彭 賀，馬文星，趙恩鵬，盧秀泉，馮 雪

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丘陵山地輪式拖拉機(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)設(shè)計(jì)與物理模型試驗(yàn)

彭 賀1,2，馬文星1，趙恩鵬1，盧秀泉1※，馮 雪1

（1. 吉林大學(xué)機(jī)械科學(xué)與工程學(xué)院，長(zhǎng)春 130022；2. 北華大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，吉林 132013）

為解決丘陵山地拖拉機(jī)在復(fù)雜工況下作業(yè)時(shí)車身難保水平、容易傾翻等問(wèn)題，該文設(shè)計(jì)了一種新型拖拉機(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)?；跀?shù)字化虛擬樣機(jī)技術(shù)建立了具有該調(diào)平系統(tǒng)的丘陵山地拖拉機(jī)多體動(dòng)力學(xué)模型，并對(duì)其進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)仿真分析。運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析結(jié)果表明，山地拖拉機(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)結(jié)構(gòu)能夠?qū)崿F(xiàn)調(diào)平運(yùn)動(dòng)且工作部件之間不發(fā)生干涉現(xiàn)象；通過(guò)動(dòng)力學(xué)仿真分析得到車身調(diào)平系統(tǒng)中各個(gè)油缸以及關(guān)鍵零部件的動(dòng)態(tài)受力和扭矩等關(guān)鍵數(shù)據(jù)，結(jié)果表明各部件受力能夠滿足強(qiáng)度以及剛度要求，證明了所設(shè)計(jì)的丘陵山地拖拉機(jī)車身調(diào)平機(jī)構(gòu)的正確性。設(shè)計(jì)并搭建了具有調(diào)平功能的模型車體試驗(yàn)臺(tái)，通過(guò)試驗(yàn)與仿真對(duì)比分析，最大誤差為15%，最大平均誤差為10.20%，驗(yàn)證了拖拉機(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)仿真方法具有較高的精度，為拖拉機(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)的設(shè)計(jì)提供了有效的理論支撐。

農(nóng)業(yè)機(jī)械；模型；試驗(yàn)；丘陵山地拖拉機(jī)；車身調(diào)平系統(tǒng)；動(dòng)力學(xué)仿真

0 引 言

近年來(lái)，為了迅速發(fā)展中國(guó)丘陵山區(qū)的農(nóng)業(yè)機(jī)械化水平，改善丘陵山區(qū)農(nóng)民生產(chǎn)條件，開(kāi)發(fā)適用于丘陵山區(qū)的山地拖拉機(jī)是極其必要的[1-4]。由于丘陵山地拖拉機(jī)主要在坡地作業(yè)，車身難以保持水平，容易傾翻，嚴(yán)重影響操作人員安全，因此研發(fā)具有調(diào)平系統(tǒng)的山地拖拉機(jī)對(duì)于提高其穩(wěn)定性和駕駛舒適性具有重要意義[5-6]。

對(duì)于調(diào)平系統(tǒng)的研究，國(guó)外的研究較早，而且技術(shù)更新更快。美國(guó)人Kenneth E研究出一種車輛自動(dòng)調(diào)平系統(tǒng)，根據(jù)機(jī)身的傾角信息確定需要伸長(zhǎng)的支腿及伸長(zhǎng)量，然后控制電磁閥的動(dòng)作給油缸供油，把車身調(diào)整到水平位置，但僅適于靜止車輛的調(diào)平[7]，不能在行走中進(jìn)行調(diào)平動(dòng)作；美國(guó)約翰·迪爾公司研究了一種坡地聯(lián)合收割機(jī)的調(diào)平系統(tǒng)，專門用于坡地作業(yè)，但是該系統(tǒng)不適合于丘陵山地作業(yè)環(huán)境復(fù)雜的農(nóng)用機(jī)械[8]。

