拖拉機自動導航單因子控制系統設計

姚慶旺，李景彬，張雄楚，溫寶琴

(石河子大學 機械電氣工程學院/新疆生產建設兵團農業機械重點實驗室，新疆 石河子 832000)

0 引言

隨著農業機械不斷的發展，精準農業機械已經成為當今農業的發展趨勢。農機自動導航技術是農業現代化的重要基礎，可以改善提高作業路線直線度，提高土地利用率，增產增收，減少能源消耗和環境污染。

拖拉機自動導航系統可分為位置信息引導系統和信息處理執行系統兩大部分：位置信息采集系統主要有自適應車輛視覺引導、GPS衛星定位引導、激光引導及超聲波引導等[1]；執行系統按照驅動方式可分為液壓驅動、電機驅動及摩擦驅動。

文獻[2]和[3]采用的是液壓轉向系統，該系統雖然可靠性高、精度準確，但結構復雜、拆卸繁瑣、動力消耗大。文獻[4]和[5]采用的是電機帶動方向盤轉動的方式，該結構相對液壓轉向系統簡化了很多，也具有很好的移植性；但是，由于電機具有轉動慣性，在進行轉向動作時，出現角度偏轉超調現象，進而影響了控制精度。文獻[6]和[7]采用摩擦輪驅動方向盤轉動，實現拖拉機自動導航駕駛，其裝置結構簡單，安裝便利，適用于多種拖拉機；但在速度較高時由于摩擦力有限及摩擦具有滑移特性，致使系統的快速性受到了一定的影響。

導航控制系統主要采用自適應與模糊控制及PID控制等多種控制算法[8-12]。上述算法在對拖拉機進行控制的過程中均需上位機不斷檢測當前的車身偏角及位置偏移量，給上位機帶來了巨大的運算量，影響整個控制系統的運算時間，從而降低了控制精度。

為此，提出一種以步進電機提供驅動力、以齒輪傳遞方式保證精準驅動控制的執行機構。在控制方案上，利用下位機對當前車輛的偏差進行分析計算，來求得當前車身偏角，進而對輸出進行智能補償、簡化控制算法，提高控制的快速性和準確性。

1 系統的總體方案設計

本文設計了一種齒輪式轉向驅動系統，主要包括位置控制器、轉向驅動器、位置控制器和拖拉機原有的液壓轉向系統，如圖1所示。該系統通過步進電機帶動方向盤轉動，進而帶動轉向分配器動作實現前輪偏轉，同時利用渦輪電機實現齒輪嚙合和分離。驅動裝置是由下位機中央控制系統控制，控制器的輸入為當前的位移偏量，通過內部計算得出前輪期望偏角和角度傳感器檢測的實際偏角；控制器發出響應步進電機方向指令，驅動方向盤轉動，進而對前輪進行實時的調整。控制器內嵌于STC89C52中,由Keil uVision4進行編寫調試。

圖1 齒輪式轉向驅動系統結構框圖Fig.1 Driving principle of steering system

2 轉向驅動裝置設計

轉向驅動裝置采用齒輪傳動的方式進行對方向盤驅動，驅動原理如圖2所示。步進電機通過齒輪帶動方向盤齒輪轉動，從而帶動轉向分配器旋轉；轉向分配器根據轉向將液壓油引入到液壓缸的A口、B口致使液壓缸伸長壓縮，最終實現前輪轉向。其中，轉向驅動裝置主要包括方向盤從動裝置、步進電機動力裝置和齒輪控制裝置，如圖3所示。

圖2 轉向系統驅動原理圖

圖3 轉向驅動裝置剖視圖

2.1 齒輪離合裝置結構設計

齒輪控制裝置主要由渦輪電機、軸承軸、承座和轉軸等部件組成，齒輪控制裝置采用渦輪電機選裝實現齒輪嚙合狀態改變，利用渦輪蝸桿結構的自鎖性提供齒輪嚙合的保持力矩，從而實現人工駕駛與自動導航駕駛模式的快速靈敏切換。工作原理如圖4所示。

圖4 齒輪控制裝置結構圖

2.2 齒輪離合裝置參數設計

經前期測得TN954拖拉機方向盤負載扭矩為2.0 N·m，步進電機在0～100r/min轉速范圍內，扭矩大約為1N·m?？紤]到機構的穩定性能及傳遞效率，齒輪傳動比設定為1/4。

2.2.1 齒輪嚙合受力分析

齒輪嚙合所需的保持力矩與齒輪嚙合受力有關，受力分析如圖5所示。其中，齒輪壓力角為20°，負載驅動力F1為2.5N，F2為齒輪嚙合保持力，FN為主動輪與從動輪齒之間正壓力，則

F2=F1×tan20°

由上式可得：齒輪嚙合保持力大小為1N，渦輪電機的自鎖力矩為0.25N·m。圖4中，BC的長度應控制在25cm內。

2.2.2 離合裝置角位移確定

圖4中，A、B為固定鉸支點；Lab為AB的距離；Lac為AC的距離；Lac’為AC’的距離；θ為BC與BC’間的夾角。

驅動裝置采用的齒輪齒高為4 mm的尼龍齒輪，為避免齒輪離合裝置由于齒輪分離距離太小導致運動干涉等問題，要實現齒輪完全分離必須使齒輪分離距離大于4mm，即

Lac-Lac'>4mm

Lac-Lac'≈Lcc'

