前橋擺轉(zhuǎn)式四驅(qū)底盤背壓控制系統(tǒng)研究

劉皞春 李志偉 吳 鋼 周士琳 趙 闖

(華南農(nóng)業(yè)大學(xué)工程學(xué)院, 廣州 510642)

0 引言

前橋擺轉(zhuǎn)式四驅(qū)底盤，可以在水田作業(yè)時(shí)直接作倒 U 形轉(zhuǎn)彎調(diào)頭進(jìn)入下一畦，具有結(jié)構(gòu)簡單、轉(zhuǎn)彎半徑小等優(yōu)點(diǎn)，是我國小地塊行走機(jī)械的一種重要補(bǔ)充[1-6]。綜合考慮到該底盤結(jié)構(gòu)特殊、工作環(huán)境惡劣和制造使用成本等因素，行走系統(tǒng)采用了閥控開式液壓驅(qū)動(dòng)[7-9]。開式液壓行走系統(tǒng)需要解決負(fù)向負(fù)載(簡稱負(fù)負(fù)載)的控制，以防止底盤在下坡行駛及慣性自溜時(shí)，馬達(dá)處于超速(泵輸出流量小于液壓馬達(dá)在當(dāng)前轉(zhuǎn)速下所需流量)運(yùn)轉(zhuǎn)工況，使得液壓元件缺油而不能正常工作，影響底盤的行駛安全。目前開式液壓行走底盤普遍采用平衡閥來實(shí)現(xiàn)負(fù)負(fù)載控制[10-14]。以某品牌的BVD平衡閥為例，其控制的主要原理是通過馬達(dá)進(jìn)出油口的壓力差來調(diào)整平衡閥主閥芯的位置，從而實(shí)現(xiàn)對(duì)馬達(dá)回油的節(jié)流調(diào)節(jié)。但用于行走馬達(dá)的平衡閥結(jié)構(gòu)緊湊，工藝復(fù)雜，且大部分要求馬達(dá)與平衡閥一一配對(duì)，導(dǎo)致其使用和維護(hù)成本高[15-16]。同時(shí)由于該擺轉(zhuǎn)底盤的液壓源采用發(fā)動(dòng)機(jī)- CVT- 定量泵構(gòu)成的非恒壓非恒流系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)，輸出的壓力與流量由發(fā)動(dòng)機(jī)油門及外界轉(zhuǎn)矩共同確定，若底盤低速行走時(shí)，進(jìn)油壓力低于平衡閥閥芯完全開啟壓力，平衡閥會(huì)消耗較多的液壓能[17]。

本文將通過對(duì)原有底盤建模并進(jìn)行仿真試驗(yàn)，提出一種基于馬達(dá)進(jìn)油壓力監(jiān)測的回油背壓控制策略。利用廉價(jià)、可靠的電液比例技術(shù)及嵌入式技術(shù)[18-19]，設(shè)計(jì)電控背壓系統(tǒng)，并對(duì)樣機(jī)進(jìn)行試驗(yàn)。

1 底盤直行縱向力學(xué)及其行走系統(tǒng)建模

1.1 底盤直行縱向力學(xué)

圖2 擺轉(zhuǎn)底盤液壓原理圖及底盤AMEsim模型Fig.2 Hydraulic circuit of vehicle and AMEsim simulation model1、10.前橋輪邊液壓馬達(dá) 2.帶單向閥比例溢流閥 3.壓力傳感器 4.PTO輸出馬達(dá) 5.PTO控制閥 6.限壓安全閥 7.定量雙聯(lián)泵 8.帶CVT動(dòng)力系統(tǒng) 9.液壓油箱 11、12.后橋輪邊馬達(dá) 13、14.控制后輪的二位電磁閥 15.馬達(dá)補(bǔ)油裝置 16.控制車輛前進(jìn)后退停止的電磁閥 17.總回油路比例溢流閥

擺轉(zhuǎn)底盤直行受力如圖1所示。Tr為后橋支撐力，Tf為前橋支撐力，由于滾動(dòng)阻力的總和與車上載荷分布無關(guān)[20]，則有

Rxr+Rxf=frmgcosθ

(1)