國(guó)內(nèi)對(duì)于調(diào)平系統(tǒng)的研究相對(duì)于國(guó)外來(lái)說(shuō)起步較晚，技術(shù)也要落后于國(guó)外。楊福增設(shè)計(jì)研制了一種履帶式微型山地拖拉機(jī)的2點(diǎn)自動(dòng)調(diào)平系統(tǒng)[9-10]，但是由于濾波算法的效果不理想，車身自動(dòng)調(diào)平的準(zhǔn)確度較低；西華大學(xué)黃嵐等研究了基于DSP的車載平臺(tái)自動(dòng)調(diào)平控制系統(tǒng)[11]，但是動(dòng)態(tài)性能不好；華中科技大學(xué)研究了一種雷達(dá)天線車自動(dòng)調(diào)平系統(tǒng)，該系統(tǒng)采用壓力反饋和定量反饋控制相結(jié)合的方法，有效避免了“虛腿”問(wèn)題的產(chǎn)生[12]，但是該系統(tǒng)不能在運(yùn)動(dòng)中進(jìn)行調(diào)平動(dòng)作；吉林大學(xué)王忠山基于一種調(diào)平機(jī)構(gòu)主要進(jìn)行了液壓系統(tǒng)設(shè)計(jì)[13]，調(diào)平結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)不完善；吉林省農(nóng)業(yè)機(jī)械研究院徐峰等研究了一種山地拖拉機(jī)調(diào)平系統(tǒng)，但是動(dòng)態(tài)穩(wěn)定性不好，未應(yīng)用于實(shí)際中[14]。

目前，調(diào)平機(jī)構(gòu)動(dòng)按支腿的個(gè)數(shù)不同可分為三點(diǎn)支承調(diào)平、四點(diǎn)支承調(diào)平和六點(diǎn)支承調(diào)平[15-20]。大部分調(diào)平機(jī)構(gòu)主要是針對(duì)重型車、坦克、裝甲車、越野車以及大型調(diào)平試驗(yàn)臺(tái)而設(shè)計(jì)[21-26]，而對(duì)于拖拉機(jī)調(diào)平機(jī)構(gòu)的研究較少。

針對(duì)當(dāng)前丘陵山地拖拉機(jī)自調(diào)平系統(tǒng)在復(fù)雜工況下調(diào)平精度不高、大部分僅能在靜止?fàn)顟B(tài)下進(jìn)行調(diào)平和僅能實(shí)現(xiàn)差高調(diào)平而不能傳遞動(dòng)力的情況，本文依托國(guó)家重點(diǎn)研發(fā)計(jì)劃“智能農(nóng)機(jī)裝備”專項(xiàng)，設(shè)計(jì)了一種能夠?qū)崿F(xiàn)輪式丘陵山地拖拉機(jī)車身實(shí)時(shí)調(diào)平并且能夠傳遞動(dòng)力的新型車身調(diào)平系統(tǒng)。應(yīng)用多體動(dòng)力學(xué)仿真軟件ADAMS對(duì)其進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)以及動(dòng)力學(xué)仿真分析[27-29]，驗(yàn)證所設(shè)計(jì)的山地拖拉機(jī)調(diào)平系統(tǒng)的正確性，根據(jù)仿真結(jié)果對(duì)關(guān)鍵零部件進(jìn)行動(dòng)態(tài)受力分析，為優(yōu)化機(jī)構(gòu)的性能提供理論參數(shù)。設(shè)計(jì)并搭建了具有調(diào)平功能的模型車體試驗(yàn)臺(tái)，通過(guò)對(duì)比模型車體的調(diào)平試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果驗(yàn)證了所采用的仿真方法具有較高的準(zhǔn)確性，證明了對(duì)丘陵山地拖拉機(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)仿真的正確性。

1 拖拉機(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)設(shè)計(jì)

丘陵山地拖拉機(jī)主要設(shè)計(jì)參數(shù)如表1所示。

表1 拖拉機(jī)主要設(shè)計(jì)參數(shù)

1.1 車身調(diào)平系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

本文所設(shè)計(jì)的是四輪驅(qū)動(dòng)式丘陵山地拖拉機(jī)，其中前橋和后橋兼有傳遞動(dòng)力和車身調(diào)平的作用，另外前橋具有5°自由擺動(dòng)，在橫向坡路面角度小于5°時(shí)車身調(diào)平機(jī)構(gòu)不進(jìn)行調(diào)平動(dòng)作。拖拉機(jī)后橋工作原理圖以及三維模型如圖1所示（前橋與后橋調(diào)平原理相同），總體結(jié)構(gòu)可以分為中央傳動(dòng)總成、調(diào)平油缸總成、轉(zhuǎn)向節(jié)總成、輪邊傳動(dòng)總成和輪胎5部分組成。發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力通過(guò)中央傳動(dòng)總成1將動(dòng)力傳遞給調(diào)平油缸總成2，隨后調(diào)平系統(tǒng)通過(guò)調(diào)平油缸缸將動(dòng)力傳遞至轉(zhuǎn)向節(jié)總成3中的一對(duì)錐齒輪副，最終將動(dòng)力通過(guò)輪邊傳動(dòng)總成4傳遞至車輪5。當(dāng)整車處于如圖1所示的坡路工況時(shí)，液壓系統(tǒng)使左側(cè)油缸充油，液壓油推動(dòng)與錐齒輪配合的活塞桿向下移動(dòng)，進(jìn)而帶動(dòng)轉(zhuǎn)向節(jié)整體使車輪向下移動(dòng)，當(dāng)車身重新達(dá)到水平狀態(tài)時(shí)，液壓系統(tǒng)停止供油，車身保持水平狀態(tài)；當(dāng)整車由斜坡地面行駛至水平地面時(shí)，液壓系統(tǒng)依靠重力泄油，使車身重新回到水平狀態(tài)。

