前橋擺轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向式液壓四驅(qū)底盤的轉(zhuǎn)向控制研究

吳　鋼，李志偉，劉皞春，張　靜，周士琳，王　濤

(華南農(nóng)業(yè)大學 工程學院，廣州　510642)

0　引言

華南農(nóng)業(yè)大學工程學院研制的前橋擺轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向式液壓四驅(qū)底盤[1-3]，轉(zhuǎn)向是通過利用換向閥切斷轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)馬達供油，使得轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)輪子停止不轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)向外側(cè)輪子繼續(xù)轉(zhuǎn)動，從而帶動前橋的擺轉(zhuǎn)實現(xiàn)轉(zhuǎn)向。該底盤具有轉(zhuǎn)向靈活、轉(zhuǎn)向半徑小等優(yōu)點，但其在高速行駛時(≥15km/h)存在轉(zhuǎn)向不平順、最小控制轉(zhuǎn)向角度較大的問題[4]。本文提出采用行走輪驅(qū)動馬達的背壓變化使驅(qū)動輪減速的方式，控制其高速行駛時的轉(zhuǎn)向。同時，設計出液壓控制系統(tǒng)，并對樣機進行轉(zhuǎn)向性能試驗，研究提高前橋擺轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向式液壓四驅(qū)底盤在行走過程中的平順性。

1　轉(zhuǎn)向控制系統(tǒng)設計

前橋擺轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向方式是通過其轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)輪子停止轉(zhuǎn)動、轉(zhuǎn)向外側(cè)輪子繼續(xù)轉(zhuǎn)動，繼而帶動前橋的擺轉(zhuǎn)實現(xiàn)轉(zhuǎn)向。在高速轉(zhuǎn)向時，換向閥切斷轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)馬達供油，轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)流量為零，輪子停止轉(zhuǎn)向；轉(zhuǎn)向外側(cè)流量突然增加，輪子轉(zhuǎn)速加快。底盤在連續(xù)轉(zhuǎn)向時，由于馬達流量的變化迅速，產(chǎn)生較強的液壓沖擊，轉(zhuǎn)向擺動較大，不利于底盤的平順性和穩(wěn)定性，因此需要對前橋擺轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向加以改進。

筆者在原有的前橋擺轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)向方式基礎上，在前輪液壓轉(zhuǎn)向的回路兩側(cè)分別加裝一個溢流閥，利用行走輪驅(qū)動馬達的背壓變化來減速驅(qū)動輪實現(xiàn)前進時的轉(zhuǎn)向，其液壓轉(zhuǎn)向原理如圖1所示。

在直線行駛時，閥6的閥芯位于右位，閥9的閥芯和閥5的閥芯均位于左位。當?shù)妆P在運輸或者路面高速行駛時，利用溢流閥來控制前橋的微轉(zhuǎn)向。前橋需要向左側(cè)微轉(zhuǎn)向時，向溢流閥2施加壓力，此時左側(cè)回路的液壓馬達流量會隨著壓力的增大而減小，左側(cè)的車輪轉(zhuǎn)速也會降低；底盤由于慣性力，在施加溢流閥壓力的瞬間前橋轉(zhuǎn)向軸的速度不變，慣性力帶動右側(cè)車輪繼續(xù)轉(zhuǎn)動，左側(cè)液壓馬達減小的流量流向右側(cè)液壓馬達，底盤在前橋的帶動下向左側(cè)微轉(zhuǎn)向。同理，向右側(cè)微轉(zhuǎn)向也是如此。后輪轉(zhuǎn)向控制是由于底盤的4個液壓馬達并聯(lián)，前輪轉(zhuǎn)向的馬達流量變化使得與轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)同側(cè)的液壓馬達流量也減小、與轉(zhuǎn)向外側(cè)同側(cè)的液壓馬達流量也增加而導致的轉(zhuǎn)向。

當?shù)妆P需要在田間轉(zhuǎn)向或者大角度轉(zhuǎn)向時，其前進和后退的轉(zhuǎn)向方式是切斷轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)供油，保持轉(zhuǎn)向外側(cè)供油的轉(zhuǎn)向方式[5]。

2　液壓轉(zhuǎn)向控制系統(tǒng)的仿真研究

2.1　仿真模型的建立

利用AMESim軟件對前輪加裝溢流閥，利用行走輪驅(qū)動馬達的背壓變化來減速驅(qū)動輪實現(xiàn)前進時的轉(zhuǎn)向原理進行仿真，驗證背壓控制前橋轉(zhuǎn)向的可行性。