式中Rxr——后橋滾動(dòng)阻力

Rxf——前橋滾動(dòng)阻力

fr——滾動(dòng)阻力因數(shù)

m——底盤質(zhì)量θ——坡度

g——重力加速度

直行受力方程為

mgsinθ+Fxr+Fxf-frmgcosθ=max

(2)

式中Fxf——前橋牽引力

Fxr——后橋牽引力

ax——車輛縱向加速度

根據(jù)θ的不同，底盤行駛路況可分為水平路面行駛(θ=0)、上坡行駛(θ<0)、下坡行駛(θ>0)3種情況；根據(jù)底盤縱向加速度可以分為勻速(ax=0)、加速(ax>0)、減速(ax<0)3種運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。

圖1 前橋擺轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向式液壓四輪底盤縱向受力圖Fig.1 Diagram of longitudinal force of tractor

1.2 液壓系統(tǒng)及其AMEsim建模

如圖2a所示為擺轉(zhuǎn)底盤的液壓系統(tǒng)(黑色部分為原樣機(jī)液壓圖，紅色部分是本設(shè)計(jì)新增部件)。其Fxf和Fxr由輪邊液壓馬達(dá)直接提供。根據(jù)行走馬達(dá)進(jìn)出油口壓差的大小和方向，可以確定Fxf和Fxr制動(dòng)力或牽引力。轉(zhuǎn)場作業(yè)時(shí)，為了獲得更高的速度和能量利用效率，一般采用前驅(qū)(2WD)模式，后輪處于液壓浮動(dòng)狀態(tài)。為了研究底盤在不同工況下的液壓特性，根據(jù)式(2)及圖2a，對(duì)底盤在縱向運(yùn)動(dòng)方向進(jìn)行了AMEsim建模，模型如圖2b所示。并根據(jù)表1及圖3為模型導(dǎo)入?yún)?shù)。

表1 底盤參數(shù)Tab.1 Parameters of chassis

圖3 兩驅(qū)狀態(tài)下發(fā)動(dòng)機(jī)- CVT- 泵的性能曲線Fig.3 Characteristic curve of engine- CVT- pump

2 底盤AMEsim模型的仿真試驗(yàn)

對(duì)底盤AMEsim模型進(jìn)行仿真行駛試驗(yàn)。路況包括：水平路面(0°)、坡度為±5%(2.86°)和±10%(5.71°)的路面。試驗(yàn)方法為：車輛從靜止起步，發(fā)動(dòng)機(jī)油門信號(hào)從怠速(信號(hào)值0.15)增加到最大(信號(hào)值1)，底盤達(dá)到穩(wěn)定速度后油門信號(hào)從最大恢復(fù)到怠速狀態(tài)。觀察整個(gè)過程中馬達(dá)所需總流量、泵總流量、馬達(dá)與泵之間的流量差、車速及馬達(dá)進(jìn)油壓力的變化曲線。仿真結(jié)果如圖4～6所示。

圖4 水平路面仿真試驗(yàn)Fig.4 Simulation test of driving on a level road

圖5 爬坡仿真試驗(yàn)Fig.5 Climbing simulation test

圖6 下坡仿真試驗(yàn)Fig.6 Downhill simulation test

(1)在水平路面上，底盤從起步加速到最高速度的這段時(shí)間內(nèi)，泵的流量與馬達(dá)所需流量完全相同，馬達(dá)處于安全工作范圍，馬達(dá)進(jìn)油壓力pin>0。在第25秒，油門信號(hào)從1降至0.15，發(fā)動(dòng)機(jī)回到怠速狀態(tài)，CVT切斷了泵的動(dòng)力來源，由于泵的慣量較小，在自身內(nèi)阻的作用下，泵的轉(zhuǎn)速急劇下降導(dǎo)致供油量也快速下降。底盤由于慣性仍然繼續(xù)前進(jìn)。同時(shí)底盤自身系統(tǒng)的內(nèi)阻及輪地之間形成的滾動(dòng)阻力frmg使底盤減速并最后停止運(yùn)動(dòng)。觀察到，泵停止運(yùn)動(dòng)后，底盤由于慣性繼續(xù)運(yùn)動(dòng)的這段時(shí)間，馬達(dá)所需流量大于泵提供的流量，泵與馬達(dá)之間的流量差不為零，馬達(dá)處于超速運(yùn)轉(zhuǎn)的狀態(tài)，而此時(shí)馬達(dá)的進(jìn)油壓力pin<0，形成吸空。但是由于阻力的作用，馬達(dá)轉(zhuǎn)速經(jīng)過一段時(shí)間后收斂至0，系統(tǒng)最后趨于穩(wěn)定。