1.2 車身調(diào)平液壓系統(tǒng)

根據(jù)拖拉機(jī)最大橫向坡調(diào)平角度15°以及輪距1 050 mm，依據(jù)三角函數(shù)關(guān)系可以確定后橋油缸最大行程為281 mm；由于前橋?yàn)閿[動(dòng)橋，自由擺動(dòng)角度為5°，在15°橫坡調(diào)平時(shí)計(jì)算得到前橋油缸最大行程為180 mm。設(shè)計(jì)的液壓系統(tǒng)如圖1c所示。

1. 中央傳動(dòng)總成 2. 調(diào)平油缸總成 3. 轉(zhuǎn)向節(jié)總成 4. 輪邊傳動(dòng)總成 5.輪胎 6. 轉(zhuǎn)向拉桿 7. 導(dǎo)柱 8. 壓力管路過(guò)濾器 9. 測(cè)壓接頭 10. 壓力表 11. 齒輪油泵 12. 吸油過(guò)濾器 13. 液壓空氣濾清器 14. 液位液溫計(jì) 15. 油箱 16. 電磁比例換向閥 17,19. 疊加式溢流閥 18. 液控單向閥20. 調(diào)平油缸

當(dāng)整車處于橫向坡地工況時(shí)，需要低側(cè)車輪向下運(yùn)動(dòng)對(duì)車身進(jìn)行調(diào)平，液壓系統(tǒng)通過(guò)齒輪油泵4供油，液壓油經(jīng)過(guò)壓力管路過(guò)濾器1到達(dá)疊加式溢流閥10，此時(shí)使電磁比例換向閥9左位接通，油缸進(jìn)油使缸桿向下伸出，進(jìn)而使車輪向下運(yùn)動(dòng)。當(dāng)車身達(dá)到水平狀態(tài)時(shí)，疊加式液控單向閥11鎖止防止系統(tǒng)泄壓；當(dāng)需要車輪向上運(yùn)動(dòng)時(shí)，電磁比例換向閥9右位接通，系統(tǒng)油壓使疊加式液控單向閥11反向接通，油缸由于受到車身的重力，因此油缸依靠所受重力做回程運(yùn)動(dòng)。每個(gè)車輪的升、降原理同上所述。

2 車身調(diào)平機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)及動(dòng)力學(xué)仿真分析

2.1 車身調(diào)平機(jī)構(gòu)仿真模型建立

根據(jù)整車設(shè)計(jì)參數(shù)應(yīng)用三維建模軟件CATIA建立整車的三維模型。通過(guò)CATIA軟件與ADAMS軟件的接口方式，將建好的三維模型以STP文件格式導(dǎo)入至ADAMS軟件中進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)及動(dòng)力學(xué)仿真。導(dǎo)入至ADAMS的模型如圖2a所示。

對(duì)模型中的所有部件添加質(zhì)量，軟件會(huì)自動(dòng)計(jì)算出整車重心位置；添加重力場(chǎng)、各個(gè)車輪與地面之間的輪胎附著力以及負(fù)載扭矩；根據(jù)各個(gè)部件之間的運(yùn)動(dòng)關(guān)系添加運(yùn)動(dòng)副，首先對(duì)前橋添加約束，由于前橋相對(duì)于車體可以左右擺動(dòng)5°，因此在前橋橋殼與前橋固定支撐處添加鉸接約束；前橋固定支撐與車體為固定連接；前橋2個(gè)傳動(dòng)支撐軸均與各自的調(diào)平缸筒之間發(fā)生相對(duì)旋轉(zhuǎn)和移動(dòng)，所以在傳動(dòng)支撐軸與調(diào)平缸筒之間添加圓柱副。然后對(duì)后橋添加約束，由于后橋只需考慮傳動(dòng)支撐軸的調(diào)平運(yùn)動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)，因此在傳動(dòng)支撐軸與調(diào)平缸筒之間添加圓柱副。ADAMS通過(guò)Gear算法求解多體動(dòng)力學(xué)控制方程自動(dòng)進(jìn)行仿真[30]。

