基于AMESim的插秧机液压转向系统设计与仿真

田延豹

（娄底职业技术学院，湖南 娄底 417000）

我国是水稻种植大国，为顺应智能化、现代化和自动化农业发展理念，需就现有传统农业机械设备予以革新。其中，插秧机是水稻种植常用设备，使用期间受到稻田环境影响，无法保证种植效率和质量。因此，针对传统插秧机进行改良，设计新型液压转向系统，改善设备使用中出现的转向能力弱和操作吃力等问题，保障水稻种植作业高效开展。

1 传统插秧机液压转向系统的使用弊端

传统插秧机液压转向系统受到稻田环境影响，在泥脚深度大、道路狭窄和田块小的环境中作业会增大转向力矩，通过频繁转向完成作业。实际使用中，存在转弯半径大、前轮转向角小等问题，无法在小空间内调头转向，增加操作难度[1]。除此以外，因水田泥脚大，操控人员在转向阻力大的环境中调整方向盘方向难度较大。操控插秧机人员经长时间持续工作，易出现驾驶疲劳，不利于控制作业效果。目前所使用的插秧机控制系统存在智能化和自动化水平低的弊病，不符合自动控制转向系统需要，应当对其转向系统加以优化[2]。

2 插秧机液压转向系统设计方案

目前，插秧机液压转向系统的研究集中于底盘驱动方面，通过设计全液压驱动方式，达到无级变速效果。但此方向研究对解决窄小空间的转向问题作用不明显。本文所设计的插秧机液压转向系统相较于传统插秧机增加了负载敏感结构，此种结构将节流口开度作为影响工作元件温度的唯一要素，消除了负载影响，能够提升自动控制水平。可在系统流量变化时，使可变节流口处的油液两端压差随之变化[3]。通过比较泵排量控制阀弹簧设计压差和变化压差，当有所偏差时，将自动调整泵排量，并且阀动作由泵排量控制。由此可见，泵成为控制关键要件，其具备功率跟随特性，紧密匹配负载、流量和压力，在油箱中接收最小剩余流量，以此降低能量损失，节省安装液压设备空间[4]。

2.1 总体设计

本文所设计的插秧机液压转向系统以洋马VP8 高速插秧机为例，满载质量为1 990 N。在液压系统中与底盘系统间的控制回路连接方式见图1。为防止并联液压马达打滑，使用单泵四马达作为驱动系统；为解决窄小空间调头困难、转向阻力大和结构自动化水平低的问题，使用单向稳定转向阀。

图1 水稻插秧机液压系统总体控制回路Fig.1 Overall control circuit of hydraulic system of rice transplanter

2.2 液压转向系统回路设计

液压转向系统中的动力元件为负荷敏感泵，控制元件为液压转向阀、优先阀，执行元件为双活塞液压缸，工作原理见图2。

图2 水稻插秧机液压转向系统原理图Fig.2 Hydraulic steering system schematic diagram of rice transplanter

图2 中的负载敏感泵为变量泵，当执行元件工作负载或泵转速发生变化时，将带动系统流量变化，进而在可变节流口处的压差也将于泵输出端发生变化。将变化压差定义为p1，控制弹簧的压力定义为p2，负载敏感泵自动比较两值，调整泵排量，进而使两值逐渐相等。p2和负载大小决定输出压力，因输出流量具有功率跟随性，因此，输出流量将追随负载。缺少负载敏感转向系统，执行元件工作压力和方向盘转矩共同影响通过转向器阀芯阀套开口截面的流量，出现难以控制的问题。加入负载敏感转向系统后，由方向盘转矩决定通过开口截面的流量，此时转向系统更易调控，流量波动幅度小[5]。