(2)底盤從靜止開始爬坡，坡度分別為5%和10%。底盤從起步加速至最高速度這段時(shí)間內(nèi)，泵的流量與馬達(dá)所需流量完全相同，馬達(dá)處于安全的工作范圍，pin>0。當(dāng)?shù)妆P在一定速度時(shí)，油門信號(hào)從1切換至0.15，泵的轉(zhuǎn)速快速下降至0，車輛由于慣性仍然繼續(xù)前進(jìn)，此時(shí)底盤自身的系統(tǒng)內(nèi)阻、滾動(dòng)阻力frmgcosθ和底盤自身重力在前進(jìn)方向形成的切向分力mgsinθ對(duì)底盤進(jìn)行減速，底盤運(yùn)動(dòng)速度很快就收斂至0。且爬坡坡度越大，在收油后底盤從運(yùn)動(dòng)到停止的時(shí)間越短。觀察到車輛由于自身慣性繼續(xù)運(yùn)動(dòng)時(shí)，由于液壓泵減速較快，仍然有一段時(shí)間馬達(dá)處于超速運(yùn)轉(zhuǎn)工況，泵與馬達(dá)之間的流量差不為零。馬達(dá)超速期間，馬達(dá)進(jìn)油口壓力pin<0。

(3)底盤從靜止開始下坡，下坡坡度分別為5%和10%。在進(jìn)行坡度10%的下坡仿真試驗(yàn)時(shí)，由于底盤缺乏足夠的阻力，自重在行駛方向上的切向分力mgsinθ讓底盤加速并超過該底盤的設(shè)計(jì)意圖(該底盤設(shè)計(jì)最大速度為5.2 m/s)，泵的流量不能滿足馬達(dá)的需要，馬達(dá)超速運(yùn)轉(zhuǎn)，馬達(dá)進(jìn)油口壓力pin<0，并且有加劇的趨勢，整個(gè)系統(tǒng)并不能在發(fā)動(dòng)機(jī)收油后獲得穩(wěn)態(tài)；在坡度5%下坡仿真試驗(yàn)時(shí)，起步至最高速度這段時(shí)間內(nèi)，馬達(dá)并沒有出現(xiàn)超速，pin>0。底盤在發(fā)動(dòng)機(jī)收油后，馬達(dá)由于底盤慣性自溜出現(xiàn)超速運(yùn)轉(zhuǎn)，馬達(dá)進(jìn)油口壓力pin<0，圖5中，底盤收油后能緩慢減速，顯然底盤本身的系統(tǒng)內(nèi)阻及滾動(dòng)阻力frmgcosθ的合力大于底盤自重在行駛方向上的切向分力mgsinθ。

3 基于馬達(dá)進(jìn)油壓力信號(hào)的背壓控制策略

3.1 進(jìn)油壓力與馬達(dá)工況的關(guān)系

底盤處于正負(fù)載工況下行走時(shí)，馬達(dá)進(jìn)油壓力pin>0，壓力能分別消耗在底盤系統(tǒng)內(nèi)阻D、滾動(dòng)阻力frmgcosθ、慣性力max及自重在行駛方向上的切向分力mgsinθ。其中底盤系統(tǒng)內(nèi)阻隨底盤行走速度增加而增大。設(shè)有最低阻力Dmin=min[D]，那么對(duì)應(yīng)存在一最低壓力損失pλ，當(dāng)pin處于區(qū)間(pλ,0)時(shí)，馬達(dá)不能對(duì)外做正功。相反，當(dāng)pin>pλ, 則馬達(dá)有可能對(duì)外做正功。通過上文仿真分析，可得馬達(dá)超速必然導(dǎo)致馬達(dá)進(jìn)油壓力pin出現(xiàn)負(fù)壓。因此當(dāng)監(jiān)測到pin<0時(shí)，認(rèn)為馬達(dá)開始吸空。

