基于輪轂電機驅動的山地林果茶園輪式運輸車設計與試驗

吳偉斌，韓重陽，梁榮軒，劉佛良，趙新，李杰

1.華南農業大學工程學院，廣州 510642;2.華南農業大學南方農業機械與裝備關鍵技術教育部重點研究室/國家柑橘產業體系機械化研究室/廣東省山地果園機械創新工程技術研究中心，廣州 510642

我國南方地區大部分丘陵山地林果茶園的種植缺乏規劃，多數果茶樹等經濟農作物生長在難以形成較為完善交通運輸網絡的地帶[1]，導致目前常規的農用運輸車因輪距較寬、體積和自重較大而難以在丘陵山地林果茶園推廣使用，給農用物資的運輸帶來較大的困難[2-3]。為了提高山區果農的運輸效率與經濟效益，降低果農的勞動強度與生產成本，研制適合在丘陵山地林果茶園地區輕便靈活作業且具有較好經濟性的運輸設備對于我國山地果園的機械化、智能化發展具有重要意義[4-6]。

目前，隨著能源消耗和環境污染問題日益突出，相比于傳統的燃油驅動的山地果園運輸車，以電力為能源驅動的山地果園運輸車具有節能、環保的優勢[7]。劉岳等[8]設計了一種基于蝸輪蝸桿的雙路傳動鏈作為傳動系統，以蓄電池為動力源的果園單軌運輸機，提高了運輸機的傳動效率。相對于軌道式運輸機，以輪轂電機驅動的輪式運輸機在動力性能、載荷、低坡度工作等方面具有顯著優勢[9]。

本研究基于對我國南方部分丘陵山地的實地考察，并結合當地果農對于運輸車的實際使用需求，設計了一種由輪轂電機驅動且具備電子差速轉向功能的輪式運輸車，通過實地試驗檢驗其最大爬坡度、續駛里程試驗、差速及制動性能等關鍵指標性能，旨在滿足丘陵山地林果茶園果農實際運輸需求。

1 材料與方法

1.1 設計目標與主要參數

針對丘陵山地地形地貌特點，結合山地果農對于農用運輸車的需求，本研究設計了由輪轂電機驅動的新型丘陵山地果園運輸車，結合輪轂電機運輸車實際運行狀況制定獨立式差速轉向控制策略[10-11]，在此基礎上設計一種基于轉向角和車速控制的電子差速系統，并將其嵌入到整車控制系統中。

本研究主要設計目標是使新車型最大爬坡度以及續航里程等性能優于上一代集中驅動式運輸車[12]，同時制定獨立式差速轉向控制策略，提高整車的操縱穩定性和轉向行駛的機動性，整車主要設計參數見表1。

表1 整車設計目標參數Table 1 Main technical parameters of the transport aircraft

1.2 整體結構及工作原理

丘陵山地果園輪轂電機驅動運輸車在結構上取消了傳統燃油車輛所必備的機械差速器、傳動軸、變速器等機械傳動部件。架構上主要由鉛酸蓄電池、輪轂電機、整車基本框架和整車電子差速控制系統等組成；以電子差速控制技術替代傳統的機械式差速實現對輪轂電機驅動運輸車的轉向行駛控制。運輸車整體長度為2.70 m，軸距為1.66 m，質心高度為0.54 m，輪胎型號選擇165/65 R14，整體結構如圖1所示。

1.座椅 Seat; 2.車架 Frame; 3.方向盤 Steering wheel; 4.鋼板彈簧 Leaf spring; 5.彈簧固定支架 Leaf spring fixing bracket; 6.前照燈 Front light; 7.后輪 Rear wheel; 8.前輪 Front wheel; 9.無刷力矩輪轂電機 Brushless torque hub motor; 10.制動鼓 Brake caliper; 11.后軸 Rear axle.

