应用到对各种复杂受力构件或材料的性能测试中，实现对被试件进行多轴力和力矩的同时加载测试试验。

发明内容

本发明的目的是提供一种基于并联机构驱动力闭环的多自由度加载方法，通过将被试件上需要施加的力和力矩转换成加载六自由度并联机构各作动器的驱动力，然后在并联机构各作动器上进行力闭环控制，实现对被试件的多自由度加载的控制方法。同时还可以将并联机构驱动力进行力正解运算，解算出施加到被试件上的力和力矩，从而控制六自由度并联机构对复杂受力被试件实现精确的多自由度力加载。由此在不使用六自由度传感器的情况下，测算出被试件上的力和力矩。

本发明的目的是这样实现的：一种基于并联机构驱动力闭环的多自由度加载方法，运用并联机构实现多自由度力和力矩的同时加载，采用并联机构各驱动力闭环控制实现对被试件施加多个自由度的力和力矩，方法具体如下：

步骤一：通过将六自由度并联机构加载系统工作空间中被试件所受的力和力矩映射到并联机构的铰点空间中，建立六自由度并联机构加载平台输出力和力矩与并联机构各作动器输出力之间的力平衡方程，将被试件上所需要加载的力和力矩转换成并联机构各作动器的驱动力；

被试件的力加载分为静态加载和动态力加载两种；

在静态加载过程中，上平台的输出力和力矩达到预定值后保持不变，与上平台受到各作动器驱动力形成的合力也就是加载系统对被试件进行加载所需的广义加载力中的力分量F＝[F_x F_y F_z]^T，以及力矩分量M＝[M_x M_y M_z]^T，各作动器的驱动力f_a与动平台的广义输出力 $\left(\begin{array}{c}F\\ M\end{array}\right)$ 之间满足关系：

$\left(\begin{array}{c}{L}_n\\ {\mathrm{TA}}^m\×L_n\end{array}\right)f_a=\left(\begin{array}{c}F\\ M\end{array}\right)-G$

式中L_n：加载作动器方向矢量；

T：旋转坐标变换阵；

A：并联机构上铰点坐标阵；

G：加载装置重力项；

在动态加载过程中，加载平台的输出力和力矩周期性变化，负载刚度远小于加载平台刚度时，系统加载平台的位姿有较大的动态变化，得到动态力平衡方程为：

$J_{l,x}^T\left(\mathrm{sx}\right)f_a=M_p\left(\mathrm{sx}\right)\stackrel{\·\·}{x}+C_p(\mathrm{sx},\stackrel{\·}{x})\stackrel{\·}{x}+G_p\left(\mathrm{sx}\right)+\mathrm{\Γ}$

式中sx：加载平台中心的广义坐标，

M_p(sx)：质量矩阵；

科氏/向心项系数矩阵；

G_p(sx)：重力项矩阵；

加载平台雅克比矩阵；

Г：加载平台输出的广义加载力；

步骤二：利用单个的作动器的驱动力闭环控制系统将每个作动器上的驱动力都调节到步骤一计算出的结果，同时每个作动器驱动力闭环控制系统都有一个单自由度的力传感器，实时监测和反馈作动器的受力情况，六自由度并联机构加载系统的所有作动器的驱动力调整到理想状态时，进行对被试件进行加载试验和性能测试；所述的作动器采用的是电液伺服驱动力控制系统或采用电动缸和力矩电机进行加载。

本发明的有益效果在于，结构本身刚度大、承载能力强、可以实现对被试件的复杂多自由度受力和力矩的加载，不仅可以静态加载，而且可以动态加载。并且可以精确地计算出施加在被试件上的加载力和力矩。

附图说明

图1是本发明基于并联机构驱动力闭环的多自由度加载组成示意图；

图2是本发明基于并联机构驱动力闭环的多自由度力加载系统坐标系定义示意图；

图3是本发明多自由度力加载系统空间向量关系示意图；

图4是本发明多自由度加载系统加载平台运动关系空间矢量示意图；

图5是本发明多自由度力加载系统驱动力和加载力示意图；

图6是本发明单缸作动器的电液驱动力控制系统原理图；

图7是本发明基于单缸驱动力闭环的并联机构力加载系统完整模型框图。

具体实施方式

实施例1

步骤一：通过将六自由度并联机构加载系统工作空间中被试件所受的力和力矩映射到并联机构的铰点空间中，建立六自由度并联机构加载平台输出力和力矩与并联机构各作动器输出力之间的力平衡方程，将被试件上所需要加载的力和力矩转换成并联机构各作动器的驱动力。