2.2 車身調(diào)平機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真分析

將整車模型設(shè)定在一個(gè)與水平面傾斜15°的平面上，整車在坡路上的正視圖如圖2所示。整車在坡路的初始位置時(shí)，如圖2b所示，車身與地面為平行狀態(tài)，車身與水平面之間的夾角為15°；經(jīng)過(guò)低側(cè)2個(gè)調(diào)平油缸向下伸長(zhǎng)的運(yùn)動(dòng)后，如圖2c所示，車身與水平面平行。

圖2 整車模型與調(diào)平狀態(tài)示意圖

根據(jù)設(shè)計(jì)要求設(shè)定仿真時(shí)間為12 s，仿真步數(shù)為500，運(yùn)行仿真后，得到前橋和后橋低側(cè)調(diào)平油缸缸桿的位移、速度變化曲線分別如圖3a、3b所示，調(diào)平過(guò)程中車身姿態(tài)角度變化曲線如圖3c所示。

從圖3a、3b可知，后橋調(diào)平油缸缸桿由初始狀態(tài)勻速向外伸出，由于前驅(qū)動(dòng)橋存在擺動(dòng)機(jī)構(gòu)因此前驅(qū)動(dòng)橋調(diào)平機(jī)構(gòu)開(kāi)始保持不動(dòng)，當(dāng)前驅(qū)動(dòng)橋與車身之間擺動(dòng)角度達(dá)到5°時(shí)前橋調(diào)平機(jī)構(gòu)開(kāi)始運(yùn)動(dòng)，第5秒結(jié)束時(shí)，車身與水平面平行。前橋缸桿伸長(zhǎng)到最大行程180 mm；后橋缸桿伸長(zhǎng)到最大行程281 mm；前驅(qū)動(dòng)橋調(diào)平油缸調(diào)平速度為58 mm/s；后驅(qū)動(dòng)橋調(diào)平油缸調(diào)平速度為56.2 mm/s，保持最大調(diào)平狀態(tài)2 s后，從第7秒開(kāi)始，前橋和后橋油缸缸桿均開(kāi)始做勻速收縮運(yùn)動(dòng)，第12秒結(jié)束時(shí)，車身重新回到初始狀態(tài)。

圖3 調(diào)平機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真結(jié)果

前橋采用擺動(dòng)橋在調(diào)平過(guò)程中前橋與車身的擺動(dòng)角度如圖3d所示。從圖3d可知，當(dāng)仿真運(yùn)行至1.9 s時(shí)前橋擺動(dòng)角度達(dá)到最大值5°直至調(diào)平結(jié)束。

2.3 車身調(diào)平機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)仿真分析

為體現(xiàn)路面變化情況，通過(guò)路面譜的采集試驗(yàn)得到了某型號(hào)25.74 kW拖拉機(jī)在軟土路面上路面譜信號(hào)，在仿真模型的車輪與地面接觸位置添加路面譜加速度信號(hào)（慣性力）。設(shè)定仿真時(shí)間為5 s，仿真步數(shù)為500完成動(dòng)力學(xué)仿真的設(shè)置。路面譜加速度信號(hào)如圖4a所示。

位于傾斜路面低側(cè)的車輪需要進(jìn)行調(diào)平運(yùn)動(dòng)，因此將低側(cè)的車輪定義為調(diào)平側(cè)車輪，將高側(cè)的車輪定義為靜止側(cè)車輪。在調(diào)平過(guò)程中，由于整車模型的重心位置在橫向上發(fā)生變化，使得調(diào)平側(cè)以及靜止側(cè)車輪與地面之間接觸力產(chǎn)生變化。為了分析調(diào)平系統(tǒng)動(dòng)態(tài)受力過(guò)程，設(shè)置仿真模型在第1秒內(nèi)不進(jìn)行調(diào)平動(dòng)作，從第2秒開(kāi)始進(jìn)行調(diào)平直至達(dá)到水平狀態(tài)。將各個(gè)車輪與地面之間的接觸力置于同一坐標(biāo)系中，結(jié)果如圖4b所示。圖4b中由于調(diào)平側(cè)車輪在初始狀態(tài)處于較低位置，因此在初始狀態(tài)時(shí)調(diào)平側(cè)車輪與地面接觸力較大，整車模型調(diào)平至水平狀態(tài)的過(guò)程中，調(diào)平側(cè)車輪與地面接觸力逐漸減小；而靜止側(cè)車輪在初始狀態(tài)處于較高位置，因此在初始狀態(tài)時(shí)調(diào)平側(cè)車輪與地面接觸力較小，整車模型調(diào)平至水平狀態(tài)的過(guò)程中，靜止側(cè)車輪與地面接觸力逐漸增大，直至調(diào)平過(guò)程結(jié)束，調(diào)平側(cè)與靜止側(cè)接觸力大小基本一致。