3.2 背壓控制策略

為了讓馬達(dá)脫離吸空工況，理論上能通過加大泵的流量以滿足馬達(dá)的流量需求或降低馬達(dá)轉(zhuǎn)速滿足當(dāng)前泵的流量輸出。但是從仿真分析可以看出，CVT- 泵系統(tǒng)輸出流量是有限的，所以只能通過降低馬達(dá)轉(zhuǎn)速以適應(yīng)泵的當(dāng)前流量。本文將采用增加串接在主回油路上的比例溢流閥開口壓力實(shí)現(xiàn)行走馬達(dá)的減速，其控制策略如圖7所示。整個(gè)控制策略分為3個(gè)區(qū)間：背壓線性增大區(qū)間、背壓保持區(qū)間和背壓線性降低區(qū)間。

圖7 背壓控制邏輯Fig.7 Back pressure control scheme

(1) 背壓線性加載區(qū)間

其觸發(fā)條件為馬達(dá)超速運(yùn)轉(zhuǎn)。采用線性增加馬達(dá)的回油背壓在行駛時(shí)能實(shí)現(xiàn)：獲得逐漸增加的制動(dòng)力，駕駛平順性好；防止傳感器因信號(hào)噪聲導(dǎo)致底盤行駛頓挫；能根據(jù)油門信號(hào)及路況選擇恰當(dāng)?shù)幕赜捅硥骸?/p>

(2)背壓線性降低區(qū)間

其觸發(fā)條件為馬達(dá)進(jìn)油壓力處于可能對(duì)外做功區(qū)間。采用線性降低馬達(dá)的回油背壓在行駛時(shí)能實(shí)現(xiàn)：下坡起步時(shí)有緩慢松開剎車的效果；防止傳感器因信號(hào)噪聲導(dǎo)致底盤失去背壓；能根據(jù)油門信號(hào)選擇恰當(dāng)?shù)幕赜捅硥骸?/p>

(3)背壓保持區(qū)間

其觸發(fā)條件為馬達(dá)進(jìn)油壓力處于區(qū)間(pλ,0)。在該區(qū)間內(nèi)，比例溢流閥的控制電流保持不變，其大小由上一個(gè)控制區(qū)間確定，其意義在于：確保車輛在負(fù)負(fù)載的情況下，馬達(dá)不超速的同時(shí)，以合理的供回油壓力，滿足駕駛員的需求；確保制動(dòng)力可以在一個(gè)固定值，避免駕駛員反復(fù)操作。

3.3 元件及參數(shù)選擇

圖8 背壓不同上升速度的下坡仿真試驗(yàn)Fig.8 Downhill simulation test at different rise rates of cracking pressure

(1)選擇量程為0～20 MPa的擴(kuò)散硅壓力變送器，精度為0.1 MPa。若檢測到pin≤0.1 MPa，則認(rèn)為馬達(dá)處于超速運(yùn)轉(zhuǎn)工況。

(2)選擇EBG- 03- C型比例溢流閥，最大許用流量為100 L/min，其控制電流為0～700 mA, 壓力調(diào)節(jié)范圍為0.5～16 MPa，兩輪制動(dòng)時(shí)，可產(chǎn)生最大制動(dòng)力為3 961.5 N,超過拖拉機(jī)自重的60%，符合拖拉機(jī)制動(dòng)力要求[21]。

