拖拉機(jī)自動導(dǎo)航單因子控制系統(tǒng)設(shè)計

姚慶旺，李景彬，張雄楚，溫寶琴

(石河子大學(xué) 機(jī)械電氣工程學(xué)院/新疆生產(chǎn)建設(shè)兵團(tuán)農(nóng)業(yè)機(jī)械重點實驗室，新疆 石河子 832000)

0 引言

隨著農(nóng)業(yè)機(jī)械不斷的發(fā)展，精準(zhǔn)農(nóng)業(yè)機(jī)械已經(jīng)成為當(dāng)今農(nóng)業(yè)的發(fā)展趨勢。農(nóng)機(jī)自動導(dǎo)航技術(shù)是農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化的重要基礎(chǔ)，可以改善提高作業(yè)路線直線度，提高土地利用率，增產(chǎn)增收，減少能源消耗和環(huán)境污染。

拖拉機(jī)自動導(dǎo)航系統(tǒng)可分為位置信息引導(dǎo)系統(tǒng)和信息處理執(zhí)行系統(tǒng)兩大部分：位置信息采集系統(tǒng)主要有自適應(yīng)車輛視覺引導(dǎo)、GPS衛(wèi)星定位引導(dǎo)、激光引導(dǎo)及超聲波引導(dǎo)等[1]；執(zhí)行系統(tǒng)按照驅(qū)動方式可分為液壓驅(qū)動、電機(jī)驅(qū)動及摩擦驅(qū)動。

文獻(xiàn)[2]和[3]采用的是液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，該系統(tǒng)雖然可靠性高、精度準(zhǔn)確，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜、拆卸繁瑣、動力消耗大。文獻(xiàn)[4]和[5]采用的是電機(jī)帶動方向盤轉(zhuǎn)動的方式，該結(jié)構(gòu)相對液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)簡化了很多，也具有很好的移植性；但是，由于電機(jī)具有轉(zhuǎn)動慣性，在進(jìn)行轉(zhuǎn)向動作時，出現(xiàn)角度偏轉(zhuǎn)超調(diào)現(xiàn)象，進(jìn)而影響了控制精度。文獻(xiàn)[6]和[7]采用摩擦輪驅(qū)動方向盤轉(zhuǎn)動，實現(xiàn)拖拉機(jī)自動導(dǎo)航駕駛，其裝置結(jié)構(gòu)簡單，安裝便利，適用于多種拖拉機(jī)；但在速度較高時由于摩擦力有限及摩擦具有滑移特性，致使系統(tǒng)的快速性受到了一定的影響。

導(dǎo)航控制系統(tǒng)主要采用自適應(yīng)與模糊控制及PID控制等多種控制算法[8-12]。上述算法在對拖拉機(jī)進(jìn)行控制的過程中均需上位機(jī)不斷檢測當(dāng)前的車身偏角及位置偏移量，給上位機(jī)帶來了巨大的運算量，影響整個控制系統(tǒng)的運算時間，從而降低了控制精度。

為此，提出一種以步進(jìn)電機(jī)提供驅(qū)動力、以齒輪傳遞方式保證精準(zhǔn)驅(qū)動控制的執(zhí)行機(jī)構(gòu)。在控制方案上，利用下位機(jī)對當(dāng)前車輛的偏差進(jìn)行分析計算，來求得當(dāng)前車身偏角，進(jìn)而對輸出進(jìn)行智能補(bǔ)償、簡化控制算法，提高控制的快速性和準(zhǔn)確性。

1 系統(tǒng)的總體方案設(shè)計

本文設(shè)計了一種齒輪式轉(zhuǎn)向驅(qū)動系統(tǒng)，主要包括位置控制器、轉(zhuǎn)向驅(qū)動器、位置控制器和拖拉機(jī)原有的液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，如圖1所示。該系統(tǒng)通過步進(jìn)電機(jī)帶動方向盤轉(zhuǎn)動，進(jìn)而帶動轉(zhuǎn)向分配器動作實現(xiàn)前輪偏轉(zhuǎn)，同時利用渦輪電機(jī)實現(xiàn)齒輪嚙合和分離。驅(qū)動裝置是由下位機(jī)中央控制系統(tǒng)控制，控制器的輸入為當(dāng)前的位移偏量，通過內(nèi)部計算得出前輪期望偏角和角度傳感器檢測的實際偏角；控制器發(fā)出響應(yīng)步進(jìn)電機(jī)方向指令，驅(qū)動方向盤轉(zhuǎn)動，進(jìn)而對前輪進(jìn)行實時的調(diào)整。控制器內(nèi)嵌于STC89C52中,由Keil uVision4進(jìn)行編寫調(diào)試。

圖1 齒輪式轉(zhuǎn)向驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)框圖Fig.1 Driving principle of steering system

