高地隙自走式噴霧機多輪轉向系統設計與試驗

李 偉 薛 濤 毛恩榮 杜岳峰 李 臻 何雄奎

(1.中國農業大學工學院， 北京 100083； 2.現代農業裝備優化設計北京市重點實驗室， 北京 100083； 3.中國農業大學理學院， 北京 100193)

0 引言

隨著農業生產的機械化和智能化，現代農業逐漸向“高效、低耗、持續”的精細化農業轉型，病蟲害防治作為現代農業生產中極為重要的環節，得到了越來越廣泛的關注[1-3]。大型高地隙自走式噴霧機是一種大型高效植保類農業機械，可以大規模地用于高稈作物播前、苗前土壤處理以及生長中后期的病蟲害防治。其適用范圍廣、工作效率高、噴霧均勻、藥量施用合理、噴藥成本低，是一種理想的大田植保類機械[4-5]。但是由于地隙高、整車質量和體積較大，使其在作業過程中換行、轉場以及小地塊作業過程中轉向困難，或因轉彎半徑過大而導致作物損傷嚴重進而影響其作業效率和作業質量。因此，研究高地隙自走式噴霧機的多輪轉向系統對于提高其作業效率具有重要意義。

國外高地隙自走式噴霧機研究起步較早，液壓轉向技術應用較為廣泛，大多機型都配備了兩輪、四輪液壓轉向系統，且四輪轉向系統的設計、優化及控制方法的研究也較為成熟[6-12]。近年來，國內針對高地隙自走式噴霧機的研究逐步開展，但現有四輪轉向技術大多應用于工程機械[13-18]，針對高地隙噴霧機多輪轉向系統的研究較少，高地隙噴霧機大多停留于配備兩輪轉向系統階段，四輪轉向系統尚處于仿真試驗階段。羅汞偉[19]設計了一種適用于小型高地隙自走式噴霧機的全液壓四輪轉向系統，并進行了仿真和實車試驗研究；竇玲靜[20]設計了一種帶輪距調節的負荷傳感型兩輪轉向液壓系統，并通過實車試驗驗證了其穩定性；張國遠[21]在分析阿克曼轉向原理的基礎上設計了一種適用于農業機械的四輪轉向液壓系統，通過仿真和試驗驗證了系統的轉向性能。

本文在綜合考慮大型高地隙自走式噴霧機作業需求的基礎上，設計一種適用于大型高地隙自走式噴霧機的負載傳感型全液壓轉向系統，可以實現兩輪、四輪轉向的協調配合；同時基于全液壓轉向系統工作原理，建立全液壓轉向系統數學模型和Simulink仿真模型，分析其轉向工作特性；最后，以課題組研發的3WPG-3000型高地隙自走式噴霧機為平臺，搭建多輪轉向系統實車試驗平臺，驗證所設計系統的穩定性和準確性。

1 轉向傳動機構建模

針對高地隙自走式噴霧機復雜的作業特點，設計了一種轉向傳動機構，主要包括轉向液壓缸、轉向臂、空氣彈簧支撐座、立軸、馬達保護殼和輪胎等。假設輪胎為剛性，忽略輪胎的彈性側偏以及車輪定位參數的影響，建立實際轉角關系模型，其轉向傳動機構分析簡圖如圖1所示。

圖1 噴霧機右轉時前輪轉向機構位置Fig.1 Position of front wheel steering mechanism at right turn of sprayer

噴霧機在兩輪或四輪轉向時，由于左、右前輪轉向液壓缸通過有桿腔串聯，若忽略液壓缸泄漏和油液壓縮性，則有

(1)

(2)