1)動力電池選型。電動汽車常用動力電池包括鉛酸蓄電池、鋰離子電池等[13]。綜合考慮丘陵山地林果茶園運輸車的動力需求以及農戶運輸成本，選用鉛酸蓄電池作為動力來源，電池型號選擇6DGA-12V-120型，3組串聯，總電壓36 V。

2)輪轂電機選型。根據設計的目標參數，運輸車在滿載時的最大爬坡度為15°，計算其在極限工況下所需要的功率。雙輪轂電機在以最大爬坡度滿載爬坡行駛時受力分析如圖2所示，選擇水泥路面(附著系數不小于0.7)，則單邊輪轂電機的驅動力為：

圖2 滿載且最大爬坡角度工況Fig.2 Full load and maximum climbing angle conditions

F=[mgsinα+mgcosα(f1+f2)]/2

(1)

式(1)中，m為輪轂電機運輸車滿載時的總質量，kg，g為重力加速度，m/s2；α為最大爬坡角度，(°)；f1、f2為摩擦系數。單邊驅動輪的輸出功率為：

P驅=Fν/3600

(2)

式(2)中，P驅為單邊驅動輪的輸出功率，kW；v為運輸機速度，m/s；單邊輪轂電機的輸出功率為：

P輪=P驅/η

(3)

式(3)中，P輪為單邊輪轂電機的輸出功率，kW；η為傳動效率。將其數值代入式(3)計算可得單邊輪轂電機在以最大爬坡度工作時所需功率為0.42 kW。

圖2中，Fw為空氣阻力，N；mg為整車重力，N；Ff為滾動阻力，N；Fz1和Fz2分別為前后輪的反向作用力，N；Fi為坡度阻力，N；其值為Fi=mgsinα；α為最大爬坡角度，(°)；v為行駛速度，m/s。

市場上電動汽車動力系統領域應用較常見的驅動電機有直流電機、交流感應電機、開關磁阻電機和永磁無刷電機等4種類型。考慮到運輸車在丘陵山地果茶園路況行駛的實際情況和運輸性能要求[4]，選用外轉子自冷式永磁無刷直流低速高扭矩型輪轂電機，額定電壓36 V，額定功率0.5 kW，峰值功率1.5 kW，額定轉矩72 N·m，峰值轉矩166 N·m。

2 動力性能及續航試驗

根據上述設計方案完成樣車加工及系統安裝，并對樣車進行爬坡性能、續航里程及電子差速轉向試驗，以驗證其是否符合設計要求。試驗的環境溫度為 22 ℃，相對濕度為 40%，平均風速約為 3 m/s，大氣壓力為 101 kPa。

2.1 最大爬坡度

車輛最大爬坡度是指車輛滿載時在良好坡道路面上用第1檔克服的最大坡度，它表征車輛的爬坡能力。最大爬坡度試驗是測試車輛爬坡性能的方法之一。本研究輪轂電機驅動運輸車最大爬坡度的試驗方法為：選擇在一坡道長度為 12 m(較車身2.7 m的4倍還長)，坡度角可調的爬坡試驗臺上(可調最大坡度角為 30°)。將試驗車輛蓄電池充滿電量，滿載(載荷200 kg)停靠于離坡底15～20 m 的平直路面上，將輪轂電機速度控制檔位置于最大輸出擋(第1擋)，按照坡度角大小逐級遞增進行爬坡試驗(圖3)。車輛起步后，將電子加速踏板踩到底進行爬坡行駛，然后逐級增加爬坡試驗臺的坡度進行試驗，同時記錄每次爬坡的試驗數據(表2)。若運輸車在某坡度角下出現明顯的動力不足或速度極其緩慢導致無法正常上坡情況時，則前一個坡度即為運輸車的最大爬坡度。

圖3 運輸車最大爬坡度臺架試驗Fig.3 Bench test diagram of the maximum gradeability of the transport locomotive