(3)樣機(jī)比例溢流閥控制電流為0時(shí)，底盤在水平鋪裝路面蠕行所需壓力約為0.9 MPa，因此取pλ=0.9 MPa。

(4)在溢流閥控制電流需要上升的階段，若增加速度過大，則不能獲得全制動(dòng)時(shí)間內(nèi)加速度線性變化，若控制電流增加速度過小，則不能及時(shí)為車輛提供足夠的制動(dòng)力，使行走馬達(dá)及時(shí)減速。為了滿足設(shè)計(jì)意圖，對(duì)溢流閥控制電流的上升速率進(jìn)行仿真。設(shè)仿真模型初速度為5.2 m/s(該底盤設(shè)計(jì)的最高速度)，在20%坡度(等級(jí)外道路一般不超過20%)下坡，溢流閥壓力從0.5 MPa升至16 MPa所用時(shí)間分別為1.5、2、2.5 s，仿真結(jié)果如圖8所示。當(dāng)加載時(shí)間為1.5 s，溢流閥升至最大開啟壓力時(shí)，底盤仍然沒有停止運(yùn)動(dòng)，反向加速度不能繼續(xù)線性增加；若加載時(shí)間為2.5 s，底盤停止運(yùn)動(dòng)時(shí)，溢流閥的壓力仍然沒有上升完畢。若加載時(shí)間為2 s，底盤停止運(yùn)動(dòng)的時(shí)刻與溢流閥的壓力加載完畢的時(shí)刻基本重合。所以本設(shè)計(jì)初步采用2 s作為溢流閥從最低上升到最高開啟壓力的總用時(shí)。

在溢流閥電流需要下降階段，如下降速度過大，則若車輛下坡起步時(shí)容易出現(xiàn)突然的急加速，平順性欠佳。但是如電流下降速度過小，則會(huì)增加過多的無用功。兼顧這幾方面考慮，初定溢流閥控制電流從700 mA下降到0的用時(shí)為4 s。

3.4 系統(tǒng)設(shè)計(jì)

該控制系統(tǒng)主要由電源、擴(kuò)散硅壓力變送器、可編程處理器atmega328、16 MHz外部時(shí)鐘電路、PWM- 電壓轉(zhuǎn)換電路和溢流閥比例控制器等組成，圖9a為程序流程圖，圖9b為控制電路原理圖。

4 樣機(jī)試驗(yàn)

4.1 試驗(yàn)對(duì)象與儀器

圖9 控制程序流程圖及電路原理圖Fig.9 Program flow chart and circuit diagram

圖10 路面試驗(yàn)Fig.10 Road tests

試驗(yàn)對(duì)象為已安裝背壓控制系統(tǒng)的前橋擺轉(zhuǎn)液壓水田底盤。液壓測試采用深圳雷諾公司的CHPM480型測試儀及其配套的傳感器。此外還包括DXL360S型傾角儀、DM6234P型接觸式轉(zhuǎn)速表等。

4.2 試驗(yàn)方法

如圖10所示，試驗(yàn)于2017年9月13日在華南農(nóng)業(yè)大學(xué)校內(nèi)進(jìn)行。其中水平路面為工程學(xué)院前的直路，坡道為土槽實(shí)驗(yàn)室前面的斜坡，坡度經(jīng)測量，平均為6°(坡度13.3%)。由于路面為鋪裝路面，根據(jù)該底盤設(shè)計(jì)意圖，采用2WD模式進(jìn)行試驗(yàn)。

方法1：通過駕駛員操作車輛在平路、上坡和下坡行駛，觀察車輛行駛在不同路面下的馬達(dá)的進(jìn)出油壓力及控制信號(hào)。

方法2：底盤以一定速度下坡時(shí)，駕駛員突然收油，觀察系統(tǒng)對(duì)底盤的制動(dòng)情況。

4.3 試驗(yàn)結(jié)果與分析

4.3.1正負(fù)載下的液壓特性

圖11 水平路面靜止起步壓力信號(hào)及控制信號(hào)Fig.11 Hydraulic pressure and control signals of horizontal pavement starting

圖11及圖12 分別為在水平路面和上坡兩種路況，底盤從靜止起步達(dá)到速度較為穩(wěn)定時(shí),記錄下平均速度及對(duì)應(yīng)的馬達(dá)進(jìn)出油口壓力及比例溢流閥控制信號(hào)圖。在平路3個(gè)速度的試驗(yàn)中，駕駛員分別在7.2、10.0、7.4 s左右開始踩下油門起步；在上坡路況時(shí)，駕駛員分別在6.2、10.6、5.0 s左右開始踩下油門起步?？梢钥吹疆?dāng)進(jìn)油壓力高于0.9 MPa時(shí)，比例溢流閥的控制電流開始減少，經(jīng)過約4s時(shí)間減少至0。

4.3.2負(fù)負(fù)載下的液壓特性

圖12 靜止起步爬坡壓力信號(hào)及控制信號(hào)Fig.12 Hydraulic pressure and control signals of climbing