式中ls——轉向液壓缸缸筒與噴霧機體連接點與相應轉向柱軸心的距離，m

lsa1——轉向臂長度，m

lxp0——車輛直線行駛時轉向液壓缸缸筒鉸接點與活塞桿鉸接點的距離，m

γs0——車輛直線行駛時轉向液壓缸缸筒鉸接點和活塞桿鉸接點連線OFLOpFL與轉向臂OFLAFL間的夾角，rad

γFL、γFR——左、右前輪相對于車輛直線行駛位置的偏轉角，順時針旋轉為正方向，(°)

2 多功能全液壓轉向系統設計

2.1 液壓系統原理

根據高地隙自走式噴霧機工作環境及其轉向需求設計了一種負載傳感型全液壓轉向系統，其原理圖如圖2所示。

圖2 全液壓轉向系統原理圖Fig.2 Schematic of full hydraulic steering system1.轉向液壓泵 2.轉向系統濾油器 3.負載感應壓力補償流量優先閥 4、6、7.固定節流口 5.單向閥 8.外控順序卸荷閥 9.溢流閥 10.制動系統蓄能器 11.行車低壓報警開關 12.腳踏式制動控制閥 13.行車制動燈開關 14.液壓制動器 15、21.球形梭閥 16、20、28.壓力補償定差減壓閥 17.負載感應閉心式全液壓轉向器 18.左前輪轉向液壓缸 19.右前輪轉向液壓缸 22、27.三位五通負載感應電液比例換向閥 23、26.雙向液控單向閥 24.左后輪轉向液壓缸 25.右后輪轉向液壓缸

所設計的全液壓轉向系統主要由液壓泵、負載感應流量優先控制閥塊、制動控制閥、制動器、轉向盤、負載感應閉心式全液壓轉向器、后輪轉向液壓控制閥塊以及前后輪轉向液壓缸等組成。該油路為負載壓力感應式閉心油路，即全液壓轉向器及各控制閥處于中位或常位時供油口截止，不與回油路相通；轉向時，傳感油路將各轉向液壓缸中的最大負載壓力傳感至液壓泵，使液壓泵的工作壓力隨最大負載壓力的變化而變化；不轉向時，全液壓轉向器及各控制閥處于中位或常位，傳感油路與回油路相通，液壓泵在卸荷壓力下工作。

全液壓轉向系統工作過程為：當噴霧機啟動時，轉向液壓泵輸出的液壓油經濾清器進入負載感應壓力補償流量優先閥、負載感應閉心式全液壓轉向器和制動系統油路。判斷制動系統蓄能器的充液壓力是否低于預設值(即外控順序卸荷閥開啟壓力)，若低于預設壓力，則外控順序卸荷閥關閉，負載感應壓力補償流量優先閥優先對制動系統蓄能器進行充液。若制動系統蓄能器壓力高于預設值，則外控順序卸荷閥打開，負載感應壓力補償流量優先閥優先保證負載感應閉心式全液壓轉向器的需求，其流量由負載感應閉心式全液壓轉向器開度決定。兩輪轉向過程中兩個三位五通負載感應電液比例換向閥處于中位，且兩個雙向液控單向閥鎖死；當噴霧機處于四輪轉向模式時，三位五通負載感應電液比例換向閥打開，兩后輪轉向液壓缸的負載壓力通過球形梭閥、外控順序卸荷閥傳遞到負載感應壓力補償流量優先閥的控制油腔，此時負載感應壓力補償流量優先閥輸出的油液優先保證全液壓轉向器與后輪轉向液壓缸的油液需要。由于采用壓力補償定差減壓閥分別對三位五通負載感應電液比例換向閥的控制油孔進行串聯壓力補償，因此，流入轉向液壓缸的油液流量不受其負載變化的影響。固定節流孔的作用是使負載感應壓力補償流量優先閥、壓力補償定差減壓閥的運動更加平穩。