表2 爬坡性能試驗Table 2 Test data of climbing performance

由表2可知，設計的輪轂電機驅動運輸車在滿載 200 kg時，以4.7 km/h速度爬坡，爬坡度為 13°，最大爬坡度可達15°，滿足設計要求。

2.2 續航里程

運輸車采用的鉛酸蓄電池總電壓為36 V(3組12 V單體電池串聯)，試驗工具為庫侖計(與蓄電池外端和整車控制系統 USART 端口相連接)，用于記錄試驗過程中動力蓄電池的電壓、電流和能量消耗信息等。試驗前將蓄電池完全充滿電量，記為100%。為盡可能模擬在丘陵山地林果茶園路況下行駛的實際狀態(圖4)，運輸車分別以空車和滿載條件在路面凹凸不平的一條土路上以常用車速20 km/h環繞行駛直到蓄電池SOC 降為20%時為止。重復以上試驗各3次，記錄運輸車在該路況下往返行駛的里程和電池能量消耗情況(表3)。

圖4 泥濘土路續航試驗現場Fig.4 Site map of endurance test on muddy soil road

表3 運輸車空載和滿載時續駛里程試驗Table 3 Data of continuous driving range testunder no load and full load

運輸車在空載狀態下以車速20 km/h 保持勻速行駛時的續駛里程實際為66.97 km。相比較原車型的續駛里程，實車試驗結果則提升了33.94%，而能耗卻下降了11.61%；滿載下的續駛里程實際為44.33 km，比原車型的續駛里程提升了32.37%，能耗方面則降低了10.27%。試驗結果顯示，無論在空載還是滿載條件下的續駛里程均低于設計值，造成這種偏差的主要原因是在理論計算時選取的滾動阻力系數可能與實際試驗道路情況存在偏差；動力蓄電池本身存在一定程度的能量損耗。綜上分析，輪轂電機驅動運輸車的動力系統基本滿足設計要求，且在符合基本性能要求的基礎上比原車型在經濟性方面有了較好的提升，也更適合在丘陵山地林果茶園中推廣使用。

3 電子差速系統設計與試驗

3.1 電子差速轉向模型

根據運輸車的速度、方向盤轉角和每個車輪轉速之間的關系確定輪轂電機驅動運輸車的電子差速轉向方案。在不考慮車輛質心側偏、橫擺角以及路面、側風等情況下，運輸車轉向行駛情況與阿克曼轉向模型一致[14]。如圖5所示，若車輛左轉行駛，設此時車速是v，前軸內側輪的轉角是δin，前軸外側車輪的轉角δout，L為前后軸距，B為左右輪距，R為轉向半徑，Rin為內輪轉向半徑。將后軸內側車輪速度記作v后內，后軸外側車輪速度記作v后外。根據圖5阿克曼轉向模型，分析車輛低速轉向時各個車輪的速度和方向盤轉角的輸入變化的關系，建立幾何關系和速度計算方程[15]，如公式(4)所示。

圖5 Ackerman-Jeantand 汽車轉向模型Fig.5 The steering model of Ackerman-Jeantand car

內外輪的轉向半徑分別為:

(4)

由于采用永磁同步電機類型的輪轂電機，因此運輸車驅動輪的轉速與電機的轉速是同步的，兩輪轂電機驅動運輸車在應用電子差速轉向控制過程中，因車輛各個車輪與地面之間的受力不同，故后軸非機械轉向驅動輪的速度為：

(5)

由公式(5)可知，影響后軸內側車輪速度v后內與外側車輪速度v后外的因素為車輛的行駛速度v和前輪轉向角δ。

3.2 電子差速系統控制策略

本研究的輪轂電機驅動運輸車為前輪機械轉向、兩后輪驅動結構，基于阿克曼差速轉向模型，采用獨立式差速轉向控制策略輸出2個驅動輪轉向行駛時所需的轉速[16]，系統總體結構如圖6所示。

圖6 電子差速轉向系統總體結構示意圖Fig.6 Schematic diagram of the overall structureof the electronic differential steering system