被试件的力加载分为静力加载和动态力加载两种。在用六自由度并联机构对被试件进行静力加载时，六自由度并联机构的各运动部件的惯性力对输出的加载力影响很小。在建立并联机构加载平台输出力和力矩与并联机构各作动器输出力之间的力平衡方程时，可以忽略并联机构各运动部件的惯性力，只需考虑并联机构运动部件的重力影响即可；在用六自由度并联机构对被试件进行动态力加载时，并联机构的各作动器输出力在实现对被试件加载力和力矩的同时还要驱动运动部件运动。

步骤二：利用单个的作动器的驱动力闭环控制系统将每个作动器上的驱动力都调节到步骤一计算出的结果。同时每个作动器驱动力闭环控制系统都有一个单自由度的力传感器，可以实时监测和反馈作动器的受力情况。当六自由度并联机构加载系统的所有作动器的驱动力调整到理想状态时，即可以对被试件进行加载试验和性能测试了。

实施例2

如图1所示，基于并联机构驱动力闭环的多自由度加载系统为例：该系统主要包括下平台、作动器六个、单自由度传感器六个、与被试件相作用的上平台、被试件。下平台固定在地面，上平台对负载进行加载，上平台与底座之间通过6个并联的作动器相连接。6个并联的作动器通过虎克铰分别与上平台和底座连接，上平台和底座的铰点分布具有一定的规律，上平台或底座的相邻较近的两个铰点的垂直平分线均通过坐标系原点，且三条垂直平分线之间的夹角均为120°，上平台上面的三条垂直平分线的位置分布是在底座的三条垂直平分线的基础上旋转180°得到的，然后通过上平台和底座的铰点圆半径和相邻较近的两个铰点间距就可以确定所以铰点的位置。

1.首先，如附图2所示在底座平台中心建立以中心为原点的的静坐标系G：O_g-X_gY_gZ_g，静坐标系G固定于底座上，是一个惯性参考系。然后，为了方便对上平台的运动进行描述，在上平台中心建立以其为原点的动坐标系M：O_m-X_mY_mZ_m，参考系M也固定于上平台上，随着上平台的运动而一起运动。另外，上平台中心即动坐标系M的原点O_m在静坐标系G中的坐标为(x_c，y_c，z_c)，底座铰点B_i坐标在参考系G中表示上平台铰点A_i坐标在参考系M中表示

2.上平台在初始位置时，静坐标系G和动坐标系M的各坐标轴分别平行，动坐标系M的空间位置随着动平台运动不断变化，而静坐标系G静止，动坐标系与静坐标系的相对位置发生变化，为了将某一个坐标或向量从动坐标系下转换成静坐标系下的量，需要描述动坐标系相对于静坐标系的位置变化。

对于空间中任意一个向量，在静坐标系G中表示为x^g，在动坐标系M中表示为x^m，根据坐标系旋转变换矩阵，满足x^g＝^gR^mx^m，其中^gR^m为动坐标系M到静坐标系G的旋转变换矩阵。如附图3所示，对于空间中任意一点A，在静坐标系G中坐标表示为在动坐标系M中坐标表示为

而且已知参考系M原点在静坐标系中的坐标为

由附图3中闭合向量关系有：

O_gA_g＝O_gO_m+^gR^mO_mA_m        (2-5)

式中O_gA_g——静坐标系原点O_g到空间任意点A在静坐标系下的向量， $O_g{A}_g=(x_A^g,y_A^g,z_A^g);$

Q_mA_m——动坐标系原点O_m到空间任意点A在动坐标系下的向量， $O_m{A}_m=(x_A^m,y_A^m,z_A^m);$

O_gO_m——静坐标系原点O_g到动坐标系原点O_m在静坐标系下的向量， $O_g{O}_m=(x_{O_m}^g,y_{O_m}^g,z_{O_m}^g);$