2.2 液壓系統數學模型的建立

上述液壓系統選用102S-5T型負載感應閉心式全液壓轉向器，主要由計量馬達和隨動轉閥構成，轉向液壓控制系統框圖如圖3所示。

圖3 轉向液壓控制系統框圖Fig.3 Block diagram of hydraulic steering control system

全液壓轉向器控制閥套與控制閥芯配合面各控制油孔和控制油槽相對位置如圖4所示(以右轉為例，按角度展開)，轉向系統液壓油路簡化圖如圖5所示。

圖4 “右轉”位置閥芯和閥套各油孔、油槽連通情況示意圖Fig.4 Schematic of connection of oil holes and oil groove between spool and valve sleeve of right position

圖5 右轉位置轉向油路圖Fig.5 Hydraulic diagram of turn right position

(1)轉向器控制閥壓力-流量特性方程

閥芯相對閥套的轉角范圍(按撥銷處計算)為

θv=θi-θm(-θvmax≤θv≤θvmax)

(3)

其中

θvmax=(θd4-θd3)/2

式中θv——控制閥閥芯相對閥套的轉角，rad

θi——控制閥閥芯轉角，rad

θm——控制閥閥套轉角(計量馬達轉子轉角)，rad

θvmax——控制閥相對閥套最大轉角，rad

D1——控制閥閥芯直徑，取3.2×10-2m

d3——計量馬達輸出軸與控制閥閥套連接銷孔直徑，取6.5×10-3m

d4——控制閥閥芯的馬達輸出軸與控制閥閥套連接銷限位孔孔直徑，取1.1×10-2m

θd3——d3所對應閥套軸心的圓心角，rad

θd4——d4所對應控制閥芯軸心的圓心角，rad

(2)轉向控制閥供油節流口壓力-流量特性方程

轉向控制閥供油節流口壓力-流量特性方程為

(4)

其中

式中qs——供油流量，m3/s

Cd——節流口流量系數，取0.61

ρ——油液密度，取900 kg/m3

Δps——全液壓轉向器供油節流孔壓差，Pa

ps——全液壓轉向器進口壓力，Pa

ps1——計量馬達進排油油道壓力，Pa

A1——控制閥轉向時供油節流口通流截面積，m2

θT11——控制閥閥套供油節流口負開口重疊區對應閥套軸心的圓心角，rad

d1——控制閥閥套供油節流孔直徑，m

L01——控制閥閥芯上對應供油節流口的油槽寬度，m

θd1——控制閥閥套供油節流口對應閥套軸心的圓心角，rad

θL01——控制閥閥芯對應供油節流口對應閥芯軸心的圓心角，rad

控制閥閥套結構如圖6所示，供油節流口面積A1計算式為

(5)

其中

式中θT12——控制閥供油節流口最大開度所對應控制閥閥芯與閥套最大相對轉角，rad

圖6 計量馬達進排油口結構示意圖Fig.6 Schematic of structure of inlet and outlet of metering motor

控制閥轉向時液壓缸進排油節流口流量方程為

(6)

(7)

式中qFL、qFR——轉向液壓缸控制閥進、回油口流量，m3/s

pFL、pFR——轉向液壓缸進、回油腔壓力，Pa

A2——控制閥轉向液壓缸進油節流口通流截面積，m2

A3——控制閥轉向液壓缸排油節流口通流截面積，m2

θT21——控制閥閥套液壓缸進油控制口負開口重疊區對應閥套軸心圓心角，rad

控制閥套上各有2排共12個圓形進油節流孔和排油節流孔，進、排油節流孔相間分布，控制閥中轉向液壓缸進、排油孔通流截面積A2、A3分別為

(8)

(9)

其中

式中d2——控制閥閥套上轉向液壓缸控制口節流孔直徑，m

L02——控制閥閥芯上對應轉向液壓缸控制油口的進油槽寬度，m

θd2——控制閥閥套上轉向液壓缸控制口節流孔直徑所對應的圓心角，rad

θL02——控制閥閥芯上對應轉向液壓缸控制油口的進油槽寬度對應閥芯軸心的圓心角，rad

θT21、θT22——控制閥閥套液壓缸進油控制口最大開度所對應的控制閥閥芯與閥套最大相對轉角，rad

(3)轉向計量馬達流量連續性方程

控制閥至計量馬達兩腔容積較小，故忽略油液壓縮性對流量的影響。且由于計量馬達軸負載很小，兩腔壓力近似相等，故忽略計量馬達內泄漏，可得計量馬達流量與轉角關系方程為

(10)