2.3.1 調(diào)平缸桿所受軸向力

調(diào)平缸桿在做調(diào)平運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，由于重心位置逐漸回歸車身中心，因此調(diào)平油缸缸桿所受軸向力逐漸變小。調(diào)平過(guò)程中前橋以及后橋調(diào)平油缸缸桿所受的軸向力如圖5所示。由圖5a中可知前橋油缸缸桿受力在開(kāi)始調(diào)平后由2 538.3 N逐漸減小為1 851.3 N；由圖5b中可知后橋油缸缸桿受力在開(kāi)始調(diào)平后由5 650.6 N逐漸減小為3 654.1 N。因?yàn)檎囐|(zhì)量在后橋的分布較多，所以后橋油缸缸桿所受軸向力要大于前橋油缸缸桿所受軸向力。

2.3.2 調(diào)平缸桿所受橫向彎矩/p>

調(diào)平油缸缸桿在做調(diào)平運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，由于所受的車身重力作用力與地面支反力不在同一直線上，因此調(diào)平缸桿還會(huì)受到由此產(chǎn)生的橫向彎矩，該橫向彎矩的大小與車輪與地面之間接觸力大小和作用力臂有關(guān)。當(dāng)調(diào)平油缸行程由0變化至最大時(shí)，前橋以及后橋調(diào)平油缸缸桿所受橫向彎矩如圖5c、5d所示。由圖5c、5d可知，調(diào)平油缸缸桿所受橫向彎矩主要與調(diào)平油缸缸桿所受軸向力有關(guān)。前橋油缸缸桿所受橫向彎矩在開(kāi)始調(diào)平后由449.3 N·m逐漸減小為327.7 N·m；后橋油缸缸桿所受橫向彎矩在開(kāi)始調(diào)平后由1 259.2 N·m逐漸減小為814.3 N·m。

注：曲線1、曲線3分別為調(diào)平側(cè)后、前車輪與地面之間接觸力；曲線2、曲線4分別為靜止側(cè)后、前車輪與地面之間接觸力。

圖5 油缸缸桿所受軸向力和彎矩仿真分析

2.3.3 調(diào)平缸桿所受縱向彎矩/p>

仿真模型在啟動(dòng)工況以及制動(dòng)工況下，調(diào)平油缸缸桿還受到縱向彎矩作用。當(dāng)調(diào)平機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)到最大行程時(shí)，調(diào)平缸桿所受的縱向彎矩最大。將仿真模型設(shè)置于橫向坡為15°、縱向坡為0°的傾斜路面上，在忽略風(fēng)阻影響前提下計(jì)算得到啟動(dòng)加速度為3 m/s2，制動(dòng)加速度為4 m/s2。根據(jù)整車參數(shù)可知最大車速為9.44 m/s。由于后橋調(diào)平油缸行程較大且承重較大，因此在加速度相同的情況下后橋調(diào)平油缸缸桿所受縱向彎矩大于前橋調(diào)平油缸缸桿所受縱向彎矩。后橋調(diào)平油缸缸桿在啟動(dòng)工況以及制動(dòng)工況下所受縱向彎矩如圖5e、5f、所示。啟動(dòng)工況后橋調(diào)平油缸缸桿所受最大縱向彎矩為403.88 N·m；制動(dòng)工況下最大扭矩為-527.74 N·m。

仿真結(jié)果表明，山地拖拉機(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)結(jié)構(gòu)能夠?qū)崿F(xiàn)調(diào)平運(yùn)動(dòng)且工作部件之間不發(fā)生干涉現(xiàn)象；計(jì)算校核后，各部件受力能夠滿足強(qiáng)度以及剛度要求，證明了所設(shè)計(jì)的丘陵山地拖拉機(jī)車身調(diào)平機(jī)構(gòu)的正確性。