電子差速控制系統首先通過安裝在前輪轉向軸銷的方向盤轉角位置傳感器，判斷方向盤是否轉動和檢測其轉動的角度大小，當運輸車轉向行駛且方向盤向某一方向轉動一定轉角后，該電子差速控制策略即被執行。方向盤傳感器采集到方向盤的轉角位置信號并將其傳輸到整車控制系統，同時轉速傳感器實時反饋驅動輪的轉速信號至整車控制系統，經過系統內部的電子控制單元運算模塊分析處理后，得出內外側驅動輪實際所需的轉向速度；再將執行指令信號發送到底層輪轂電機驅動控制系統，使其保持外側驅動輪的轉速不變，根據實際需求的轉速差降低內側驅動輪的轉速，整車便進入差速轉向行駛狀態。

3.3 輪轂電機驅動運輸車差速控制系統設計與仿真

整車控制系統通過傳感器采集方向盤轉角、轉速等實時信號，經電子控制單元模塊運算分析，向輪轂電機驅動控制系統發送執行控制策略的指令，控制輪轂電機的輸出。故整車控制系統需要在硬件系統的基礎上針對電子差速控制系統的相關功能算法進行軟件編程設計。

1)差速控制系統硬件設計。硬件選擇STM32F103VET6作為主控芯片，其出色的運算分析性能和響應靈敏的雙12位 ADC、UART、SPI、 I/O等模塊接口以及12通道 DMA 控制器，有利于車身相關信號的采集和復雜的算法實現，其整車控制系統硬件結構如圖7所示，主要模塊包括:①SWD調試接口。其優點是更加簡潔易用易集成而且插腳數量明顯減少、在使用高速模式中穩定性更好、傳輸數據量大時故障率低等。②ADC接口電路。本研究使用的STM32F103VET6包含有3個ADC，其最大的轉換頻率為 1 MHz，擁有12位分辨率和多種轉換、自動掃描模式以及自校準、間隔采樣等性能。基于輪轂電機驅動運輸車整車電控系統的性能實際需求，加速信號和轉向信號分別通過兩路通道與ADC模塊連接，在經過對兩路采集的信號進行轉換后，為得到較高轉換精度分別對其結果多次求均值；由于輸入信號的電壓值較高，因此通過電壓衰減器將其降至3.3 V。③USART 串口通信接口。 USART 接口通過3個引腳可與外部器件進行全雙工數據交換。本研究采用多緩沖配置 DMA 方法進行高速通信，對于 IO串行端口設置，首先啟用GPIO時鐘，然后啟用復用功能時鐘，并將 GPIO 模式設置為與復用功能對應的模式。本研究通過專用數據傳輸線路將USART與電腦連接以實時觀察輸入信號與輸出信號的變化。

圖7 差速控制器硬件結構圖Fig.7 The diagram of differential controller hardware

2)差速控制系統軟件設計。軟件程序設計采用在MAK5.0開發環境下使用 C 語言進行程序編寫。主要流程為在系統初始化與時鐘分配設置后，針對 ADC 采樣功能模塊、定時器模塊以及串口通信模塊進行初始化設置；在啟動 ADC 程序后停止定時器的計時運作，繼而進入中斷程序分析各傳感器輸入信號；最后根據系統控制算法計算輪轂電機的轉速信號以輸出相應的 PWM 控制指令對輪轂電機進行系統調節。

3)電子差速控制策略Simlunk仿真與分析。對于運輸車這種復雜的非線性對象，通過簡化整車模型，建立電子差速模型利用Simulink仿真兩后輪在轉向時的輪速。檢驗電子差速系統是否具有差速效果。設定工況為左轉方向盤30° ，并處于加速狀態，輪轂運輸車左轉時，右后輪輪速應大于左后輪輪速，如圖8所示，右后輪輪速為圖中實線，左后輪輪速為圖中虛線，結果顯示實線在虛線上方波動，表明具有良好的差速效果。