式中Dm——轉向器計量馬達的排量，m3/r

由液壓油路可得

(11)

(4)后輪轉向控制閥控制油口壓力-流量方程

圖7 三位五通比例換向閥結構示意圖Fig.7 Schematic of structure of three-position five-passage proportional reversing valve

左右后輪轉向控制閥結構尺寸完全相同，均為三位五通比例換向閥，其結構如圖7所示。

假定閥的響應很快，外界負載壓力以及閥芯位移的變化不會影響系統壓力和流量的變化；在采用兩輪轉向時鎖死液壓缸，防止其因三位五通比例閥的泄漏而偏離其直線行駛位置，故不考慮后輪轉向液壓缸進、排油道上的雙向液控單向閥對動態性能的影響，但考慮其所產生的油液壓差的影響。左、右后輪轉向液壓缸控制閥與液壓缸相連的工作油口的流量方程為

(12)

(13)

(14)

(15)

式中qRL1——左后輪轉向液壓缸控制閥流入有桿腔油液流量(流入為正，流出為負)，m3/s

qRL2——左后輪轉向液壓缸控制閥流出無桿腔油液流量(流出為正，流入為負)，m3/s

qRR1——右后輪轉向液壓缸控制閥流入有桿腔油液流量(流入為正，流出為負)，m3/s

qRR2——右后輪轉向液壓缸控制閥流出無桿腔油液流量(流出為正，流入為負)，m3/s

pRL1、pRL2——左后輪轉向液壓缸有桿、無桿腔油液壓力，Pa

pRR1、pRR2——右后輪轉向液壓缸有桿、無桿腔油液壓力，Pa

ΔpsRL、ΔpsRR——左后輪、右后輪轉向液壓缸三位五通比例換向閥的供油口壓差，其值由控制閥進油道上串聯的壓力補償減壓閥設定，ΔpsRL=ΔpsRR=5.5×105Pa

ΔpcRL1、ΔpcRL2——左后輪轉向液壓缸有桿腔、無桿腔油道液控單向閥的壓差，Pa

ΔpcRR1、ΔpcRR2——右后輪轉向液壓缸有桿腔、無桿腔油道液控單向閥的壓差，Pa

xiRL、xiRR——左后輪、右后輪轉向液壓缸三位五通比例換向閥閥芯位移量，m

xim1、xim2——三位五通比例換向閥通向轉向液壓缸進、出口的單側重疊量，m

(5)轉向液壓缸流量連續性方程

高地隙自走式噴霧機前輪轉向液壓系統采用兩個單活塞桿雙作用液壓缸分別驅動左右兩個轉向輪，兩前輪轉向液壓缸有桿腔串聯連接，設無桿腔活塞有效面積為Ap1，有桿腔活塞有效作用面積為Ap2。兩個前輪轉向液壓缸腔的連續性方程分別為

(16)

(17)

左、右前輪轉向液壓缸串聯油腔(即兩個有桿腔串聯油路)的連續性方程分別為

(18)

式中Cit、Cet——全液壓轉向器中兩個轉向液壓缸控制口間以及控制口到回油腔的泄漏系數，m3/(Pa·s)