底盤在下坡行駛時(shí)，3個(gè)不同平均速度所對(duì)應(yīng)的馬達(dá)進(jìn)出油口壓力及比例溢流閥控制信號(hào)圖如圖13所示。駕駛員駕駛車輛從水平路面開下斜坡，進(jìn)入斜坡時(shí)緩慢收油控制底盤速度，可見馬達(dá)分別在2.6、2.0、2.1 s左右開始被自重形成的切向分力拖動(dòng)，馬達(dá)回油壓力開始大于進(jìn)油壓力。分別在3.3、2.8、2.6 s左右進(jìn)油壓力下降至0.1 MPa以下，系統(tǒng)開始線性增加比例溢流閥的控制壓力。分別在3.8、3.1、3.4 s之后駕駛員認(rèn)為速度符合要求(速度基本穩(wěn)定，并記錄下該路段的底盤均速)時(shí)，保持當(dāng)前油門開度，使壓力處于0.1～0.9 MPa之間，系統(tǒng)控制信號(hào)維持不變。分別在8.3、7.6、6.2 s左右下坡基本完成，駕駛員開始加大油門提速，進(jìn)油壓力開始上升，系統(tǒng)線性減小控制電流至零，車輛完成下坡并進(jìn)入正負(fù)載工況行駛。

4.3.3自動(dòng)制動(dòng)

圖14 坡道自動(dòng)制動(dòng)試驗(yàn)現(xiàn)場Fig.14 Auto-brake test

行走馬達(dá)若長時(shí)間被外力矩拖動(dòng)，進(jìn)油壓力一直低于0.1 MPa, 系統(tǒng)會(huì)持續(xù)增大比例溢流閥的控制電流，使底盤停止運(yùn)動(dòng)以保證行駛安全。如圖14所示，駕駛員把擺轉(zhuǎn)底盤開下斜坡，在底盤前橋軸線到達(dá)斜坡的預(yù)先劃線處，駕駛員松開油門，不采取手動(dòng)剎車，實(shí)驗(yàn)員記錄下底盤到達(dá)劃線處的瞬時(shí)速度，以及系統(tǒng)自動(dòng)剎車的制動(dòng)距離。試驗(yàn)結(jié)果為當(dāng)?shù)妆P以1.15 m/s進(jìn)行自動(dòng)剎車時(shí)，車輛從記錄點(diǎn)到停止共走過3.25 m，其液壓控制信號(hào)如圖15所示，在10.6 s附近時(shí)，進(jìn)油壓力低于0.1 MPa,系統(tǒng)線性增加比例溢流閥控制電流，大約經(jīng)過2 s后達(dá)到最大，車輛停止在斜坡后，馬達(dá)回油壓力保持在1.9 MPa左右。

圖15 坡道自動(dòng)制動(dòng)信號(hào)Fig.15 Hydraulic pressure signal diagram of auto brake

5 結(jié)論

(1)通過對(duì)底盤液壓系統(tǒng)建模及仿真試驗(yàn)得出發(fā)動(dòng)機(jī)- CVT- 定量泵為動(dòng)力源，定量輪邊液壓馬達(dá)為驅(qū)動(dòng)裝置的閥控開式液壓底盤存在以下特點(diǎn)：若切向力、滾動(dòng)阻力和慣性力的合力與運(yùn)動(dòng)方向相反，如在平路、上坡、小坡度下坡進(jìn)行加速或勻速行駛，則底盤處于正負(fù)載工況；若該合力與運(yùn)動(dòng)方向相同，如在較大坡度下坡行駛或因慣性減速行駛，底盤處于負(fù)負(fù)載工況。

(2)底盤在正負(fù)載工況時(shí)，回油路無論有沒有液阻，馬達(dá)都處于安全工況，此時(shí)回油液阻越大無用功越多。底盤在負(fù)負(fù)載工況時(shí)，若回油路液阻不足，泵供油量小于馬達(dá)需油量，此時(shí)因馬達(dá)呈現(xiàn)泵效應(yīng)，液壓部件會(huì)因缺油而不能正常工作。