圖8 Simlunk仿真結果Fig.8 The result of simlunk simulation

3.4 電子差速轉向系統試驗

1)差速性能。電子差速轉向工況試驗在良好路面上進行，將車速分別設置為 20、25、30、35 km/h 共4個速度分組；在每個分組下，方向盤緩慢勻速地向左從直線位置(0°)開始轉動至最大角度(40°)后緩慢勻速地回正方向盤；再緩慢勻速地向右轉到最大角度后再次回正方向盤。

方向盤轉角位置δ由控制系統記錄，車輪轉速根據轉速傳感器檢測到的信號再由整車控制系統電控單元計算得到，連接控制系統的電腦實時記錄該方向盤轉角下對應的后軸兩輪轂驅動輪的各自轉速大小。根據試驗數據得到內外側驅動輪的轉速與方向盤轉角的n-δ關系曲線(圖9)。

圖9試驗結果表明，當運輸車以不同車速轉彎時，兩側驅動輪的轉速大小隨方向盤轉角的變化趨勢是相同的，表現為在運輸車轉向過程中，當方向盤轉角增大時，內側驅動輪轉速下降；當方向盤回正即轉角減小時，內側驅動輪的轉速隨方向盤轉角變小而上升至與外側驅動輪轉速一致。在轉彎工況下時，內外兩側輪轂電機驅動輪的轉速能緊隨轉角變化而變化。運輸車向左轉向行駛時，4個車速檔位對應左(內)側驅動輪的輪速分別降低 82.3%、78.9%、70.9%、68.7%，右(外)側驅動輪的轉速平均波動約為 3 r/min；向右轉向時，對應右(內)側驅動輪的輪速分別降低 85.0%、78.7%、74.1%、68.3%，而左(外)側驅動輪的轉速平均波動約為4 r/min，表明轉向時外側車輪輪速變化整體呈水平趨勢。

A:左轉行駛 Turn left; B:右轉行駛 Turn right.圖9 運輸車不同車速下轉向時的左右輪差速Fig.9 Differential speed of left and right wheels when turning at different speeds

2)轉向性能。將運輸車方向盤向左或右轉到極限位置使其進入完全轉向模式，以最低穩定轉速在水平地面上分別向左、右方向轉向行駛，同時在車輪輪胎面上噴灑一層白灰令外側轉向輪的中心在地面上滾過并形成軌跡圓，測量軌跡圓直徑d，計算轉向半徑r。以相同方法重復以上試驗 10 次(表4)。根據試驗所測得的轉向半徑算術平均值確定該運輸車的最小轉向半徑。

表4 運輸車最小轉向半徑試驗Table 4 Data of minimum turning radius test mm

由表4可見，該運輸車左轉彎行駛時的最小轉向半徑為 2 410 mm，右轉彎行駛時的最小轉向半徑為 2 380 mm，平均轉彎半徑為2 395 mm。與筆者所在團隊前期研制的第二代集中式電機驅動運輸車的最小轉彎半徑3 400 mm相比，最小轉彎半徑減少了29.5%，試驗表明該運輸車的操縱機動性更好，同時驗證了電子差速控制系統的有效性。

4 制動性能試驗與分析

由于運輸車采用輪轂電機驅動，其電機內部的制動轂不能滿足制動需求，故采用附加液壓盤式制動器作為運輸車主要制動源。根據整車在滿載情況下抱死所需制動力的大小，設計制動盤尺寸并選擇制動主缸和制動輪缸型號。

行車制動性能是通過在規定的道路試驗條件下測試相應初速度下的制動距離來確定。為此，分析運輸車在混凝土路面上分別以25、20、15、10 km/h的速度進行緊急制動，路面附著系數選擇0.8。運輸車在制動過程中分為6個階段[17](圖10)。

圖10 運輸車制動過程分析Fig.10 Analysis of the braking process of the conveyor

運輸車制動距離由公式(6)計算：

(6)