βe——油液的體積彈性模量，近似取7.0×108Pa

qF——車輛蟹行移動前輪控制油液流量，當車輛采用兩輪或四輪轉向時取0，m3/s

xpFL、xpFR——左、右前輪轉向液壓缸活塞相對于車輛直行位置的位移量，向外伸出為正方向，m

p0——回油壓力，Pa

VFL1、VFL2、VFR1、VFR2——前輪左、右轉向液壓缸無桿、有桿腔的油液體積，m3

后輪轉向液壓缸進、排油道都裝有雙向液控單向閥，所以忽略液壓缸進、排油道在控制閥處的泄漏影響。后輪轉向液壓缸有桿腔和無桿腔的連續性方程為

(19)

(20)

(21)

(22)

式中VRL1、VRL2——左后輪轉向液壓缸無桿、有桿腔的油液體積，m3

VRR1、VRR2——右后輪轉向液壓缸無桿、有桿腔的油液體積，m3

xpRL、xpRR——左、右后輪轉向液壓缸活塞桿相對于車輛直行位置的位移，活塞桿向內縮回方向為正，m

(6)轉向液壓缸活塞力平衡方程

4個車輪轉向液壓缸活塞力位移方程為

(23)

(24)

(25)

(26)

式中mtFL、mtFR、mtRL、mtRR——四輪轉向液壓缸等效質量(包括活塞和活塞桿的質量、轉向機構桿件和導向輪的等效質量)，取mtFL=mtFR=mtRL=mtRR=mt，kg

BpFL、BpFR、BpRL、BpRR——四輪轉向液壓缸等效阻尼系數，取BpFL=BpFR=BpRL=BpRR=Bp，N·s /m

KsFL、KsFR、KsRL、KsRR——四輪轉向液壓缸的等效彈簧剛度，取KsFL=KsFR=KsRL=KsRR=Ks，N/m

FfFL、FfFR、FLFL、FLFR——四輪轉向液壓缸活塞運動的總等效動摩擦力，取FfFL=FfFR=FLFL=FLFR，N

FLFL、FLFR、FLRL、FLRR——四輪轉向液壓缸上的隨機負載力(包括導向輪輪胎阻力以及車輪運動產生的慣性力)，N

Lp——前輪轉向液壓缸的活塞運動行程，m

xpm——轉向液壓缸活塞從車輛直行位置到向外伸出至轉向行程終點的最大位移，m

(7)轉向控制系統數學模型

車輛采用兩輪轉向模式時，取θm、pFL、pFR、pF、θm1、xpFR、xpFL作為狀態變量，根據式(10)、(16)、(17)、(23)、(24)可得噴霧機兩輪轉向液壓系統狀態方程組

(27)

式中Vp10——噴霧機直線行駛時轉向液壓缸無桿腔油液體積，m3

邊界條件：如果θm<θi-θT12,則θm=θi-θT12；θm>θi+θT12,則θm=θi+θT12；如果xpFL<-Lp+xpm，則xpFL=-Lp+xpm；如果xpFL>xpm，則xpFL=xpm；如果xpFL=-Lp+xpm且xpFL1<0或xpFL=xpm且xpFL1>0，則xpFL1=0；如果xpFR<-Lp+xpm，則xpFR=-Lp+xpm；如果xpFR>xpm，則xpFR=xpm；如果xpFR=-Lp+xpm且xpFR1<0或xpFR=xpm且xpFR1>0，則xpFR1=0。

當車輛采用四輪轉向模式時，前輪轉向液壓缸油路與前輪轉向模式相同，同側前后車輪沿同一瞬心以相同轉向半徑行駛，所采用控制方案為通過左、右后輪轉向液壓缸控制系統，使左、右后輪液壓缸位移跟蹤其同側前輪轉向液壓缸活塞位移。

選取pRL1、pRL2、xpRL、xpRL1作為狀態變量，根據式(19)、(20)、(25)、(26)可得四輪轉向模式駕駛時液壓轉向系統的狀態方程組(以左后輪為例)

(28)

式中Vp20——噴霧機直線行駛時轉向液壓缸有桿腔油液體積，m3

邊界條件：如果xpRL<-Lp+xpm，則xpRL=-Lp+xpm；如果xpRL>xpm，則xpRL=xpm；如果xpRL=-Lp+xpm且xpRL1<0或xpRL=xpm且xpRL1>0，則xpRL1=0。