2 轉(zhuǎn)向驅(qū)動裝置設(shè)計

轉(zhuǎn)向驅(qū)動裝置采用齒輪傳動的方式進(jìn)行對方向盤驅(qū)動，驅(qū)動原理如圖2所示。步進(jìn)電機(jī)通過齒輪帶動方向盤齒輪轉(zhuǎn)動，從而帶動轉(zhuǎn)向分配器旋轉(zhuǎn)；轉(zhuǎn)向分配器根據(jù)轉(zhuǎn)向?qū)⒁簤河鸵氲揭簤焊椎腁口、B口致使液壓缸伸長壓縮，最終實現(xiàn)前輪轉(zhuǎn)向。其中，轉(zhuǎn)向驅(qū)動裝置主要包括方向盤從動裝置、步進(jìn)電機(jī)動力裝置和齒輪控制裝置，如圖3所示。

圖2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)驅(qū)動原理圖

圖3 轉(zhuǎn)向驅(qū)動裝置剖視圖

2.1 齒輪離合裝置結(jié)構(gòu)設(shè)計

齒輪控制裝置主要由渦輪電機(jī)、軸承軸、承座和轉(zhuǎn)軸等部件組成，齒輪控制裝置采用渦輪電機(jī)選裝實現(xiàn)齒輪嚙合狀態(tài)改變，利用渦輪蝸桿結(jié)構(gòu)的自鎖性提供齒輪嚙合的保持力矩，從而實現(xiàn)人工駕駛與自動導(dǎo)航駕駛模式的快速靈敏切換。工作原理如圖4所示。

圖4 齒輪控制裝置結(jié)構(gòu)圖

2.2 齒輪離合裝置參數(shù)設(shè)計

經(jīng)前期測得TN954拖拉機(jī)方向盤負(fù)載扭矩為2.0 N·m，步進(jìn)電機(jī)在0～100r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，扭矩大約為1N·m。考慮到機(jī)構(gòu)的穩(wěn)定性能及傳遞效率，齒輪傳動比設(shè)定為1/4。

2.2.1 齒輪嚙合受力分析

齒輪嚙合所需的保持力矩與齒輪嚙合受力有關(guān)，受力分析如圖5所示。其中，齒輪壓力角為20°，負(fù)載驅(qū)動力F1為2.5N，F(xiàn)2為齒輪嚙合保持力，F(xiàn)N為主動輪與從動輪齒之間正壓力，則

F2=F1×tan20°

由上式可得：齒輪嚙合保持力大小為1N，渦輪電機(jī)的自鎖力矩為0.25N·m。圖4中，BC的長度應(yīng)控制在25cm內(nèi)。

2.2.2 離合裝置角位移確定

圖4中，A、B為固定鉸支點；Lab為AB的距離；Lac為AC的距離；Lac’為AC’的距離；θ為BC與BC’間的夾角。

驅(qū)動裝置采用的齒輪齒高為4 mm的尼龍齒輪，為避免齒輪離合裝置由于齒輪分離距離太小導(dǎo)致運動干涉等問題，要實現(xiàn)齒輪完全分離必須使齒輪分離距離大于4mm，即

Lac-Lac'>4mm

Lac-Lac'≈Lcc'

(1)

當(dāng)θ大于1°時，即可保證齒輪完全分離。考慮到零部件之間的結(jié)構(gòu)間隙等其他外在條件，取θ=12°。

圖5 輪齒受力分析圖Fig.5 Force analysis diagram of gear tooth

3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)控制系統(tǒng)設(shè)計

3.1 控制系統(tǒng)硬件結(jié)構(gòu)設(shè)計

轉(zhuǎn)向控制系統(tǒng)是以工業(yè)控制應(yīng)用較為廣泛的STC89C52RC單片機(jī)作為控制核心，主要由界面顯示電路、按鍵輸入電路、角度采集電路、外部電路控制電路、時鐘震蕩電路等組成，如圖6所示。

圖6 導(dǎo)航執(zhí)行控制系統(tǒng)硬件原理圖

3.2 控制器控制流程設(shè)計

在數(shù)據(jù)處理過程中，處理器將接收的偏差值分別進(jìn)行比例運算和微分運算。其中，比例運算得出的值為所期望的調(diào)整偏角，但由于車身偏角的影響，車身的橫向調(diào)節(jié)并不是比例控制所預(yù)期的調(diào)節(jié)。所以，為了保障調(diào)節(jié)的準(zhǔn)確快速性，引入角度補(bǔ)償。通過計算當(dāng)前車身的橫向位移的變化率，得出當(dāng)前實際的調(diào)整角度，然后減去前輪實際偏角得出車身偏角，最終輸出前輪的偏轉(zhuǎn)角度。控制器運算流程圖如圖7所示。

圖7控制器運算流程圖Fig7 Flow chart of controller operation

4 模型建立

4.1 液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模型建立

先以TN954的液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)為例建立仿真模型，圖8為其液壓轉(zhuǎn)向的機(jī)構(gòu)簡圖。其中，點A、B、C為鉸支點。

圖8 TN954前輪轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)簡圖Fig.8 TN954 front wheel steering structure diagram

