周麗強 鄧詩龍
SCC36000A 型履帶起重機是近年來國產3000 t 級履帶起重機的典型產品之一，其最大起重量為3 600 t，最大起重力矩可達88 000 t·m，性能強大，與其他國產機型相比，SCC36000A 型履帶起重機的機構結構形式較特殊，其主機設計為四履帶八驅動形式，超起配重小車設計為雙小車四履帶驅動結構。本文著重分析SCC36000A 型履帶起重機（以下簡稱履帶吊）超起配重小車行走原理及注意事項。
1 履帶吊行走原理1.1 基本概述如圖1 所示，履帶吊採用主機和超起小車單獨行走驅動，超起小車未設單獨動力源，通過液壓油管從主機總泵獲取動力，主機和超起小車驅動既可聯動又可單動，在不同操作模式下可以自由切換。主機和超起小車中心距離為36 m 或33 m，通過桁架連杆及伸縮套筒相連接，其中桁架與主機連接處為2 個橫向銷子鉸接結構，可有上下活動的自由度，伸縮套筒與超起小車的連接為伸縮套筒底座與2 超起小車連接架的銷子連接，其中一組銷子為半開放形式，也可實現上下活動，這樣的連接設置，可在上下路基箱或地基高差變化大的情況平衡連接架兩端標高變化，避免結構幹涉破壞。主副車連接結構示意圖如圖2 所示。
圖1 履帶吊外形示意圖
圖2 履帶吊主副車連接結構示意圖
1.2 模型簡化履帶吊的整機行走模型可以簡化理解為下部活動結構與上部固定結構，下部的活動部件主要為主機下機和超起配重小車下機；上部固定結構主要指主機上機與超起配重小車上機的相對固定的組合形態。履帶吊的迴轉、行走等動作的實施指的是主機下機與超起配重小車下機的單動或聯動。而上部結構不管在下部結構怎麼活動的情況下應始終能保持相對固定，比如主副車幅度、主副車連杆與配重小車的γ 角度（這些參數在下文中會詳細描述）。圖3、圖4 中黑色的主機下機與洋紅色的超起配重小車下機就是屬於下部活動部件，可以不同的聯動動作實現迴轉、行走等動作。同時，在實現各種動作的過程中，保持主副車上機結構與連杆的相對固定不變（不包括卷揚及臂架系統的機構動作）。
1. 與主機連接銷 2. 主機 3. 連接架 4. 超起小車圖3 履帶吊行走模式簡要俯瞰示意圖
圖4 履帶吊迴轉模式簡要俯瞰示意圖
1.3 機構及參數簡要介紹1）主要活動機構根據履帶吊行走模式下的簡化模型建立簡化模型圖，見圖5。在履帶吊行走過程中，整機機構的自由度除了履帶行走動作之外，主要有主機上下機的迴轉、伸縮套筒前後伸縮、繞鉸點迴轉及小車上下機迴轉等。
圖5 履帶吊行走機構簡化示意圖
2）行走過程主要控制參數行走模式下主要涉及的參數有主副車連杆角度γ角，超起配重小車下車角度α 1、α 2，主副車連杆拉繩長度L 偏差值（L 為超起配重半徑公差值，－ 450 mm ＜L＜ +450 mm），如圖6 所示。
在行走模式下，最重要的2 個參數是γ 角及拉繩長度偏差值L ，執行元件最終端最底層的參數是α 1、α 2，（偏差範圍為±7°）。γ 角是保證伸縮套筒不與兩邊配重幹涉的重要參數，拉繩長度偏差值是保證超起配重半徑始終保持預定36 m 或33 m 狀態的關鍵參數。履帶吊理想的預期是γ 角始終保持90°以及拉繩長度偏差儘可能接近0。主機與小車履帶始終保持平行，假如不平行，則會導致超起配重小車在行走過程中與主機直線度不一致從而導致γ 角與拉繩長度偏差值出現超差。
貫穿履帶吊行走過程全過程的重要控制要點就是始終通過各種手段控制超起小車與主機的行走速率，主機履帶雖為4 條，但自由度較小車4 條履帶的自由度少，控制上相對簡單，故主要控制要素是控制超起小車4 條履帶的行走速率，本文中對影響主機行走的因素暫不考慮。
圖6 小車行走過程主要控制參數示意圖
1.4 主要行走模式履帶吊行走模式主要分為直線行走模式和萬向行走模式，包括並排行走也屬於萬向行走模式中的一種，圖7 ～圖9 為履帶吊常見的幾種行走模式。
圖7 主機+ 小車同步直線行走模式
圖8 主機+ 小車萬向行走模式
圖9 主機+ 小車萬向行走模式（並排行走模式）