3 多輪轉向控制算法

3.1 轉向系統控制策略

高地隙噴霧機田間作業過程中，當噴霧機處于四輪轉向模式時，后輪對前輪的轉動跟隨性能主要受車速、田間路面等因素的影響。若后輪對前輪轉角的跟隨誤差過大，則會導致輪胎側滑嚴重，磨損加劇；此外，轉向誤差過大會使得前后輪轉向半徑不同，導致施藥作業過程中的重噴漏噴，影響作業質量，同時轉向過程中可能會對作物造成損害，因此需設計合理的轉向系統控制策略。

圖8 車輛左后輪轉向液壓缸控制系統框圖Fig.8 Block diagram of control system for left rear wheel steering hydraulic cylinder of vehicle

所設計的高地隙自走式噴霧機多輪轉向系統采用兩輪、四輪轉向相配合的方式。當噴霧機處于運輸及作業工況下采用兩輪轉向模式時，三位五通比例閥關閉，后輪轉向液壓缸鎖死；當噴霧機處于換行及轉場作業時采用四輪轉向方式，此時控制器通過安裝于前輪轉向油缸上的位移傳感器測量液壓缸活塞桿位移，并以此為輸入控制量，控制后輪轉向閥，使后側輪轉向液壓缸移動相應的位移，從而使得前后輪轉角相同，進而實現噴霧機的四輪轉向控制。以左后輪轉向液壓缸控制系統為例，其控制系統框圖如圖8所示。

3.2 轉向系統控制器設計

PID控制是一種根據系統誤差，利用比例單元(P)、積分單元(I)、微分單元(D)計算得到控制量的控制方法，以其結構簡單、穩定可靠得到了廣泛的應用，其控制規律可表示為

(29)

式中u——控制器輸出電壓，V

kp、ki、kd——比例、積分、微分系數

xt——跟隨誤差

在分析多輪轉向系統控制原理的基礎上，本控制系統選用經典PID控制方法對多輪轉向系統進行控制，即：采用對后輪轉向液壓缸對相應前輪液壓缸位移的跟隨誤差xt進行比例、積分和微分變換，從而得到液壓缸位移控制量的方法，其控制原理圖如圖9所示。

圖9 PID控制器原理圖Fig.9 Schematic of PID controller

4 仿真驗證及分析

基于Matlab/Simulink建立了多輪轉向系統，仿真過程中，設置轉向輪隨機負載為0，分析轉向系統在正弦信號激勵下的響應特性。仿真模型中各參數如表1所示。

表1 系統仿真參數Tab.1 Values of simulation parameters

通過仿真得到噴霧機兩輪轉向以及四輪轉向時的車輪轉角變化圖，如圖10、11所示。

圖10 正弦信號下兩前輪轉角變化曲線Fig.10 Changing curves of front wheel angle with sinusoidal signal

圖11 四輪轉向左后輪轉角隨左前輪轉角變化曲線Fig.11 Changing curves of left rear wheel angle with left front wheel angle during four wheel steering

如圖10所示，當噴霧機進行兩輪轉向時，方向盤激勵信號為正弦信號時，設定內輪轉角最大值為36°時，外輪轉角為25°，由阿克曼轉向理論可知[19]，該變化曲線近似符合阿克曼轉角變化曲線，滿足兩輪轉向要求。

當噴霧機進行四輪轉向時，采用圖8所示的控制策略，采用所設計的PID控制器對后輪轉向液壓缸進行控制。如圖11所示，由于三位五通比例換向閥存在電壓不靈敏區，左后輪轉向液壓缸存在0.04 s的滯后，0.04 s后左后輪開始跟隨左前輪進行轉動，后輪轉角對前輪轉角跟隨過程中最大誤差出現于A點，仿真最大跟隨誤差為2.82°，轉角跟隨誤差均在阿克曼轉向理論允許的3°以內，因此，滿足車輛的四輪轉向要求。

