履帶式拖拉機底盤控制系統的設計及優化

熊左橋

(鶴壁汽車工程職業學院,河南 鶴壁 458030)

0 引言

拖拉機是我國農業機械裝備的重要組成部分之一[1-3],自動化及智能化是評價農業機械化水平的重要標準,加快我國農業機械化整體水平的提升是促進我國農業現代化進程的重要保證條件之一[4]。

隨著自動控制技術和導航技術的快速發展,農業裝備的自動化和智能化水平也在不斷提高。自動轉向技術是實現農業機械自動導航所需的關鍵技術[5-6]。20世紀末期,國內外就開始對拖拉機底盤控制系統開展相關研究與試驗。日本最早開始研究底盤集成控制技術并在日產車上開始應用,優化了車輛駕駛性能[7-9]。后期,美國及德國也開始相關汽車底盤控制系統的研究與應用。研究結果均表明,車輛地盤控制系統可以顯著提高車輛的操作穩定性[10-11]。21世紀以來,我國也開始逐步開展車輛底盤控制系統的研究。劉顯貴等設計了一種基于CAN總線的汽車底盤集成控制系統,實現了車輛底盤的分層控制,并針對車輛底盤的制動控制及轉向控制系統進行理論分析,結果表明:該系統可以顯著提高車輛的制動穩定性及車輛轉向的輕便性[12-13]。盧少波、余卓平等相關學者也相繼對車輛底盤控制系統進行了試驗研究[14]。

隨著相關技術在農業機械中的應用與發展,有關人員開始了對拖拉機底盤控制系統的相關研究。羅紹新等研制了一種拖拉機底盤液壓轉向系統,可以實現拖拉機在不同工況下的動力控制。趙建東等對東方紅SG-250拖拉機的油路控制系統進行設計與分析,實現了對拖拉機轉向角的精準控制[15]。黎永鍵等采用雙閉環控制方法對東方紅X804型拖拉機地盤液壓轉向系統進行控制,用于提高拖拉機電控轉向系統的控制精度[16]。王濤、樊桂菊、李艷等對拖拉機車身姿態調平控制系統進行研究,利用神經網絡控制方法及PID控制算法實現對拖拉機調平系統的控制,保證了拖拉機底盤的穩定性與調節精度[17-19]。

通過國內外相關研究可知,目前車輛底盤控制集成技術在車輛中應用較為成熟,在拖拉機底盤控制中應用較少,還處于初步研究階段;另一方面,拖拉機工作和環境較為復雜,相關系統較多且互相獨立控制。在此,針對拖拉機實際應用情況設計了一種適合拖拉機底盤控制系統的方案。

1 履帶式拖拉機底盤控制系統整體設計

1.1 系統研究目標

以履帶式拖拉機為研究對象,根據履帶式拖拉機的工作環境、結構特點及性能要求,明確拖拉機地盤控制系統的整體方案;然后,完成拖拉機底盤控制系統硬件的選型及軟件控制系統的設計;最后,進行履帶式拖拉機地盤控制系統的性能測試。系統開發及設計的具體目標如下:

1)拖拉機底盤自動轉向系統滿足拖拉機在田間作業的穩定性要求;

2)整個系統采用電控液壓轉動方式,操作簡單,可以實現拖拉機底盤控制系統的智能控制與調節,且各個系統響應迅速,能夠及時執行相關命令;

3)驅動系統采用液壓驅動裝置,以實現無級變速與自動控制。

1.2 整體設計方案

本研究采用CAN總線控制系統,具有結構簡單、性能可靠及通信實時性強等特點,滿足拖拉機結構復雜且需要獨立控制的需求,可以保證拖拉機在復雜的農業生產環境中數據傳輸的穩定性,實現不同子系統之間的通信?？刂屏鞒谭譃樯舷聝蓪?具體控制流程圖如圖1所示。

圖1 履帶式拖拉機地盤控制系統示意圖Fig.1 Crawler tractor ground control system diagram

2 履帶式拖拉機底盤控制系統的設計

2.1 系統硬件系統的設計

依據履帶式拖拉機底盤控制系統的硬件設計方案(見圖2),實現對拖拉機底盤轉向系統、制動系統、調平裝置及速度控制的設計與選型。

圖2 履帶式拖拉機底盤硬件設計系統Fig.2 Crawler tractor chassis hardware design system

2.2 轉向系統的設計

轉向傳動系統主要由一個轉向液壓缸、兩個連桿、兩個轉向臂和1個前橋組成。轉向液壓缸的油缸固定在前橋上,液壓缸活塞桿頭的一端通過銷軸與連桿鉸接,連桿的另一端與轉向臂鉸接。拖拉機直線行駛時,液壓缸活塞桿靜止,轉向傳動機構對稱;轉向時,液壓缸接收來自轉向液壓系統的液壓油,并推動活塞桿線性移動,連桿推動轉向臂方向盤以部分圓周移動。在理想狀態下,拖拉機轉彎時應滿足阿克曼轉向原則。在此,以車輪右轉為例(見圖3),根據阿克曼轉向原理,可知外輪和內輪之間存在理想的角度關系,即