3 調(diào)平系統(tǒng)模型試驗(yàn)

3.1 模型車體調(diào)平試驗(yàn)

為了驗(yàn)證車身調(diào)平系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果，根據(jù)整車參數(shù)設(shè)計(jì)了一個(gè)具有調(diào)平功能的整車模型試驗(yàn)臺(tái)，模型車體保證了整車輪距、軸距、以及調(diào)平油缸位置等關(guān)鍵參數(shù)，但是為了簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)，模型車體前橋不具有5°自由擺動(dòng)功能，同時(shí)模型車體質(zhì)量較小，通過(guò)對(duì)比模型車體的仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果來(lái)驗(yàn)證仿真方法的精度。

設(shè)計(jì)的試驗(yàn)系統(tǒng)整體裝配實(shí)物圖如圖6所示，其中包括模型車體、模型車體液壓系統(tǒng)、模型車體電控柜、激勵(lì)系統(tǒng)電控柜、激勵(lì)系統(tǒng)液壓站、激勵(lì)系統(tǒng)以及包括控制器在內(nèi)的控制系統(tǒng)。

圖6 模型車體調(diào)平試驗(yàn)

首先控制激勵(lì)系統(tǒng)左側(cè)兩油缸逐漸伸長(zhǎng)至281 mm，模擬出角度為15°的橫坡路面，在此橫坡路面激勵(lì)作用下，模型車體的控制系統(tǒng)通過(guò)安裝在模型車體上的傾角傳感器檢測(cè)到模型車體的傾斜角度，控制系統(tǒng)通過(guò)控制模型車體的調(diào)平油缸進(jìn)行調(diào)平動(dòng)作使得模型車體與水平面始終保持為平行狀態(tài)。在模型車體調(diào)平過(guò)程中，通過(guò)安裝于油缸缸桿上的位移傳感器采集各個(gè)調(diào)平油缸位移信號(hào)，同時(shí)通過(guò)壓力傳感器采集各個(gè)調(diào)平油缸的壓力信號(hào)。模型車體調(diào)平過(guò)程的初始狀態(tài)以及調(diào)平結(jié)束狀態(tài)。

通過(guò)調(diào)平試驗(yàn)測(cè)得模型車體前橋調(diào)平油缸的位移、速度曲線如圖7a所示，模型車體后橋調(diào)平油缸的位移、速度曲線如圖7b所示。由圖7可知前橋調(diào)平油缸的行程為286.01 mm，平均速度為57.24 mm/s。后調(diào)平油缸的行程為281.42 mm，平均速度為56.28 mm/s。此時(shí)由于模型車體前橋不具有5°自由擺動(dòng)，前橋會(huì)和后橋一樣在激勵(lì)作用下立即執(zhí)行調(diào)平動(dòng)作，所以模型車體前橋調(diào)平位移、速度與整車仿真中的大小和起始時(shí)趨勢(shì)有所不同。

圖7 模型車體調(diào)平試驗(yàn)結(jié)果

同時(shí)采集模型車體調(diào)平側(cè)調(diào)平油缸的工作壓力，通過(guò)與調(diào)平油缸活塞面積乘積可以計(jì)算得出調(diào)平油缸所受液壓力，從而計(jì)算出前后調(diào)平油缸所受軸向力大小。前后調(diào)平油缸所受軸向力大小隨時(shí)間變化曲線如圖8a所示。由圖8a可知，模型車體在初始狀態(tài)時(shí)前調(diào)平油缸所受軸向力為1 663.75 N，后調(diào)平油缸所受軸向力為1 828.9 N，在調(diào)平結(jié)束狀態(tài)時(shí)前調(diào)平油缸所受軸向力為1 510.25 N。后調(diào)平油缸所受軸向力為1 632.61 N。由于模型車體與拖拉機(jī)車身質(zhì)量不同，因此模型車體調(diào)平油缸與拖拉機(jī)調(diào)平系統(tǒng)調(diào)平油缸所受軸向力不同。

模型車體調(diào)平油缸缸桿在調(diào)平狀態(tài)下所受的橫向彎矩為車輪與地面接觸力和車輪與調(diào)平油缸之間距離的乘積。因此可以計(jì)算得出模型車體調(diào)平油缸缸桿在調(diào)平狀態(tài)下所受的橫向彎矩，因模型車體調(diào)平油缸與拖拉機(jī)調(diào)平系統(tǒng)調(diào)平油缸所受軸向力不同，所以模型車體調(diào)平油缸所受橫向彎矩與拖拉機(jī)調(diào)平系統(tǒng)調(diào)平油缸所受橫向彎矩有較大差別，結(jié)果如圖8b所示。在調(diào)平狀態(tài)下前調(diào)平油缸所受橫向彎矩為381.85 N?m，后調(diào)平油缸所受橫向彎矩為419.66 N?m。