根據(jù)計算所求的數(shù)據(jù)，利用AMESim軟件[6]建立液壓仿真模型，仿真原理圖如圖2所示。

圖2　液壓轉(zhuǎn)向控制系統(tǒng)仿真模型

2.2　仿真模型參數(shù)數(shù)據(jù)的計算

2.2.1底盤行走阻力

底盤在平路行駛過程中主要受到車輪與地面之間的滾動摩擦力和空氣阻力。由于底盤行駛速度較低，因此空氣阻力可以忽略不計[7]。水泥路面滾動阻力系數(shù)取0.02，整機質(zhì)量500kg，則行走阻力為

Ff=f·G=0.02×500×9.8=98N

2.2.2驅(qū)動液壓馬達的參數(shù)

液壓馬達最大啟動扭矩為底盤在斜坡上的啟動扭矩，底盤在正常啟動和行駛時牽引力主要是克服滾動阻力和重力的分力。爬坡能力為20%時，坡度角度為11.3°，代入數(shù)據(jù)求得牽引力和扭矩為

F牽=Ftmax=f·G+GX=1056N

Mmmax=Ftmax·r=1056×0.4=442.4N·m

液壓馬達的最大排量為

式中Mmmax—液壓馬達最大負載扭矩(N·m)；

Δp—馬達進出口壓差，取Δp=10MPa；

ηm—液壓馬達機械效率，取ηm=0.9。

代入上式，求得最大排量為286.65mL/r。

根據(jù)設計要求，底盤的最高行駛速度應為20km/h，則最大行駛速度時液壓馬達流量為

式中nmmax—最大排量時馬達的轉(zhuǎn)速(r/min)；

ηmv—液壓馬達容積效率，取ηmv=0.95。

代入數(shù)據(jù)，求得流量為41.16L/min。

2.2.3液壓泵的參數(shù)

液壓泵的最大工作壓力取決于液壓馬達的最大工作壓力。其最大工作壓力滿足公式要求，即

pp≥(Δpm+∑Δps)

式中PP—液壓泵的工作壓力(MPa)；

ΔPm—液壓馬達的最大工作壓力(MPa)；

∑ΔPs—系統(tǒng)油管的總損失壓力，取∑ΔPs=2MPa。

液壓泵的最大流量qpmax由液壓馬達的最大流量決定，因此有

qpmax=K·qmmax

式中K—系統(tǒng)泄露系數(shù)，取K=1.1。

由于采用雙聯(lián)泵，PTO在不作業(yè)時可以輸出動力，因此在最大行駛速度時采用雙泵兩驅(qū)模式。代入數(shù)據(jù)，求得液壓泵流量為45.27L/min。

液壓泵的排量為

其中，np為液壓泵的額定轉(zhuǎn)速。本文初選CBG系定量齒輪泵，其額定轉(zhuǎn)速為2 000r/min；ηpv為液壓泵的容積效率，取ηpv=0.91。

將數(shù)據(jù)代入，求得排量為24.88mL/r。

2.3　仿真及結果分析

溢流閥的控制信號分為兩段，0～5s設定為0,5～30s設定0～200，采樣周期為0.1s。將以上元件計算參數(shù)代入各個元件模型中，運行AMESim軟件，仿真結果如圖3～圖5所示。

由圖4和圖5可以看出：0～5s，底盤正常行駛，5～10s時前輪左側(cè)液壓馬達的流量從16.71L/min慢慢減為0，前輪右側(cè)馬達的流量從16.7L/min開始上升為21.72Lmin；同時，前輪左側(cè)馬達的轉(zhuǎn)速從53.68r/min慢慢減為0，前輪右側(cè)馬達的轉(zhuǎn)速從53.68r/min上升為69.88r/min，底盤兩前輪形成速度差，底盤向轉(zhuǎn)速低一側(cè)轉(zhuǎn)向。仿真試驗結果表明：背壓減速驅(qū)動輪控制底盤轉(zhuǎn)向方案可行，隨著背壓的越來越大，轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)的液壓馬達轉(zhuǎn)速越來越低，轉(zhuǎn)向外側(cè)的馬達轉(zhuǎn)速越來越高，底盤的轉(zhuǎn)向半徑也越來越小。

圖3　背壓隨時間的變化

圖4　背壓對驅(qū)動輪液壓馬達流量的影響

圖5　背壓對驅(qū)動輪轉(zhuǎn)速的影響

3　底盤轉(zhuǎn)向性能試驗

3.1　試驗目的

為了驗證利用行走輪驅(qū)動馬達的背壓變化來減速驅(qū)動輪實現(xiàn)最小轉(zhuǎn)向角度控制的轉(zhuǎn)向方式的可行性，對樣機進行了現(xiàn)場轉(zhuǎn)向性能試驗。

