玉米田間作業車液壓行駛系統設計與仿真分析*

張紅梅，陳博，李康，李順利，朱晨輝，王萬章

(1. 河南農業大學機電工程學院，鄭州市，450002； 2. 淇縣農業農村局農業發展服務中心，河南鶴壁，456750)

0 引言

玉米是我國主要糧食作物，其全程機械化生產技術是保證其產量的重要技術手段[1-4]。而玉米田間作業車目前普遍存在行駛不穩定、平衡性差的問題，液壓行駛系統是田間作業車的核心，研究其液壓機理，可改善液壓行駛系統性能。Sisay[5]、Comellas[6]等學者研究了全液壓驅動系統，采用分流調速閥，使各機構在不同壓力下同時工作，提高系統的穩定性，但子系統存在相互干擾的問題。劉學峰等[7]在液壓系統工作泵高壓口加裝負載敏感優先閥。張華[8]、夏鼎寬[9]采用電磁比例換向閥控制液壓系統提高可靠性。Lieberberg[10]、Akkaya[11]、陳寶瑞[12]采用PID控制和模糊控制并對液壓系統進行仿真分析，發現PID控制算法和模糊控制算法能滿足控制性能要求。袁全春[13]、扈凱[14]采用AMESim軟件分別對果園施肥機、高地隙噴霧機、氣力式直播機液壓系統進行建模與仿真分析。周倩倩[15]、任文濤[16]、吳曉鵬[17]、陳文良[18]對噴霧機、插秧機、拖拉機液壓系統自動轉向行走和防滑控制進行了研究。

本文建立一種雙泵雙伺服閥控液壓馬達行駛系統，引入雙泵供油降低油路干擾，采用比例伺服控制精準調整驅動輪轉速，采用編碼器實現PID控制單通道轉向和交叉耦合雙通道保證直線行駛穩定。通過AMESim軟件仿真和液壓驅動系統試驗臺模擬來驗證行駛系統設計的可行性。

1 作業車液壓行駛系統設計

1.1 作業車液壓系統設計

液壓系統主要用于實現行走執行機構直線運行與轉彎，其次為作業執行機構提供動力，如圖1所示。

液壓系統采用三聯泵供油，油泵與控制閥體總成之間采用獨立電磁溢流閥，驅動系統兩側油馬達經獨立控制閥組在控制電路下完成交叉耦合驅動行駛，作業執行系統采用雙路電磁閥體控制，系統可根據作業需要選擇控制方式。

圖1 液壓系統原理圖

電磁溢流閥采用常開結構，在保證作業需求狀態下可完成卸荷需求，同時降低設備啟動要求。驅動控制系統中采用比例伺服閥，比例伺服閥配有三通補償器用于穩定比例伺服閥進、出口油壓差，以便控制油路流量穩定性。

1.2 作業車液壓行駛系統主要元器件計算選型

1.2.1 液壓泵選型

通過計算得出液壓泵輸出總流量，選用CBNSL-E310/310-E306-AFHL三聯齒輪泵，前雙泵獨立供油、后泵單獨供油作業執行機構。其參數如表1所示。

表1 CBNSL-E310/310-E306-AFHL齒輪泵技術參數Tab. 1 CBNSL-E310/310-E306-AFHL gearpump technical parameters

1.2.2 發動機選型

發動機動力與尺寸參數如表2所示。

表2 發動機參數Tab. 2 Engine parameters

考慮前雙泵并聯，齒輪泵排量取值為20 mL/r，計算得發動機功率PF為8.4 kW。考慮動力余量以及不能達到最佳轉速，選用百利通Vanguard雙缸21HP發動機。采用一級皮帶傳動用于緩沖氣動瞬時阻力同時降低輸出轉速。

1.2.3 電液比例伺服閥選型

選用SGDH-G05-TE32-L7/6/V/E-80比例伺服閥，其采用直動式帶閥套結構，閥芯在運行過程中可根據輸入信號進行無壓力補償條件下的流量控制。控制時對其集成放大器輸入-10～+10 V電壓信號，可使伺服閥的閥芯線性位移移動。其性能參數如表3所示。

表3 SGDH-G05-TE32-L7/6/V/E-80伺服閥參數表Tab. 3 SGDH-G05-TE32-L7/6/V/E-80 servovalve parameter table

1.3 作業車液壓行駛系統建模

針對田間道路行駛，綜合考慮選用支重輪履帶行走機構。作業車機架采用分層布置，上下兩層均采用復合梁結構設計，兩側機架通過過渡桿件連接，輪距調整采用平行四邊形結構，如圖2所示。