3.2 仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

對(duì)模型車體進(jìn)行調(diào)平試驗(yàn)的同時(shí)，采用與丘陵山地拖拉機(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)相同的仿真方法對(duì)該模型車體進(jìn)行調(diào)平仿真，將試驗(yàn)與仿真結(jié)果對(duì)比如圖9a所示。由圖9a可知，前調(diào)平油缸缸桿的位移仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)最大誤差為3.96%，平均誤差為0.68%，前調(diào)平油缸缸桿的速度仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)的變化趨勢(shì)基本一致，最大誤差為10.96%，平均誤差為3.31%。

同理，得到后調(diào)平油缸缸桿試驗(yàn)位移與仿真位移的對(duì)比結(jié)果，如圖9b所示，由圖9b可知，后調(diào)平油缸缸桿的位移仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)基本一致，最大誤差為14.23%，平均誤差為5%，后調(diào)平油缸缸桿的速度仿真數(shù)據(jù)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)的變化趨勢(shì)基本一致，最大誤差為14.8%，平均誤差為4.52%。

前橋調(diào)平油缸缸桿所受軸向力的試驗(yàn)結(jié)果如圖10a所示，由圖10a可知，前橋調(diào)平油缸缸桿所受軸向力的仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果總體趨勢(shì)均為逐漸減小，試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)的最大誤差值為15%，平均誤差值為10.20%。

與前橋結(jié)果處理方法相似，后橋調(diào)平油缸缸桿所受軸向力的試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果如圖10b所示，由圖10b可知，試驗(yàn)數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)的最大誤差值為11.24%，平均誤差值為3.8%。

保持調(diào)平狀態(tài)過(guò)程中，前調(diào)平油缸缸桿所受橫向彎矩的仿真結(jié)果大于試驗(yàn)結(jié)果，誤差為3.4%。誤差在可接受范圍之內(nèi)。后調(diào)平油缸缸桿所受橫向彎矩的仿真結(jié)果大于試驗(yàn)結(jié)果，誤差為4.95%。

圖8 調(diào)平油缸所受軸向力和橫向彎矩試驗(yàn)結(jié)果

圖9 調(diào)平油缸位移及速度曲線

圖10 調(diào)平油缸軸向力曲線

綜上對(duì)比仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果可知，調(diào)平油缸缸桿在調(diào)平過(guò)程中位移仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果基本相符，調(diào)平油缸缸桿在調(diào)平過(guò)程中速度仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的變化趨勢(shì)相同，調(diào)平油缸缸桿在調(diào)平過(guò)程中所受軸向力移仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果基本一致，調(diào)平油缸缸桿在調(diào)平過(guò)程中所受橫向彎矩的仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果基本相符。通過(guò)對(duì)模型車體的試驗(yàn)研究驗(yàn)證了車身調(diào)平系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)學(xué)及動(dòng)力學(xué)仿真方法的準(zhǔn)確性，從而為拖拉機(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)的設(shè)計(jì)提供了有效的理論支撐。

4 結(jié) 論

本文針對(duì)丘陵山地拖拉機(jī)設(shè)計(jì)了一種新型的車身調(diào)平系統(tǒng)，通過(guò)對(duì)丘陵山地拖拉機(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)仿真，驗(yàn)證了所設(shè)計(jì)的車身調(diào)平機(jī)構(gòu)能夠?qū)崿F(xiàn)調(diào)平運(yùn)動(dòng)，得到了車身調(diào)平系統(tǒng)中各個(gè)零部件的受力及其所受的扭矩隨時(shí)間變化的曲線。通過(guò)對(duì)具有調(diào)平功能的模型車體試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行的試驗(yàn)研究，驗(yàn)證了所采用的運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)仿真方法的準(zhǔn)確性，為拖拉機(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)的設(shè)計(jì)提供了有效的理論支撐。主要結(jié)論如下：

1）通過(guò)應(yīng)用ADAMS軟件對(duì)丘陵山地拖拉機(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)仿真，得到了調(diào)平油缸缸桿在調(diào)平過(guò)程中的位移、速度曲線?？梢钥闯錾降赝侠瓩C(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)結(jié)構(gòu)能夠?qū)崿F(xiàn)調(diào)平運(yùn)動(dòng)。