由圖8可知：通過液壓油缸的拉長和伸縮改變LAB的長度，利用三角形正玄定理改變角γ的大小實現(xiàn)前輪轉(zhuǎn)偏轉(zhuǎn)。

前輪偏角為

(2)

(3)

(4)

式中L1—AC長度(m)；

L2—BC長度(m)；

L3—AB長度(m)；

L4—BD長度(m)；

L5—CD長度(m)。

前輪轉(zhuǎn)角與液壓缸的拉伸長度有關(guān)，而液壓油缸又具有不對稱性，所以液壓缸在進(jìn)行拉伸和壓縮時分別滿足以下公式，即

(5)

(6)

式中Δψ—方向盤轉(zhuǎn)角(°)；

Q排—液壓轉(zhuǎn)向器排量(m3/r)；

S1—液壓缸柱塞的面積(m2)；

S2—液壓缸面積(m2)。

為了檢驗轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的對給定信號的跟隨能力，實驗過程中將給定信號的幅值設(shè)定為15°，以周期為10s的矩形波信號作為輸入，檢測系統(tǒng)的角度調(diào)整性能，實驗結(jié)果如圖9所示。實驗表明：由于液壓缸的不對稱性，使得左右轉(zhuǎn)向性能也具有不對稱性，角度平均調(diào)整時間為1.5s。當(dāng)前農(nóng)機(jī)作業(yè)的時速一般為2.5～3.5km/h，且多部分為直線作業(yè)，所以該系統(tǒng)滿足當(dāng)前拖拉機(jī)自動駕駛要求。

圖9 矩形波響應(yīng)曲線圖Fig.9 Response curve of square wave

4.2 車身偏角模型建立

拖拉機(jī)的前橋和后橋具有差速傳動機(jī)構(gòu)，在不考慮外界環(huán)境因素和導(dǎo)向前輪的回正力矩的前提下可以把拖拉機(jī)簡化為兩輪模型[13]，如圖10所示。

圖10 拖拉機(jī)機(jī)身簡化示意圖Fig.10 Simplified sketch of tractor body

拖拉機(jī)在直線行駛的過程中，前輪作為導(dǎo)向輪，前橋中心點E不斷地在期望路經(jīng)左右偏擺，帶動車身圍繞后橋中點F不斷地進(jìn)行左右偏擺運動，致使車身航線和預(yù)定軌道線具有一定的偏角β，則

(7)

式中LEF—拖拉機(jī)前后軸距(m)；

Eor—車身前端偏差(m)。

在拖拉機(jī)在直線行駛過程中，控制器所發(fā)出的理想控制角度為前輪與期望路徑的角度。由于車身偏角的影響，使得前輪角度并非實際理想調(diào)整角度。

實際調(diào)整角度為

Φ=α-β

(8)

式中α—前輪偏角(°)；

β—車身偏角(°)。

5 仿真與分析

為了驗證車身檢測算法的可行性，以TN954為實驗?zāi)Ｐ停肕atlab/Simulink仿真記錄初始車身偏角為6.9°時系統(tǒng)調(diào)整過程中角度檢測過程，結(jié)果如圖11所示。通過仿真發(fā)現(xiàn)：車身偏角檢測系統(tǒng)可以確切地檢測當(dāng)前車身偏角，角度檢測偏差在±0.3°。

圖11 車身偏角曲線Fig.11 Car body deflection curve

分別以當(dāng)前車身實際偏角、檢測偏角作為導(dǎo)航控制系統(tǒng)的前車輛偏角信息，以5cm偏差為系統(tǒng)輸入，系統(tǒng)響應(yīng)曲線如圖12所示。仿真結(jié)果表明：在實際的導(dǎo)航控制中，角度檢測算法完全可以實現(xiàn)精準(zhǔn)的偏角檢測，穩(wěn)態(tài)誤差達(dá)到2%，單因子補(bǔ)償控制算法所需的調(diào)整時間為1.4 s。

圖12 偏差響應(yīng)曲線Fig.12 Car body deflection curve

6 結(jié)論和展望

針對當(dāng)前拖拉機(jī)自動導(dǎo)航轉(zhuǎn)向控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜、算法繁瑣及對上位所檢測機(jī)位置姿態(tài)信息要求較高等問題，以TN954為實驗對象構(gòu)建數(shù)學(xué)模型，搭建實驗平臺，設(shè)計了一種拖拉機(jī)自動導(dǎo)航單因子控制系統(tǒng)。仿真實驗結(jié)果證明：利用當(dāng)前算法可以實時檢測車身偏角變化，滿足當(dāng)今拖拉機(jī)自動駕駛控制實時性的要求。

本文所提出的計算車身偏角的算法僅限于拖拉機(jī)直線作業(yè)且速度恒定時的小角度測量，后期將以前期研究為基礎(chǔ)，綜合考慮外界因素影響，構(gòu)建實驗平臺，積極推進(jìn)生產(chǎn)性試驗。