圖2 履帶式玉米田間作業車模型

發動機、液壓油箱、泵站與電磁溢流閥布置于一側履帶正上方，另一側履帶布置比例伺服閥組總成、作業閥組總成、電源以及控制系統，電控系統布置于作業車前端。

2 液壓系統仿真

田間作業行駛時工況較為復雜，通常兩側履帶行駛阻力有所不同，采用雙泵供油可實現兩側工作壓力互不干涉。使用單泵供油和同步閥控制時，由于設備質心同幾何中心不重合引起作業車分布履帶上的驅動阻力有差異，液壓系統仿真主要研究不同行駛阻力作用下單、雙泵兩種供油方式對系統運行穩定性影響。

2.1 液壓仿真模型

2.1.1 控制系統原理與模型搭建

液壓控制模型圖如圖3所示。

(a) 雙泵供油直線運行仿真模型圖

(b) 單泵供油直線運行仿真模型

(c) 雙泵供油轉向行駛仿真模型圖

(d) 單泵供油轉向行駛仿真模型

分別采用雙泵雙馬達獨立供油和單泵雙馬達供油的方式，調用AMEsim標準液壓元件庫中相應模型對原理圖進行仿真建模，在AMEsim中選用帶摩擦力的HL001和HL003模型替代實際工況下油管，液壓仿真模型如圖4所示。

圖4 仿真用液壓原理圖

2.1.2 參數設置

據田間作業機各工況下最大輸出扭矩轉速，計算液壓馬達排量和泵站壓力，設置仿真參數如表4所示。

表4 仿真參數Tab. 4 Simulation parameters

2.2 直線行駛作業驅動馬達同步性仿真

通過模型對負載恒定時變速、單側負載變化時定速、單側負載變化時變速三種情況下直線行駛性能進行模擬仿真，結果如圖5所示。

設置仿真轉速為87 r/min，變速為70～87 r/min，設定負載變化均發生在左側馬達，取值85 N·m，持續時間2～4 s，采樣頻率4 Hz。圖5(a)、圖5(b)為負載恒定變速情況下在交叉耦合控制下雙泵供油、單泵供油情況下馬達轉速變化，從圖中可看出雙泵供油、單泵供油在負載恒定變速情況下曲線變化基本一致，轉速均在期望波動范圍內變化，單泵同步誤差最大2.6%，雙泵最大同步誤差2.2%。圖5(c)、圖5(d)為單側負載變化定速情況下在交叉耦合控制下雙泵供油、單泵供油情況下馬達轉速變化，從圖中可看出雙泵供油系統一側遇到沖擊性負載時，受負載變化影響側出現波動，最大同步誤差為8%，另一側馬達轉速變化不明顯，在單泵供油狀態下另一側負載無變化馬達轉速受到一定影響，最大同步誤差為16.8%；圖5(e)、圖5(f)為單側負載變化變速情況下在交叉耦合控制下雙泵供油、單泵供油情況下馬達轉速變化，從圖中可看出在變速過程中一側油泵負載發生變化時采用雙泵供油方案同步變化在設定期望轉速附近，最大同步誤差為14.3%，但是采用單泵供油方案轉速偏離設定期望曲線，最大同步誤差為37.76%。仿真結果顯示采用雙泵雙馬達系統穩定性優于單泵雙馬達。

2.3 轉向狀態下液壓馬達工作狀態仿真

對雙泵雙馬達轉彎情況與單泵雙馬達轉彎情況進行模擬仿真結果如圖6所示。

(a) 負載恒定變速雙泵仿真圖 (b) 負載恒定變速單泵仿真圖 (c) 單側負載變化定速雙泵仿真圖

(d) 單側負載變化定速單泵仿真圖 (e) 單側負載變化變速雙泵仿真圖 (f) 單側負載變化變速單泵仿真圖

(a) 轉彎狀態負載恒定雙泵仿真圖 (b) 轉彎狀態負載恒定單泵仿真圖

仿真設置轉向右側轉速75 r/min，左側轉速40 r/min，原始負載45 N·m，設定負載變化均發生在左側馬達，取值30 N·m，持續時間4～7 s，采樣頻率100 Hz。圖6(a)、圖6(b)為轉彎狀態負載恒定在單通道系統雙泵供油、單泵供油情況下控制馬達轉速仿真圖，從圖中可看出雙泵供油、單泵供油在轉彎狀態負載恒定時轉速曲線變化基本一致，均在期望轉速波動范圍，雙泵供油0.5 s達到設定值，且轉速變化平穩波動小，單泵供油需要2 s達到設定值且轉速波動很大。圖6(c)、圖6(d)為轉彎狀態負載變化在單通道系統雙泵供油、單泵供油情況下控制馬達轉速仿真圖，從圖中可看出雙泵、單泵供油在此狀況下曲線變化基本一致，轉速均在期望轉速波動范圍內，但是在受到沖擊性負載時雙泵供油能很快恢復到期望轉速且變化較小，單泵供油波動較大。仿真結果顯示采用雙泵雙馬達轉向性能優于單泵供油。