(3)通過回油背壓的調(diào)節(jié)，解決負(fù)負(fù)載問題。綜合考慮底盤行駛的平順性和易操控性，提出三段式背壓控制策略。根據(jù)馬達(dá)進(jìn)油壓力，在馬達(dá)可能做正功區(qū)間，線性降低溢流閥開啟壓力，增加壓力能利用；馬達(dá)只做負(fù)功區(qū)間，保持溢流閥開啟壓力，獲取穩(wěn)定的制動(dòng)力；馬達(dá)超速區(qū)間，線性提高溢流閥開啟壓力，限制馬達(dá)超速。

(4)根據(jù)制定的背壓控制策略，對(duì)atmega328進(jìn)行嵌入式編程，并與擴(kuò)散硅壓力變送器、PWM轉(zhuǎn)換電路、比例閥控制器、EBG- 03型比例閥等構(gòu)成整個(gè)控制系統(tǒng)。該控制系統(tǒng)通過對(duì)馬達(dá)進(jìn)油口壓力的實(shí)時(shí)采樣，從而控制比例溢流閥的開啟壓力。通過樣機(jī)試驗(yàn)，驗(yàn)證了該系統(tǒng)能在正負(fù)載的情況下降低回油背壓，負(fù)負(fù)載時(shí)提供相應(yīng)的制動(dòng)力防止馬達(dá)超速，證明此背壓控制系統(tǒng)用于該四驅(qū)底盤可行。

1 劉平義，彭鳳娟，李海濤，等. 丘陵山區(qū)農(nóng)用自適應(yīng)調(diào)平底盤設(shè)計(jì)與試驗(yàn)[J/OL]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2017, 48(12): 42-47. http:∥www.j-csam.org/jcsam/ch/reader/view_abstract.aspx?file_no=20171205&flag=1. DOI:10.6041/j.issn.1000-1298.2017.12.005.

LIU Pingyi，PENG Fengjuan， LI Haitao，et al. Design and experiment of adaptive leveling chassis for hilly area[J/OL]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2017, 48(12): 42-47.(in Chinese)

2 呂瑩,李志偉,吳瀟, 等. 前橋擺轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向式四驅(qū)底盤結(jié)構(gòu)形狀指數(shù)的優(yōu)化[J], 農(nóng)機(jī)化研究, 2015, 37(6): 33-36.

Lü Ying，LI Zhiwei，WU Xiao, et al. Optimization of structure shape index of front axle swing steering four-wheel chassis[J]. Journal of Agricultural Mechanization Research, 2015, 37(6): 33-36.(in Chinese)

3 呂瑩,李志偉,吳瀟, 等. 四輪底盤轉(zhuǎn)向方式對(duì)工作行程率影響的研究[J]. 農(nóng)機(jī)化研究, 2015, 37(5): 71-74.

Lü Ying，LI Zhiwei，WU Xiao, et al. Research on the influence of four-wheel chassis’ working stroke rate[J]. Journal of Agricultural Mechanization Research, 2015, 37(5): 71-74.(in Chinese)

4 呂瑩,李志偉,張靜. 前橋擺轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向四輪底盤轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的創(chuàng)新優(yōu)化設(shè)計(jì)[J]. 中國農(nóng)機(jī)化學(xué)報(bào), 2016, 37(11): 107-110.

Lü Ying, LI Zhiwei, ZHANG Jing. Innovation and optimization design on steering mechanism of front axle swing steering four-wheel chassis[J]. Journal of Chinese Agricultural Mechanization,2016, 37(11): 107-110.(in Chinese)

5 呂瑩. 基于ADAMS的前橋擺轉(zhuǎn)式四輪底盤仿真分析[J]. 農(nóng)業(yè)技術(shù)與裝備, 2016(7): 74-76.

Lü Ying. Simulation analyses of four-wheel front wheel drive chassis of front axle swing steering based on ADAMS[J]. Agricultural Technology & Equipment, 2016(7): 74-76.(in Chinese)

6 呂瑩,李志偉,張靜. 前橋擺轉(zhuǎn)式四輪底盤轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向機(jī)理研究[J]. 現(xiàn)代農(nóng)業(yè)裝備， 2016(1): 48-52.