圖3 阿克曼轉向原理示意圖Fig.3 Schematic diagram of Ackermann steering principle

(1)

(2)

式中βO—外側車輪的理想轉向角(°);

L—軸距(mm);

W—左右垂直軸的中心線與地面交點之間的距離(mm);

α、β—分別為內側車輪和外側車輪的轉向角(°)。

在本研究中,L=2000 mm,W=1000 mm,內側車輪的最大轉向角αmax=30°。

車輛轉彎時轉向傳動機構的變化,如圖4所示。

圖4 阿克曼轉向原理示意圖Fig.4 Schematic diagram of Ackermann steering principle

以車輪右轉為例,實線表示車輛未轉彎時的狀態,虛線表示轉彎后的狀態。

根據圖4所示的幾何關系,方程(3)～(5)可推導為

m=

(3)

(4)

(5)

式中a—前軸左右轉向軸之間的距離(mm);

b—轉向軸到轉向臂孔中心的距離(mm);

h—轉向液壓缸中心軸與前軸兩個轉向心軸之間的垂直距離(mm);

l—轉向油缸活塞桿左右孔之間的距離(mm);

m—連桿兩側孔中心之間的距離(mm);

s—轉向油缸活塞桿的移動距離(mm);

γ—不轉向時轉向臂和前軸之間的角度(°)。

本研究中,a=1000mm,b=220mm,h=140mm,γ=120°。δ為外側車輪的轉向角誤差,計算公式為

δ=βo-β

(6)

上述分析表明:當內輪α的轉向角已知時,轉向傳動機構中只有1個未知量l,通過對轉向機構參數的優化,找到了最優l,使轉向過程中內外輪轉向角的變化更符合阿克曼轉向原理。本文采用的優化方法是最小二乘法,通過求解10個內輪轉向角δ的最小二乘和來尋求l的最佳值。目標函數和約束條件為

(7)

將該目標函數和約束條件輸入到式(6)中,表明最優l=925mm,如表1所示。

表1 內側和外側車輪的轉向角Table 1 Steering angle of inner and outer wheels (°)

履帶式拖拉機轉向系統主要由液壓泵、ECU、三位四通比例方向閥、雙活塞桿雙作用液壓缸等組成。液壓泵是該系統的動力元件(見圖5),為液壓轉向系統提供液壓油;ECU是該系統的控制元件,可根據特定的控制算法計算指令信號和反饋信號,并輸出電子控制信號;三位四通比例方向閥是該系統的液壓放大元件,將ECU發送的電信號轉換為滑閥的機械位移信號,并將機械位移信號放大為大功率液壓信號;雙活塞桿雙作用液壓缸是該系統的執行元件,驅動活塞桿移動以完成轉向動作。

圖5 拖拉機底盤轉向系統控制原理圖Fig.5 Tractor chassis steering system control schematic

3 活塞桿位移/速度控制系統的設計

當車輛以低速轉動時,車輪應快速轉動,即轉向油缸的活塞桿應快速移動,以盡快完成轉向過程。在高速行駛時,車輪應緩慢轉動,即轉向油缸活塞桿的移動速度應緩慢,以防發生事故。因此,設計的控制系統考慮了兩個方面:①轉向過程完成后對車輪轉向角的控制,即轉向油缸活塞桿位移的控制;②在轉向過程中控制車輪轉向角速度,即控制轉向油缸活塞桿的移動速度。

本文提出的活塞桿位移和速度聯合控制策略如圖6所示。轉向時,將指令活塞桿位移信號與實際反饋位移信號進行比較。在轉向過程的前期和中期,預期的活塞桿速度來自與車速相關的初始活塞桿速度計算模型;當實際反饋位移信號到達指令活塞桿位移信號附近時(即在整個轉向過程的后半部分),原始速度信號被輸入速度衰減模型,系統將根據特定規則繼續衰減,直到反饋位移信號等于指令活塞信號,活塞桿停止移動,轉向過程完成。