式(6)中，τ2′為制動響應時間，s；τ2"為制動減速度上升時間，s；τ4為制動釋放時間，s；v為制動初速度，m/s。如圖10所示，b點以前稱之為駕駛員反應時間，一般為0.3～1.0 s；b到c為制動響應時間，由于運輸車的制動行程設計較短，靈敏度較高，這里取0.2 s；c點到e點稱之為制動力增長過程所需要的時間τ2″，這里取0.3 s；τ2=τ2′+τ2″總稱為制動器的作用時間，τ2一方面取決于駕駛員踩踏板的速度，另一方面受制動系統結構形式的影響，故τ2′+τ2″/2=0.35 s；f到g一般為0.2～1.0 s，本研究取0.2 s。將運輸車的制動初速度分別以25、20、15、10 km/h代入公式(6)，其中amax=8；可得其制動距離分別為5.44、3.87、2.54、1.45 m。

道路試驗條件：試驗路面應為干燥、平整、清潔的混凝土或具有相同附著系數的其他路面，在路面縱向任意50 m的長度上的坡度應小于1%，路拱坡度應小于2%。風速應小于5 m/s，氣溫不超過35 ℃。試驗前應調整好制動系統，制動器應磨合好；輪胎充氣至廠定壓力值。

根據GB/T 12534—1990 《汽車道路試驗方法通則》的相關要求，要求運輸車在滿載、制動器處于冷態的情況下進行制動性能試驗，試驗要求制動器處于冷態時，駕駛員在選定的試驗道路上將運輸車速度行駛到25 km/h，并保持勻速行駛；在前輪中點到達第1個路障點時，全力踩下制動踏板，到運輸車完全停止下來，記錄此時運輸車前輪中點到第1個路障的距離，即為該狀況下的制動距離。試驗重復3次，試驗結果取平均值。駕駛員分別將運輸車行駛到20、15、10 km/h(表5)；試驗過程如上重復；試驗時必須保證運輸車任何部位不偏離出試驗通道，沒有跑偏或者打滑現象(圖11)。

表5 運輸車制動距離理論值與試驗值Table 5 Theoretical and experimental values of braking distance

圖11 制動性能試驗現場后視圖(A)與側視圖(B)Fig.11 Rear view (A) and side view (B) of thebrake performance test site

由表5 可知，運輸車在滿載情況下分別以10、15、20、25 km/h的行駛速度分別進行3次制動試驗，最后取平均值。試驗數據顯示在滿載情況下制動距離比理論計算值偏大，考慮是由實驗人員測量誤差和路面附著系數偏差等因素引起。試驗結果顯示，設計的運輸車制動距離符合制動法規要求且能滿足運輸車工作制動需要，制動性能良好。

5 討 論

本研究根據南方丘陵山地林果茶園的地形特點，開發了以輪轂電機驅動的山地林果茶園運輸車，并設計了一種基于轉向角和車速控制的電子差速系統，將其嵌入到該運輸車控制系統中。運輸車的差速轉向性能、動力性能及整車制動性能試驗結果顯示，運輸車最小轉彎半徑為2 395 mm，最大爬坡度為15°，空載和滿載狀態下以常用車速20 km/h行駛時平均里程分別可達66.97和46.33 km；滿載時運輸車分別以初速度25、20、15、10 km/h的緊急制動距離分別為5.83、4.11、2.68、1.57 m，性能指標可滿足輪轂電機驅動運輸車的實際工作需求，提高了運輸車工作效率。考慮到運輸車對平順性要求不高，故本研究未針對因車輪引入輪轂電機導致簧下質量增大引起的行駛平順性而進行懸架減震優化設計，后續研究可對此方面進行設計補充；另一方面實際生產中的丘陵山地林果茶園地形特征差異很大，目前進行了仿真試驗以及道路試驗，尚未進行田間試驗，團隊下一步計劃將根據不同地貌特征進行運輸車試驗測試以進行改進優化。