Lü Ying,LI Zhiwei, ZHANG Jing. Research on the steering theory of front axle swing sowing four-wheel chassis[J]. Modern Agricultural Equipment, 2016(1)：48-52.(in Chinese)

7 吳瀟. 前橋擺轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向式液壓驅(qū)動(dòng)小型四輪底盤設(shè)計(jì)[D]. 廣州: 華南農(nóng)業(yè)大學(xué), 2014.

WU Xiao. Design of front axle swing the streering-wheel-drive chassis hydraulic system[D]. Guangzhou: South China Agricultural University, 2014. (in Chinese)

8 呂瑩, 符耀明,吳瀟，等. 前橋擺轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向式四驅(qū)底盤驅(qū)動(dòng)方式研究[J]. 農(nóng)機(jī)化研究, 2015, 37(7): 23-26.

Lü Ying，F(xiàn)U Yaoming，WU Xiao，et al. Driven method research of the front-axle articulated vehicle[J]. Journal of Agricultural Mechanization Research, 2015, 37(7): 23-26.(in Chinese)

9 王寶山，王萬章，王淼森，等. 全液壓驅(qū)動(dòng)高地隙履帶作業(yè)車設(shè)計(jì)與試驗(yàn)[J/OL]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào), 2016, 47(增刊): 471-476. http:∥www.j-csam.org/jcsam/ch/reader/view_abstract.aspx?file_no=2016s071&flag=1. DOI: 10.6041/j.issn.1000-1298.2016.s0.017.

WANG Baoshan，WANG Wanzhang，WANG Miaosen，et al. Design and experiment of full hydraulic drive high clearance tracked vehicle[J/OL]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2016, 47(Supp.): 471-476.(in Chinese)

10 張利平. 液壓傳動(dòng)系統(tǒng)及設(shè)計(jì)[M]. 北京: 化學(xué)工業(yè)出版社, 2005.

11 AKERS A, GASSMAN M, SMITH R. Hydraulic power system analysis[M]. Boca Raton:CRC Press, 2006.

12 王意. 車輛與行走機(jī)械的靜液壓驅(qū)動(dòng)[M]. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社, 2014.

13 張海平. 液壓平衡閥應(yīng)用技術(shù)[M]. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社, 2017.

14 NORDHAMMER P, BAK M, HANSEN M. A method for reliable motion control of pressure compensated hydraulic actuation with counterbalance valves[C]∥2012 12th International Conference on Control,Automation and Systems,2012:759-763.

15 林壯. 掘進(jìn)機(jī)行走制動(dòng)平衡閥設(shè)計(jì)[J]. 煤礦機(jī)械, 2016, 37(8): 37-38.

LIN Zhuang. Design of driving braking balance valve of roadhead[J]. Coal Mine Machinery, 2016, 37(8): 37-38.(in Chinese)

16 袁士豪，殷晨波，劉世豪. 基于AMESim的平衡閥動(dòng)態(tài)性能分析[J/OL]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào),2013, 44(8): 273-280.http:∥www.j-csam.org/jcsam/ch/reader/view_abstract.aspx?flag=1&file_no=20130847&journal_id=jcsam. DOI:10.6041/j.issn.1000-1298.2013.08.047.

YUAN Shihao，YIN Chenbo，LIU Shihao. Working properties of counterbalance valve based on AMESim code[J/OL]. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery, 2013, 44(8): 273-280.(in Chinese)

17 王金和，安文，趙星. 基于掘進(jìn)機(jī)行走系統(tǒng)的力士樂BVD平衡閥工作原理[J]. 礦業(yè)裝備, 2014(11): 96.

WANG Jinhe，AN Wen，ZHAO Xing. Rexroth BVD balancing valve working principle based on walking system of roadheader[J]. Mining Equipment, 2014(11): 96.(in Chinese)

18 HARMS H H. Proceedings of the national conference on fluid power[C]∥International Exposition for Power Transmission and Technical Conference, 2000.

19 黃志堅(jiān). 現(xiàn)代液壓氣動(dòng)應(yīng)用技術(shù)叢書:電液比例控制及應(yīng)用實(shí)例[M]. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社, 2015.

20 GILLESPIE T D. Fundamentals of vehicle dynamics[M]. Warrendale PA: Society of Automotive Engineers,Inc., 2000.

21 GB 7258—2012 機(jī)動(dòng)車運(yùn)行安全技術(shù)條件[S].2012.