圖6 活塞桿位移/速度的復合控制系統原理圖Fig.6 Schematic diagram of the composite control system of piston rod displacement/velocity

4 控制系統仿真分析

4.1 仿真模型的構建

根據轉向傳動機構的優化結果和制定的活塞桿位移/速度聯合控制策略,在AMESim軟件中建立了仿真模型,如圖7、表2所示。

表2 仿真中關鍵部件的參數Table 2 Parameters of key components in the simulation

圖7 AMESim仿真模型Fig.7 AMESim simulation model

4.2 原地轉向時活塞桿位移/速度的分析

圖8為空載車輛原位轉向時轉向液壓缸活塞桿從最左側位置移動到最右側位置的位移和速度時變曲線。由圖8可以看出:當轉向液壓缸活塞桿從最左側位置移動到最右側位置時,實際活塞桿位移和速度變化曲線與理想變化曲線相似。根據控制策略,當車輛在原地轉向時,轉向過程中前后活塞桿的理想移動速度為50 mm/s。仿真結果表明:實際移動速度為50.29mm/s,活塞桿移動的實時速度為75.03mm,比理想時間長0.36s;最大位移誤差為0.630mm,最大速度誤差為-3.146 mm/s。因此,所開發的控制策略可以完成液壓缸活塞桿位移和速度的聯合控制。

圖8 原地轉向時活塞桿位移和速度的時變曲線Fig.8 Time-varying curves of piston rod displacement and velocity during in-situl

4.3 不同載荷下轉向時活塞桿位移/速度的分析

不同載荷下轉向時活塞桿位移和速度的時變曲線如圖9所示。由圖9可知:當車速為15km/h時,在空載和滿載條件下,轉向阻力為873 N;在空載時,轉向阻力為1122 N;轉向液壓缸活塞的位移和速度的時間變化曲線為 轉向液壓缸活塞桿的位移和速度的時間變化曲線從中性位置移動到最右邊的位置。當車輛速度相同時,車輛負載的差異對活塞桿的影響很小,車輛負載的差異只會對活塞桿的位移和速度變化產生很小的影響。例如,當車輛轉向速度為15km/h時,活塞桿在轉向過程中的理想移動速度為30mm/s。仿真結果顯示,實際移動速度為29.9mm/s,空載時為29.3mm/s,滿載時的轉向過程比空載轉向過程長0.1s。因此,轉向負荷的變化對所設計轉向系統幾乎沒有影響。

圖9 不同載荷下轉向時活塞桿位移和速度的時變曲線Fig.9 Time-varying curves of piston rod displacement and velocity during steering under different loads

4.4 不同車速下轉向時活塞桿位移/速度的分析

當拖拉機行駛速度為0、6、12、18、24、30km/h時,轉向液壓缸活塞桿從空擋位置到最右側位置的位移和速度的時變曲線如圖10所示。由圖10可知:在不同車速下轉向時,轉向過程前部和中部的活塞桿速度遵循預期的活塞桿速度。根據控制策略,當車輛以0、6、12、18、24、30km/h的速度轉彎時,轉向過程中前部和中部活塞桿的理想移動速度分別為50、42、34、26、18、10mm/s。仿真結果表明,實際移動速度為50.3、42.1、34.0、25.9、17.8、10.1mm/s。因此,設計的拖拉機底盤控制系統可以滿足拖拉機低速快速轉向和高速慢速轉向的設計要求。

圖10 不同車速下轉向時活塞桿位移和速度的時變曲線Fig.10 Time-varying curves of piston rod displacement and velocity during steering at different vehicle speeds

5 結論

1)根據山地履帶拖拉機底盤控制系統的設計要求,通過分析現有底盤控制系統結構的優缺點,結合拖拉機底盤系統需求,確定了山地履帶拖拉機的底盤控制系統結構。為了更好地讓各子系統進行信息互通并減少線束,采用 CAN 總線技術作為通信方式,確定了山地履帶拖拉機底盤控制系統的總體方案。

2)對所設計的農用底盤轉向傳動機構進行了參數優化,并導出了內側車輪轉向角α和外側車輪轉向角β之間的關系。轉向油缸l的活塞桿孔之間的最佳間距值被確定為925mm。

3)為了控制車輪的轉向角和轉向角速度,制定了轉向系統中轉向液壓缸活塞桿位移和速度的復合控制策略。通過建立了AMESim仿真模型,分析了不同載荷和不同車速下的轉向特性。結果表明:所研制的線控轉向系統滿足低速快速轉向和高速慢速轉向的要求。