2 履帶吊行走分析正常直線行走過程中可能會出現幾種情況，如γ角偏大或偏小、拉繩長度變大或變小，假定小車1、小車2 的各自2 條履帶速率一致，不考慮地面不平影響前提下，履帶吊通過控制邏輯去調整小車整體履帶速率去修正偏差值。這個層級上的邏輯控制相對比較簡單。
在實際過程中，考慮到地面因素、小車各履帶系統誤差情況下，小車的2 條履帶會出現速差，在這種情況下，行走過程就會比較複雜。下面以任意的直線前進行走模型理想初始狀態（見圖10）分析行走邏輯控制，羅列因小車各自履帶出現速率偏差出現的各種情況（見圖11 ～圖 14），以及相對應各種偏差的幾種糾偏邏輯關係（見表1）。
圖10 主機+ 小車同步直線行走理想狀態初始位姿
圖11 在90°＜γ ＜ 91°、-450 mm ＜L ＜ 0 mm 情況下小車4 種狀態
圖12 在90°＜γ ＜ 91°、0 mm ＜L ＜ 450 mm 情況下小車4 種狀態
圖13 89°＜γ ＜ 90°、-450 mm ＜L ＜ 0 mm 情況下小車4 種狀態
圖14 在89°＜γ ＜ 90°、0 mm ＜L ＜ 450 mm 情況下小車4 種狀態
行走過程中實際上出現的情況遠不止表1 中所羅列的情況，如造成情況1 的可能原因還有可能是在V1 ＞V2 情況下，V1 ＞V，但V2 ＜V，只不過V1 －V2 ＞V －V2。在採取同樣措施的情況下，還可演變成其他幾種情況，故上述邏輯關係必然能包涵其他類似情況。
從表1 中還可發現幾種不同狀況採取的糾偏控制措施一致，實際上述邏輯關係中只是說明了採取措施的總體思路，如情況1 與情況9 的措施一致，而實際上控制電腦可在小車1、2 偏角差值φ 1、φ 2 達到正常範圍內總體減少或提高相應小車2 履帶速率，所以這個在邏輯上還是行得通的。
3 履帶吊行走控制優化重點由表1 可知，假定在出現履帶行走速率偏差的情況下出現上述狀況，整個超起配重小車的糾偏是從執行層最底層的小車履帶速率上開始調整，將單個小車偏角差值φ 控制在正常範圍以內之後再進行單個小車整體速率的調整，這樣超起小車行走起來，總體會比較累贅和繁雜，但從理論上的邏輯來說都還是能夠實現。然而，實際情況比較複雜，該控制方法仍有一系列問題待解決，包括更深層次的邏輯關係以及外部因素，下面以情況1分幾個方面分析該糾偏邏輯和可能對該控制邏輯造成影響的因素。
1）底層邏輯進一步完善的需求 正常履帶在原地靜止狀態下磨轉，如果地面摩擦力一致且兩履帶反向速率相同的情況下，迴轉中心基本能保證保持原形心位置，在情況1 中小車採取措施調整單條履帶速率過程中因2 條履帶速率差而產生履帶主機磨轉的效應。由於小車整體處於運動狀態中，在履帶調整方向過程中小車形心會偏離原小車運動軌跡，自然形心位置也會出現偏差，形心位置偏差的方向在排除地面摩擦力不一致的因素下與小車履帶調整的方向有關。在情況1 中，按採取的措施減小V14 的情況下，小車形心便以理論方向如圖15 中所示。同時，由於小車1、小車2為剛性連接，小車2 在動態下的運動軌跡為在保持整體前行的同時，以小車1 形心O1 中心為圓心，順時針旋轉，而該運動軌跡與減小γ 角的預期目的相違背，故邏輯上出現的問題可能就是小車2 的偏角差值φ 2 到正常範圍之前γ 角偏差值已經超出停機的界限（行車電腦設定γ 角偏差值在行走過程中不大於1°）。當然，這種情況不一定會發生，小車2 的偏角差值可能較小，在調整措施執行完成前形心稍微變化導致的γ 角偏差值未達到臨界點，再下一步措施開始落實優化γ 角偏差值朝良好的預期方向發展。但是如果小車2 偏角差值較大，或地面摩擦力不均勻的情況下，導致初步糾偏措施未執行完成之前γ 角偏差值已超限，造成行車電腦強行停機，且這種情況發生的概率較大，至少在深層次的邏輯上存在可能性，也可以簡單地概括為二級控制邏輯與一級控制邏輯在特定情況下的兼容性問題。
圖15 小車自動調整位姿過程小車形心變化