^gR^m——动坐标系M到静坐标系G中的旋转变换矩阵，即^gR^m＝T。

然后，推导该加载系统运动学关系。由上平台和底座铰点构成的空间矢量如附图4所示，根据空间闭合矢量关系，6个液压驱动作动器长度矢量l_i(i＝1～6)可表示为：

$l_i=c+{\mathrm{Ta}}_i^m-b_i---(2-11)$

式中c——静坐标系原点到动坐标系原点在静坐标系下的向量；

T——动坐标系M到静坐标系G中的旋转变换矩阵；

——上平台铰点在动坐标系中的径失；

b_i——底座铰点在静坐标系中的径失。

设上平台的上铰点速度为v_a，则各上铰点相对动坐标系静止，故由式(2-11)有各上铰点速度为：

$v_{\mathrm{ai}}=\stackrel{\·}{c}+\mathrm{\ω}\×{\mathrm{Ta}}_i^m---(2-12)$

根据矢量投影定理，液压作动器的伸缩速度

为上铰点速度

在液压作动器长度单位方向矢量l_n，i上的投影，故有：

$\begin{array}{c}{\stackrel{\·}{l}}_i=l_{n,i}^T{\stackrel{\·}{v}}_{\mathrm{ai}}\\ =l_{n,i}^T\stackrel{\·}{c}+l_{n,i}^T(\mathrm{\ω}\×{\mathrm{Ta}}_i^m)\\ =l_{n,i}^T\stackrel{\·}{c}+{({\mathrm{Ta}}_i^m\×l_{n,i})}^T\mathrm{\ω}\end{array}---(2-13)$

式中l_n，i——液压作动器长度单位方向矢量。

$l_{n,i}=\frac{l_i}{{|l}_i|}---(2-14)$

为了方便，可以将式(2.13)写成矩阵形式，故可以得到液压作动器速度与上平台广义速度

之间的关系为：

$\stackrel{\·}{l}=\left(\begin{array}{cc}{L}_n^T& {({\mathrm{TA}}^m\×L_n)}^T\end{array}\right)\left(\begin{array}{c}\stackrel{\·}{c}\\ \mathrm{\ω}\end{array}\right)=J_{l,x}\stackrel{\·}{x}---(2-15)$

式中J_l，x——上平台广义速度到液压作动器伸缩速度之间的雅克比矩阵。

$J_{l,x}=\left(\begin{array}{cc}{L}_n^T& {({\mathrm{TA}}^m\×L_n)}^T\end{array}\right)$

3.对试件进行力加载的过程，此过程分为两类，第一种是静态力加载过程，第二种是动态力加载过程。系统的上平台与下平台之间通过6个并联的作动器连接，每个作动器采用液压伺服驱动液压缸伸缩运动，而且液压缸会在沿作动器方向产生驱动力f_i(i＝1-6)，每个驱动力均通过上铰点作用于上平台，使上平台输出力和力矩完成对与之相连接的负载的力加载过程。在加载过程中本发明各作动器质量远小于上平台质量和负载质量，其重力可以忽略；且假设上平台的刚度足够大。

在静态加载过程中，上平台的输出力/力矩达到预定值后基本保持不变，与上平台受到各作动器驱动力形成的合力就是系统对负载进行加载所需的广义加载力中的力分量F＝[F_x F_y F_z]^T，以及力矩分量M＝[M_x M_y M_z]^T，经过推导可得各作动器的驱动力f_a与动平台的广义输出力 $\left(\begin{array}{c}F\\ M\end{array}\right)$ 之间满足关系：

$\left(\begin{array}{c}{L}_n\\ {\mathrm{TA}}^m\×L_n\end{array}\right)f_a=\left(\begin{array}{c}F\\ M\end{array}\right)-G$

式中L_n：加载作动器方向矢量；

T：旋转坐标变换阵；

A：并联机构上铰点坐标阵；

G：加载装置重力项；

在动态加载过程中，平台的输出力/力矩周期性变化，若负载刚度远小于平台刚度时，系统上平台的位姿有较大的动态变化，此时力学模型中需要考虑系统中各刚体的质量和惯量因素。由于系统的上平台的质量远大于各作动器的质量，作动器的质量可以忽略，系统可以视为单刚体模型。可以得到动态受力平衡方程为：

$J_{l,x}^T\left(\mathrm{sx}\right)f_a=M_p\left(\mathrm{sx}\right)\stackrel{\·\·}{x}+C_p(\mathrm{sx},\stackrel{\·}{x})\stackrel{\·}{x}+G_p\left(\mathrm{sx}\right)+\mathrm{\Γ}---(2-42)$