3.2　試驗設備與方案

1)試驗設備：深圳雷諾CHPM460便攜式液壓測試設備1套，宏基筆記本1臺，軌跡顯示裝置，皮卷尺，樣機。

2)試驗方案：在不同的試驗條件下，測試前輪兩側(cè)馬達的流量、壓力的變化情況，同時測定此情況下底盤轉(zhuǎn)向半徑的大小。具體分以下幾種：單泵兩驅(qū)、單泵四驅(qū)、雙泵兩驅(qū)和雙泵四驅(qū)。測量半徑的具體方法為：在轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)的前輪安裝行走軌跡顯示裝置，當?shù)妆P在不同的條件下以一定的半徑行駛時，啟動行駛軌跡顯示裝置。通過顯示裝置，可以使得底盤在行駛過程中的軌跡顯示在路面，待底盤行走至1圈時，通過皮卷尺測量此情況下底盤轉(zhuǎn)向半徑的大小。通過雷諾測試儀，測出不同情況下前輪兩側(cè)馬達的流量和壓力的變化樣機現(xiàn)場試驗如圖6所示。

圖6　樣機現(xiàn)場試驗圖

3.3　試驗結果及分析

根據(jù)雷諾測得數(shù)據(jù)，試驗結果如圖7～圖9所示。

圖7　背壓1對液壓馬達流量和壓力的影響

由圖7可以看出：底盤從225s時開始啟動，剛啟動時有一定的壓力，在很短的時間內(nèi)，底盤就穩(wěn)定下來；此時，溢流閥施加一定的壓力，取值區(qū)間為225～247s；左前馬達回油路壓力平均值約為1.83MPa，右前馬達回油路壓力平均值為1.89MPa，兩側(cè)回油壓差為0.06MPa。通過實際測量，測得底盤的轉(zhuǎn)向半徑為2.51m。

圖8　背壓2對液壓馬達流量和壓力的影響

由圖8可以看出：底盤從第3s開始啟動，此時對溢流閥施加一定的壓力，取值區(qū)間為3～30s；測得左前馬達回油路壓力平均值約為2.21MPa，右前馬達回油路壓力平均值為2.32MPa，兩側(cè)回油壓差為0.09MPa。通過實際測量，測得底盤的轉(zhuǎn)向半徑為1.99m。

圖9　背壓3對液壓馬達流量和壓力的影響

由圖9可以看出：底盤從第3s開始啟動，此時對溢流閥施加一定的壓力，取值區(qū)間為4～20s；測得左前馬達回油路壓力平均值約為1.75MPa，右前馬達回油路壓力平均值為1.89MPa，兩側(cè)回油壓差為0.14MPa。通過實際測量，測得底盤的轉(zhuǎn)向半徑為0.625m。

為了方便分析，將4種情況的壓力差與轉(zhuǎn)向半徑的變化生成曲線如圖10所示。

由圖10可知：在4種不同背壓情況下，當前輪回油路兩側(cè)壓力差越來越大時，底盤的轉(zhuǎn)向半徑越來越小，同時可以通過溢流閥將壓力差控制為定值，此時底盤可以一定的半徑進行轉(zhuǎn)向，實現(xiàn)底盤的連續(xù)轉(zhuǎn)向；當壓力差較小時，底盤會發(fā)生較小角度的偏轉(zhuǎn)，實現(xiàn)了小角度轉(zhuǎn)向，在高速時可以保證底盤行駛平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向平順。

圖10　前輪液壓馬達兩側(cè)壓差對轉(zhuǎn)向半徑的影響

3.4　討論

通過對AMESim軟件的仿真分析和樣機現(xiàn)場試驗結果對比分析可知，利用行走輪驅(qū)動馬達的背壓變化來減速驅(qū)動輪控制轉(zhuǎn)向可行。底盤行駛過程中，通過向前輪兩側(cè)回油路的溢流閥施加壓力來增加行走輪的背壓，使得轉(zhuǎn)向內(nèi)側(cè)的液壓馬達流量減小，輪子轉(zhuǎn)速減慢，轉(zhuǎn)向外側(cè)的液壓馬達流量增加，輪子轉(zhuǎn)速增加，前橋由于慣性力帶動底盤向內(nèi)側(cè)轉(zhuǎn)向。

4　結論

對試驗樣機進行了仿真分析和現(xiàn)場試驗，結果表明：通過控制背壓大小，底盤會以不同的半徑進行轉(zhuǎn)向；背壓越大，轉(zhuǎn)向半徑越小，且由背壓導致的兩側(cè)回油壓差范圍在0～0.5MPa之間，轉(zhuǎn)向半徑由無限大到原地轉(zhuǎn)向。通過手動施加溢流閥壓力，調(diào)整背壓大小，可以實現(xiàn)底盤平順在高速行駛時平順轉(zhuǎn)向，也可以控制底盤轉(zhuǎn)向半徑的大小。