图2 中的优先阀将与转向回路相接，保证进入油缸的液压油能够支撑系统稳定运行。另一端EF 油口将与其他液压回路相接，如插秧机仿形等。作为液压转向系统的控制元件，液压转向器阀套发挥作用需以方向盘为介质，由方向盘转动，使得阀芯和阀套间位移发生变化，进而对通断状态和油路方向予以调整，最终达到转向目标。双活塞杆液压缸作为执行元件，设计中要注意检查两杆径是否相同。当系统超压时，辅助控制元件中的安全阀将发挥安全压力保障作用，通过打开此阀，卸掉载荷。

2.3 液压转向系统参数计算

插秧机正常工作状态下其最大转向力的计算公式为：

式中：ρ——当量半径，m，数值为第三胎的宽度；μ——附着系数；Z——方向盘垂直载荷，kN；T——最大转向力矩，N·m。

ρ= 0.033，μ= 0.4，Z= 5880N。将以上数值代入公式，求得最大转向力矩为78.4 N[6]。

液压缸推力的计算公式为：

式中：r——最小力臂，m；K——系数；Fp——液压缸所需推力，N。

K= 1.5，r= 0.1。将数值代入公式，求得液压缸最大推力为1 960 N。

本文所设计的插秧机液压转向系统的反压力和设计压力的负荷和理论压力分别为：系统设计压力方面，当负荷≤1 kN时，理论压力在[0.8，1.0]MPa；当负荷为1~2 kN 时，理论压力在[1.5，2.0]MPa；当负荷为2~10 kN 时，理论压力在[2.0，5.0]MPa。系统反压力方面，当系统类型为简单系统时，反压力在[0.1，0.3]MPa；当系统类型为封闭单系统时，反压力在[0.8，1.5]MPa。液压系统杆径比为：当理论压力≤5 MPa 时，内外杆径比在[0.50，0.55]；当理论压力为5.0~7.0 MPa时，内外杆径比在[0.62，0.70][7]。结合对设计参数区间和对应关系的阐释，考虑液压器元件的高效区范围和系统负载大小，最终将反压力、液压压力和内外杆径比分别为0.2 MPa、2.0 MPa、0.5 MPa，按照液压缸活塞直径的计算公式计算出相应结果：

式中：p2——反压力，MPa；D——工作腔压力，MPa；ncm=0.95为液压缸工作效率；Fp——推力，N；D为活塞直径，mm。

将ncm= 0.95代入公式中，最终求出连杆直径d为19 mm，活塞直径D为38 mm。

计算转向系统流量最大值的公式为：

式中：v——液压缸的运动速度，m/min；Q——系统最大流量，L/min。将对应数值代入公式中，求出最大流量Q为13.24 L/min。

3 基于AMESim 建模仿真的插秧机液压转向系统仿真分析

3.1 建模

本文借助AMESim软件完成对插秧机液压转向系统的建模，由于此软件中缺少负载敏感泵模型，因此要联用HCD库。建模要经过设计草图、选择子模型和设置参数环境，构建负载敏感泵模型，对此展开仿真，确定负载敏感特性，验证模型是否正确。设计的系统模型图见图3。

图3 液压转向系统仿真模型图Fig.3 Hydraulic steering system simulation model

仿真环节，负载压力对应的仿真要素为比例溢流阀，负载敏感泵性能参数通过节流阀两端压差和流量变化水平显示，且将两端压差设置为0.7 MPa。借助阀芯和弹簧腔质量模拟块搭建负载敏感泵的伺服活塞杆，且将计算步长和仿真时间设定为0.01 s 和10 s。经仿真试验，对工作负载变化与节流阀通过流量和节流阀两端压差变化结合图像进行分析[8]。通过分析，在负载压力方面，当开始仿真至8 s期间，负载压力呈现出随时间稳定上升的规律，当进行至8 s 时，负载压力为20 MPa；当仿真进入到8~10 s 的范围时，负载压力不变，始终为20 MPa。而在工作负载变化与通过节流阀的流量数值变化方面，在仿真试验过程中，通过节流阀的流量在[33.88，34.50]波动。结合仿真过程中节流阀进出油口压力来看，当进行0.1 s后，进油口压力出现变化，而后进出油口的压力均有所增大，二者差值小于0.7 MPa。出现上述现象的原因是：在仿真试验开始后，液压系统本身具有惯量，会影响进出油口压力。同时，节流口开度是影响节流阀通过流量的因素，负载变化无法影响流量大小变化。当负载有需要时，负载敏感泵将按照需求输出相应流量，因此可以看出其具备功率跟随性[9]。