2）根據(jù)丘陵山地拖拉機(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果可以得出主要構(gòu)件在不同工況下做調(diào)平運(yùn)動(dòng)時(shí)的動(dòng)態(tài)受力狀態(tài)，計(jì)算校核后，各部件受力能夠滿足強(qiáng)度以及剛度要求，證明了所設(shè)計(jì)的丘陵山地拖拉機(jī)車身調(diào)平機(jī)構(gòu)的正確性。

3）采用與拖拉機(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)相同的仿真方法對(duì)模型車體進(jìn)行仿真，所得到的模型車體的運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果對(duì)比最大誤差為15%，最大平均誤差為10.20%以內(nèi)，證明了拖拉機(jī)車身調(diào)平系統(tǒng)的仿真結(jié)果具有準(zhǔn)確性，為車身調(diào)平系統(tǒng)的設(shè)計(jì)提供了有效的理論支撐。

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Design and physical model experiment of body leveling system for roller tractor in hilly and mountainous region

Peng He1,2，Ma Wenxing1，Zhao Enpeng1，Lu Xiuquan1※，F(xiàn)eng Xue1

(1,,130022,; 2.,,132013,)

Hilly tractor is difficult to maintain level, and easy to tip over in complex working conditions. In order to solve this problem, promote the rapid development of agricultural mechanization and improve the farmers’ production conditions in hilly areas of China, a new leveling system of tractor body is proposed relying on “intelligent agricultural machinery and equipment”, the national key research and development plan. Structural design, hydraulic system design, kinematics and dynamics simulation were included in this paper. The leveling system was mainly composed of central transmission assembly, leveling cylinder assembly, steering knuckle assembly, wheel transmission assembly and tyre. The power of the engine was transferred to the cylinder assembly through the central transmission assembly, then the power was transferred to a pair of bevel gear pairs in the steering knuckle assembly by leveling the cylinder, and finally the power was transferred to the wheels through the wheel transmission assembly. The hydraulic system was mainly composed of a gear oil pump, a filter, 4 electromagnetic proportional selector valves and 4 leveling cylinders. To achieve the leveling of the body, it needs to adjust the input flow of the cylinder by controlling the input current of the electromagnetic proportional valve. Three-dimensional (3D) model was built by CATIA (computer aided three-dimensional interactive application) according to vehicle design parameters. A multi-body dynamics model of a hilly tractor equipped with the leveling system was established using the digital virtual prototype technology, i.e. the automatic dynamic analysis of mechanical systems (ADAMS), to simulate the kinematics and dynamics. The changing curves between attitude angles (i.e. pitch angle and roll angle) of the vehicle body and displacement, velocity of the leveling hydraulic cylinder rod were analyzed through kinematics simulation. The result shows that the leveling mechanism can achieve leveling movement and there is no interference between working parts. The attitude angle of vehicle body changes within 5°, indicating that the leveling system has good stability performance. The key data such as dynamic loading and torque of each cylinder and other key parts were analyzed through dynamics simulation. For example, the lateral bending moment of the front axle cylinder rod is gradually reduced from 449.3 to 327.7 N·m, and the lateral bending moment of the rear axle cylinder rod is gradually reduced from 1 259.2 to 814.3 N·m. The strength and stiffness requirements of the components can be satisfied after checking and calculating the endurance strength, which proves the correctness of the designed leveling mechanism of the hilly tractor body. A tractor body test bench including a model vehicle equipped with the leveling system was built to examine the leveling system. Through the comparative analysis of experiment and simulation, the maximum error is 15%, and themaximum average error is less than 10.20%, so the accuracy of the simulation method of tractor body leveling system is verified, which provides an effective theoretical support for the design of the tractor body leveling system.

agricultural machinery; models; experiments; hilly tractor; leveling system of body; dynamics simulation

2018-03-14

2018-05-30

國(guó)家重點(diǎn)研發(fā)計(jì)劃“智能農(nóng)機(jī)裝備”專項(xiàng)（2016YFD0700403）.

彭 賀，男，博士研究生，研究方向?yàn)楣こ虣C(jī)械與智能控制。Email：813660952@qq.com

盧秀泉，男，博士，副教授，研究方向?yàn)楣こ虣C(jī)械與智能控制。Email：xiuquan@jlu.edu.cn

10.11975/j.issn.1002-6819.2018.14.005

S232.3

A

1002-6819(2018)-14-0036-09

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