式中sx——上平台中心的广义坐标，

M_p(sx)——质量矩阵；

——科氏/向心项系数矩阵；

G_p(sx)——重力项矩阵；

——平台雅克比矩阵；

Г——上平台输出的广义加载力。

通过上面的静态力和动态力分析可以已知被试件的受力的前提下反解出各作动器的驱动力。

4.解出各个作动器上的驱动力后就要控制每个作动器达到所需要的驱动力。本发明作动器采用的是电液伺服驱动力控制系统，该系统是以力为被调量的液压伺服控制系统，主要由伺服放大器、电液伺服阀、液压缸和力传感器等构成。具体组成如附图6所示，本发明根据系统结构参数优化得到的作动器最大驱动力，设计了单缸系统，通过对单缸系统各主要环节进行建模得到了单缸系统完整的数学模型，对单缸系统进行了频域和时域特性分析，可以改善单缸系统的稳定性和单缸系统驱动力控制性能。

5.由于力加载系统输出的是一个很大的6维加载力/力矩，不能采用一个对应的6维力传感器进行测量，为了实现加载力/力矩的控制，提出一种新的并联机构力加载系统加载力控制方式，即基于单缸小的力闭环控制方式，力传感器位于各个单缸作动器的末端，液压缸驱动力不包括负载力，所以单缸力控制系统为电液伺服驱动力控制系统。如附图7基于单缸驱动力闭环的并联机构力加载系统完整模型框图所示，为本发明的具体控制流程图。经过前面的建立坐标系、力的反解的过程，再进行每个作动器的闭环驱动力控制，直到每个作动器达到理想状态时，即可以对被试件进行加载测试。

Claims (1)

1.基于并联机构驱动力闭环的多自由度加载方法，运用并联机构实现多自由度力和力矩的同时加载，采用并联机构各驱动力闭环控制实现对被试件施加多个自由度的力和力矩，其特征在于：，方法如下：

步骤一：通过将六自由度并联机构加载系统工作空间中被试件所受的力和力矩映射到并联机构的铰点空间中，建立六自由度并联机构加载平台输出力和力矩与并联机构各作动器输出力之间的力平衡方程，将被试件上所需要加载的力和力矩转换成并联机构各作动器的驱动力；

被试件的力加载分为静态加载和动态力加载两种；

在静态加载过程中，上平台的输出力和力矩达到预定值后保持不变，与上平台受到各作动器驱动力形成的合力也就是加载系统对被试件进行加载所需的广义加载力中的力分量F＝[F_x F_y F_z]^T，以及力矩分量M＝[M_x M_y M_z]^T，各作动器的驱动力f_a与动平台的广义输出力 $\left(\begin{array}{c}F\\ M\end{array}\right)$ 之间满足关系：

$\left(\begin{array}{c}{L}_n\\ {\mathrm{TA}}^m\×L_n\end{array}\right)f_a=\left(\begin{array}{c}F\\ M\end{array}\right)-G$

式中L_n：加载作动器方向矢量；

T：旋转坐标变换阵；

A：并联机构上铰点坐标阵；

G：加载装置重力项；

在动态加载过程中，加载平台的输出力和力矩周期性变化，负载刚度远小于加载平台刚度时，系统加载平台的位姿有较大的动态变化，得到动态力平衡方程为：

$J_{l,x}^T\left(\mathrm{sx}\right)f_a=M_p\left(\mathrm{sx}\right)\stackrel{\·\·}{x}+C_p(\mathrm{sx},\stackrel{\·}{x})\stackrel{\·}{x}+G_p\left(\mathrm{sx}\right)+\mathrm{\Γ}$

式中sx：加载平台中心的广义坐标，

M_p(sx)：质量矩阵；

科氏/向心项系数矩阵；

G_p(sx)：重力项矩阵；

加载平台雅克比矩阵；

Г：加载平台输出的广义加载力；

步骤二：利用单个的作动器的驱动力闭环控制系统将每个作动器上的驱动力都调节到步骤一计算出的结果，同时每个作动器驱动力闭环控制系统都有一个单自由度的力传感器，实时监测和反馈作动器的受力情况，六自由度并联机构加载系统的所有作动器的驱动力调整到理想状态时，进行对被试件进行加载试验和性能测试；所述的作动器采用的是电液伺服驱动力控制系统或采用电动缸和力矩电机进行加载。

Images