試驗測得，車輛進行四輪轉向時的轉向半徑由兩輪轉向時的6.72 m減小到了5.81 m，轉向半徑減小幅度達13.55%，較明顯地提高了噴霧機的通過性。

5 實車試驗

5.1 實車試驗平臺搭建

為驗證分析所設計的多輪轉向系統的性能，以研發的3WPG-3000型大型高地隙自走式噴霧機為平臺[22-25]，搭建了多功能轉向系統試驗平臺，如圖12所示。

圖12 多功能轉向系統實車測試平臺Fig.12 Performance testing platform for multi-function steering system1.拉線式位移傳感器 2.測控系統(包括控制器、采集卡、計算機、信號發生器和電源) 3.轉向系統試驗平臺 4.轉向液壓缸 5.后輪轉向閥

圖13 轉向系統田間試驗Fig.13 Field test of steering system

選用米朗MPS-XS型拉線式位移傳感器測量轉向液壓缸位移，量程為0～400 mm，輸出信號0～5 V電壓信號，精度為±1.2 mm；選用USB-6341型采集卡，用于采集位移傳感器傳來的電壓信號，采樣頻率為50 Hz。液壓缸位移信號通過NI采集卡實時傳送到PC機中，通過LabVIEW采集界面進行實時位移信號變化曲線的顯示和存儲。

5.2 田間試驗

噴霧機以3 km/h的速度行駛在具有高低起伏的試驗場地，如圖13所示，將噴霧機四輪轉向開關打開，駕駛員開始進行隨機轉向，利用位移傳感器實時采集轉向液壓缸位移變化量，以試驗時間為橫坐標，以液壓缸位移變化量為縱坐標，得到噴霧機四輪轉向系統后輪液壓缸位移對前輪液壓缸位移跟蹤試驗曲線，經式(1)、(2)轉換得到后輪轉角對前輪轉角的跟隨曲線，如圖14所示。

由圖14可知，噴霧機在田間進行轉向過程中，

圖14 轉向系統田間試驗曲線Fig.14 Field test curves of steering system

左后輪轉向液壓缸對左前輪轉向液壓缸的跟隨誤差均保持在0°～3°范圍之內，最大誤差出現于26 s的B點，試驗中最大轉角跟隨誤差為2.60°，滿足四輪轉向過程中的四輪協調轉向要求，通過田間試驗可以證明本文所設計的高地隙自走式噴霧機多輪轉向系統可以滿足噴霧機在小地塊作業過程中進行小半徑轉向需求。

6 結論

(1)在分析高地隙噴霧機轉向需求的基礎上，設計了一種適用于高地隙噴霧機的轉向傳動機構，并建立了轉向傳動機構的數學模型；設計了基于負載傳感的全液壓轉向系統，根據全液壓轉向器、轉向液壓缸的流量連續性、壓力流量特性方程、活塞桿力平衡方程，建立了基于邊界條件的全液壓轉向系統數學模型，該模型可以更加準確地描述轉向系統的工作特性。

(2)在研究多輪轉向系統控制特點的基礎上，提出了噴霧機多輪轉向控制策略以及一種基于PID的控制方法。通過兩輪、四輪轉向系統Matlab/Simulink仿真驗證，結果表明：兩輪轉向系統滿足阿克曼轉向理論，四輪轉向過程中，后輪對前輪轉角的跟隨誤差均小于3°，最大轉角跟隨誤差為2.82°，滿足四輪轉向要求。

(3)田間四輪轉向試驗結果表明：后輪轉向角對相應前輪轉向角的跟隨誤差均小于3°，試驗最大轉角跟隨誤差為2.60°，驗證了所設計液壓系統的實用性及其控制方法的穩定性和準確性。