3.2 仿真分析

使用AMESim 软件和HCD 库构建插秧机液压转向系统的仿真模型，借助滑阀模型表示转向器转阀模型，使用负载敏感泵作为动力元件，计量马达的加载为具备无摩擦的负载。加入两个单向阀和安全阀，防止出现液压泵吸空和系统压力过高的问题。仿真分析的主要参数见表1。

表1 仿真模型主要参数Tab.1 Main parameters of simulation model

经仿真，方向盘转角信号和转向液压缸位移曲线见图4。

图4 液压转向系统仿真结果曲线Fig.4 Hydraulic steering system simulation result curve

将转角行程设定在[-360°，360°]，当向左转动插秧机前轮，其能够达到最大转向角；当向右转动，将获得最小转向角。经过仿真模拟，输出转角信号图像，分析在试验中转角度数的变化规律。经分析，当处于0~0.6 s 的时间段内，方向盘转角信号从0°变为360°；当处于0.6~1.6 s 的时间段内，方向盘转角信号始终为360°；当处于1.6~2.8 s 的时间段内，方向盘转角信号从360°变为-360°，且为均匀变化特征；当处于2.8~3.1 s的时间段内，方向盘转角信号始终为-360°。

分析转向液压缸位移变化时，观察对应的仿真曲线。经分析，当处于0~0.05 s的时间段内，转向液压缸的位移并未发生明显变化。出现此种情况是因方向盘受到转角虚位现象影响，同时，通过设置滑阀正负遮盖量表示虚位现象，符合实际情况；当处于t=0.6 s 的时间点时，正向最大行程为180 mm，但此时并未超过此数值，试验中的位移为174.5 mm。出现此种现象的原因是位移存在滞后量，且转角信号的滞后量远小于液压缸位移；当处于t=0.7 s 的时间点时，转向液压缸的正向最大行程与测得的数值相等，说明此时为插秧机达到前轮转向角正向最大值的时间；当处于0.7~1.6 s 的时间段内，转向液压缸的位移保持不变；当处于1.6~2.6 s 的时间段内，转向信号发生变化，由360°变成-360°，且位移也由180 mm 变为-180 mm，此时反向转向角数值最大；当处于2.6~3.1 s的时间段内，位移保持不变，始终为-180 mm。通过分析转向液压缸位移和方向盘转角信号随时间变化规律可以发现，二者在变化趋势上维持一致，均于相应时间节点发生变化，所得到的变化规律曲线基本吻合[10]。

4 结语

本文研究了一种负载敏感液压转向系统，通过对液压元件设计参数进行计算，得到相应数值。并借助AMESim 软件和HCD库构建插秧机液压转向系统的仿真模型，仿真模拟转向液压缸位移、方向盘转向信号、节流阀进出油口压力和负载压力。经过仿真模拟分析，所设计的插秧机液压转向系统能够满足田间作业需要，具备实践应用可行性。具体结论如下：①在文章所设计的液压转向系统中，方向盘转矩为影响转向器阀芯阀套开口截面流量的关键性要素，而执行元件压力不影响流量变化；②所设计的系统具备系统流量波动小且容易控制的优势，引入的负载敏感泵具有功率跟随性，因此可降低系统耗能；③经AMESim软件仿真，得到设计参数与转向系统工作状态基本吻合的结论，说明模型可行；④文章所使用的仿真方法和所设计的转向系统结构均可为农业机械设计工作提供支持，具备实践应用价值。