(1)

當θ大于1°時，即可保證齒輪完全分離。考慮到零部件之間的結構間隙等其他外在條件，取θ=12°。

圖5 輪齒受力分析圖Fig.5 Force analysis diagram of gear tooth

3 轉向系統控制系統設計

3.1 控制系統硬件結構設計

轉向控制系統是以工業控制應用較為廣泛的STC89C52RC單片機作為控制核心，主要由界面顯示電路、按鍵輸入電路、角度采集電路、外部電路控制電路、時鐘震蕩電路等組成，如圖6所示。

圖6 導航執行控制系統硬件原理圖

3.2 控制器控制流程設計

在數據處理過程中，處理器將接收的偏差值分別進行比例運算和微分運算。其中，比例運算得出的值為所期望的調整偏角，但由于車身偏角的影響，車身的橫向調節并不是比例控制所預期的調節。所以，為了保障調節的準確快速性，引入角度補償。通過計算當前車身的橫向位移的變化率，得出當前實際的調整角度，然后減去前輪實際偏角得出車身偏角，最終輸出前輪的偏轉角度。控制器運算流程圖如圖7所示。

圖7控制器運算流程圖Fig7 Flow chart of controller operation

4 模型建立

4.1 液壓轉向系統模型建立

先以TN954的液壓轉向系統為例建立仿真模型，圖8為其液壓轉向的機構簡圖。其中，點A、B、C為鉸支點。

圖8 TN954前輪轉向結構簡圖Fig.8 TN954 front wheel steering structure diagram

由圖8可知：通過液壓油缸的拉長和伸縮改變LAB的長度，利用三角形正玄定理改變角γ的大小實現前輪轉偏轉。

前輪偏角為

(2)

(3)

(4)

式中L1—AC長度(m)；

L2—BC長度(m)；

L3—AB長度(m)；

L4—BD長度(m)；

L5—CD長度(m)。

前輪轉角與液壓缸的拉伸長度有關，而液壓油缸又具有不對稱性，所以液壓缸在進行拉伸和壓縮時分別滿足以下公式，即

(5)

(6)

式中Δψ—方向盤轉角(°)；

Q排—液壓轉向器排量(m3/r)；

S1—液壓缸柱塞的面積(m2)；

S2—液壓缸面積(m2)。

為了檢驗轉向系統的對給定信號的跟隨能力，實驗過程中將給定信號的幅值設定為15°，以周期為10s的矩形波信號作為輸入，檢測系統的角度調整性能，實驗結果如圖9所示。實驗表明：由于液壓缸的不對稱性，使得左右轉向性能也具有不對稱性，角度平均調整時間為1.5s。當前農機作業的時速一般為2.5～3.5km/h，且多部分為直線作業，所以該系統滿足當前拖拉機自動駕駛要求。

圖9 矩形波響應曲線圖Fig.9 Response curve of square wave

4.2 車身偏角模型建立

拖拉機的前橋和后橋具有差速傳動機構，在不考慮外界環境因素和導向前輪的回正力矩的前提下可以把拖拉機簡化為兩輪模型[13]，如圖10所示。

圖10 拖拉機機身簡化示意圖Fig.10 Simplified sketch of tractor body

拖拉機在直線行駛的過程中，前輪作為導向輪，前橋中心點E不斷地在期望路經左右偏擺，帶動車身圍繞后橋中點F不斷地進行左右偏擺運動，致使車身航線和預定軌道線具有一定的偏角β，則

(7)

式中LEF—拖拉機前后軸距(m)；

Eor—車身前端偏差(m)。

在拖拉機在直線行駛過程中，控制器所發出的理想控制角度為前輪與期望路徑的角度。由于車身偏角的影響，使得前輪角度并非實際理想調整角度。

實際調整角度為

Φ=α-β

(8)

式中α—前輪偏角(°)；

β—車身偏角(°)。

5 仿真與分析

為了驗證車身檢測算法的可行性，以TN954為實驗模型，利用Matlab/Simulink仿真記錄初始車身偏角為6.9°時系統調整過程中角度檢測過程，結果如圖11所示。通過仿真發現：車身偏角檢測系統可以確切地檢測當前車身偏角，角度檢測偏差在±0.3°。

圖11 車身偏角曲線Fig.11 Car body deflection curve

分別以當前車身實際偏角、檢測偏角作為導航控制系統的前車輛偏角信息，以5cm偏差為系統輸入，系統響應曲線如圖12所示。仿真結果表明：在實際的導航控制中，角度檢測算法完全可以實現精準的偏角檢測，穩態誤差達到2%，單因子補償控制算法所需的調整時間為1.4 s。

圖12 偏差響應曲線Fig.12 Car body deflection curve

6 結論和展望

針對當前拖拉機自動導航轉向控制系統結構復雜、算法繁瑣及對上位所檢測機位置姿態信息要求較高等問題，以TN954為實驗對象構建數學模型，搭建實驗平臺，設計了一種拖拉機自動導航單因子控制系統。仿真實驗結果證明：利用當前算法可以實時檢測車身偏角變化，滿足當今拖拉機自動駕駛控制實時性的要求。

本文所提出的計算車身偏角的算法僅限于拖拉機直線作業且速度恒定時的小角度測量，后期將以前期研究為基礎，綜合考慮外界因素影響，構建實驗平臺，積極推進生產性試驗。