2）小車調整控制措施對機構造成的影響 小車在調整γ 角過程中，可通過調整2 個小車的平面位置來優化γ ，2 個小車之間採用剛性框架連接架連接，地面摩擦力使2 個小車產生相互推、拉的力學關係，靠框架之間的內力克服地面摩擦力達到滑移的結果（見圖16）。履帶吊超起配重質量產生的履帶與地面間的摩擦力非常大，會對2 個小車機構產生較大內力，且該受力在履帶吊行走過程中是無時不在的，這種受力模型容易造成機構材料的疲勞破壞，衝擊載荷也較大，特別是對小車承載的配重託盤橫梁懸臂端等結構件的衝擊載荷更大，因而這種機構行走模式對機構的影響程度比較高。
圖16 小車橫向偏移示意圖
3）控制邏輯在幾何學上的分析圖17 中分析了小車2 從偏差Δγ 角調整到正90°角的過程，根據圖中幾何關係可得
將n 作為變量，得到
圖17 在不同主機角度下小車相對位置示意圖
該函數以主機角度為變量，其中S 為調整小車2 整體速率V2 在調整時間t 後沿主機行駛方向的位移，S ＝Δγ ·t 。主要體現的是在不同主機角度、小車2 整體速率調整差值一定的情況下，γ 差值調整效果的敏感性，該函數在主機角度n ＝ 0 ～ 90°（實際履帶吊定義此時的角度為360°～ 270°之間，此處為描述方便，直接定義為0°～ 90°區間）之間的區間為單調遞減特性，即隨著n 增大，在相同的調整速率差、相等時間t 的情況下，Δγ 調整的幅度越小效果越差。在不考慮γ 角偏差調整的情況，則n 角越大拉繩長度L 的調整敏感越小。n 在函數單調遞增區間的極值90°時會出現圖18所示情況。
圖18 n 在90°時行走示意圖
如圖18 所示，在n 為90°時，小車1 和小車2 的行走方向在同一直線上，也就是說行車電腦無論採用哪種控制措施都無法對γ 角、拉繩長度實施調整，小車1 和小車2 只能是相互前後牽扯，這個是極端的情況。同樣，就算n 角不在90°時也有可能出現小車1 和小車2 前進方向在同一直線上的情況，如圖19 所示，但這種情況只能出現在n 角在89°～ 91°間出現（γ 角偏差值不允許超過1°），理論上是存在發生可能性的。
圖19 n 角不在90°時小車1 和小車2 前進方向重合
根據函數1 的特性，要想保證n 角在任何角度情況始終保持良好的調整效果，必須根據n 角來實時調整△V2，這個△V2 在實際控制中是採用給電磁流量閥電信號強弱的手段進行控制，也就是說這個電信號的規律必須符合函數1 的整體特性。
4）地面情況對糾偏控制的影響表1 中的邏輯關係表示了行車電腦檢測各項參數異常後作出異常原因判斷而採取的糾偏措施，但是行車電腦無法檢測出超起小車地面的水平度情況，兩超起小車在行走過程中與地面之間的摩擦力差異，會使得兩小車相互擠壓滑移，這個滑移跳動有一定的隨機性，路面的情況差異化較大，這種情況下造成的一些參數偏差就未必一定是表1 中邏輯所能覆蓋到，圖20 所示就是小車被擠壓發生滑移的情況，且2 個小車2 條履帶在採取糾偏措施之後也會因為地面差異形成一個隨機的滑移，增加了情況的複雜性。因為超起小車之間都是剛性連接，2 超起小車行走軌跡的細微差異就會導致兩小車之間產生很大的推擠力，故這種行走模式對於地面的敏感性更高。
4 履帶吊行走經驗反饋
1）製造廠能加大超起小車驅動力或履帶架的整體強度，避免在現場短距離行走過程中出現誤差超差，增加控制難度。
2）最終的小車驅動速度與驅動泵執行速率、液壓油路長短、壓力延時、終端響應（與地面摩擦力、連接框架材料彈性）都緊密相關，製造廠應嚴格把好質量關，儘可能地減少系統各元件誤差，提高整體精度，在監測→調整→再監測這樣的閉環控制過程中，儘可能地提高系統響應速度。
圖20 地面情況對糾偏控制幹擾示意圖
3）綜合考慮履帶吊行走控制參數（α 1、α 2、γ 、L ），確定履帶吊行走控制參數的主次控制位置關係，縮小控制參數偏差範圍，加強各參數的反饋檢測力度，確保履帶吊行走各機構動作準確有效。
4）運維過程應細化履帶吊操作步驟，如超起小車調整時需操作履帶吊適當變幅落臂，減小超起配重小車對地接地比壓；動作前調整副車各控制參數至接近理論要求範圍（如89°＜γ ＜ 91°，－ 300 mm ＜L ＜ +300mm 等）；主機原地迴轉需操作主臂起臂至適當角度，超起拉板、主變幅受力等受力正常。
5）確保履帶吊行走場地硬化、平整度以及範圍等滿足履帶吊行走設計和現場使用要求。