3 液壓系統試驗臺試驗

3.1 液壓行駛系統試驗臺架搭建

參照圖3液壓原理圖，為使試驗更加接近真實情況，選取精工SKISIA磁粉制動器作為驅動負載源，根據扭矩選定型號為PB-5，制動器通過聯軸器同BM系列擺線馬達連接，通過控制器改變磁粉制動器力矩大小，系統選用歐姆龍E6B2-CWZ6C1500P/R編碼器、EC-PB20壓力傳感器檢測相關參數，試驗臺架采用變頻電機驅動力士樂R979系列定量泵。試驗臺架有控制閥組、泵組、帶有磁粉制動器馬達、編碼器、控制板、控制電源、PC檢測主機。

3.2 試驗步驟與方法

3.2.1 PID閉環控制效果驗證

為驗證轉向行駛情況，啟動雙泵雙閥控馬達系統試驗臺，將一組伺服閥給定信號，另一組不做控制，調節伺服閥開度，使得系統中只有一側馬達運轉，進而驗證單通道閥控在常規PID控制下運轉情況。單通道系統運行穩定后，通過控制信號模擬減速運行，通過控制器控制磁粉制動器為單通道馬達施加制動力用于模擬實際運行負載工況，記錄馬達轉動數據，通過數據處理分析得出對應工作曲線。

3.2.2 交叉耦合PID閉環控制效果驗證

為驗證直線行駛情況，啟動雙泵雙閥控馬達系統試驗臺，通過控制磁粉制動器為馬達添加負載，對兩組通道同時給定信號，使得在兩組通道控制下馬達轉速相等。通過交叉耦合PID控制，記錄在此控制下兩組通道閥控馬達轉速情況，進行數據分析得到對應工作曲線。

3.3 試驗結果分析

對系統進行調整，對試驗臺測試輸入階躍信號分別測試單通道馬達控制與雙通道交叉耦合馬達同步控制，通過對轉速數據進行提取。試驗中，設定編碼器采集信號精度為1 r/min，采樣頻率為2 Hz，在轉速穩定狀態下取值。單通道閥控馬達控制進行階躍試驗時，設置液壓馬達轉速為50～100 r/min，通過磁粉制動器模擬20 N·m瞬時阻力，結果如圖7所示。由圖7可知，單通道期望參數控制下實際參數與試驗曲線變化趨勢基本一致，測得馬達轉速同期望參數變化不大，穩定調節時間為1.4 s，馬達轉速穩態誤差為±7 r/min。

圖7 單通道PID控制馬達轉速圖

雙通道閥控馬達進行交叉耦合控制驗證馬達同步性時，設定馬達期望轉速為100 r/min，磁粉制動器對雙通道馬達添加模擬負載10 N·m，在交叉耦合控制下收集整理數據。由圖8可知，雙通道采用交叉耦合PID控制時，系統同步誤差為3.06%，系統變化趨勢穩定，在交叉耦合下兩組馬達變化趨勢相同，轉速誤差較小。

圖8 雙通道交叉耦合控制馬達轉速圖

4 結論

1) 提出一種雙泵雙伺服閥控制的液壓行駛系統，利用AMESim軟件對單、雙泵兩種供油形式下的馬達同步性進行仿真。根據仿真結果，建立了液壓驅動系統仿真試驗臺，模擬實際工況PID控制下的單通道轉向和雙通道交叉耦合直線行駛性能來驗證液壓行駛系統設計的合理性。

2) 仿真分析了單、雙泵供油在直線行駛以及轉彎時，雙通道馬達受到不同阻力及不同轉速變化下的同步誤差。結果表明，負載恒定變速直線行駛時，單、雙泵供油馬達轉速最大同步誤差分別為2.6%、2.2%；單側負載變化定速行駛時，單、雙泵供油馬達轉速最大同步誤差分別為16.8%、8%；單側負載變化變速行駛時，單、雙泵供油馬達轉速最大同步誤差分別為37.76%、14.3%；負載恒定轉彎行駛時，單泵供油馬達轉速達到設定值較慢，且波動很大，說明雙泵供油設計馬達轉速同步誤差更小，平穩性更好。

3) 通過液壓驅動系統試驗臺，模擬實際工況下PID控制單通道轉向和交叉耦合雙通道直線行駛。試驗結果表明，單通道轉彎時馬達轉速同期望值變化不大；雙通道控制直線行駛時，兩組馬達速度變化趨勢相同，系統同步誤差為3.06%，驗證了雙泵雙伺服閥控制田間作業車的行駛性能是可行的。