一种特种车辆快速展车协同控制方法

1.本发明涉及特种车辆控制技术领域，具体涉及一种特种车辆快速展车协同控制方法。


背景技术：

2.特种车辆的展车过程是整个系统准备过程中的重要环节，共分为调平与起竖两个过程，展车过程的时间长短直接影响到某新型特种车辆的快速反应能力以及生存能力，其速度与精度将直接影响作业的实际效果；为减少特种车辆作业前的准备时间，要求特种车辆在较短时间内完成调平；起竖过程是一个负载不断变化的过程，系统容易不稳定，而系统不平稳会使负载结构和内部仪器受过大冲击，所以起竖过程应该尽量避免产生冲击，因此需要对调平与起竖过程进行规划，以满足快速性、稳定性和安全性的要求；
3.目前我国新型特种车辆通过不断简化作业流程，使准备时间不断缩短，但仍与快速展车的需求存在一定差距；在这种背景下，快速展车已成为影响新一代特种车辆快速反应能力提升的关键问题，进一步压缩特种车辆展车时间，是提高快速反应能力的必由之路；
4.随着全电化特种车辆的发展，柴油发动机+发电机的智能动力单元成为趋势，传统的底盘发动机取力，进而驱动液压调平的方式将被模块化、集成化的电动调平缸所替代；要实现高速起竖，需采用流量大、压力高的液压动力系统，这会导致增大系统的装机功率和体积，给特种车辆的设备布局带来困难，为解决此问题，可以采用气液混合驱动的方式来降低系统的装机功率和体积，提高特种车辆起竖动力系统的功率密度；因此，采用电驱调平和气液混合驱动起竖已成为大幅度提高特种车辆快速反应能力的关键技术，开展集成电动调平和气液混合动力的新一代快速展车技术的研究已成为关键；
5.目前，特种车辆的展车作业普遍存在以下问题：
6.(1)针对特种车辆的调平系统，主要有以下三个方面存在问题：一是传统特种车辆调平多采用液压缸调平，传统液压调平存在时间相对较长、调平精度相对较差的问题；二是在调平控制算法上，传统液压缸调平控制多采用模糊pid控制算法，但由于液压系统存在非线性、参数时变、各执行元件的负载差异等特性，存在着控制精度不高等问题；三是传统特种车辆调平系统大多采用后支腿左右调平的总体方案，按照升车(四条腿着地)、调平(左右后支腿)、伸前腿的顺序完成调平，整个调平过程为串行方式，环节多、耗时长，很难满足快速调平的要求；
7.(2)针对特种车辆的起竖系统，特种车辆负载起竖系统多采用三铰点固连式机构，普遍采用定量泵驱动的传统液压起竖系统；传统液压起竖系统要实现快速起竖，液压油源体积、重量会大幅增加，不利于特种车辆轻载化、低装机功率的发展需求；
8.(3)针对特种车辆的展车流程，协同展车主要会产生以下三个具体问题：一是当车辆调平时起竖，起竖液压缸会受到侧向的力矩，会有侧翻的危险，因此需要结合实际情况分析；二是当车辆起竖时进行调平，调平电动缸受到起竖过程产生的冲击力，会对调平精度产生影响，并且会对调平液压缸产生较大的径向力；三是起竖液压缸的水平与竖直方向加速
度会变大，有过载的风险；
9.综上所述，亟需设计一种特种车辆快速展车协同控制方法，来解决上述现有技术存在的问题。


技术实现要素：

10.针对上述存在的问题，本发明旨在提供一种特种车辆快速展车协同控制方法，本方法通过设计基于干扰补偿的特种车辆协同调平方法和基于高压蓄能的特种车辆协同起竖方法来对特种车辆快速展车进行协同控制，能够有效实现特种车辆快速展车，具有展平速度快、调平精度高的特点。
11.为了实现上述目的，本发明所采用的技术方案如下：
12.一种特种车辆快速展车协同控制方法，包括步骤
13.step1.在特种车辆协同展车的过程中，提出特种车辆协同展车运动的各项边界条件，并根据边界条件规划特种车辆展车过程协同运动方案，同时提出并行工作的协同展车模式；
14.step2.设计基于干扰补偿的特种车辆协同调平方法，并利用基于干扰补偿的特种车辆协同调平方法控制特种车辆的协同展车过程；
15.step3.设计基于高压蓄能的特种车辆协同起竖方法，并利用基于高压蓄能的特种车辆协同起竖方法控制特种车辆的协同展车过程，完成特种车辆快速展车协同控制。
16.优选的，步骤step1所述的协同运动方案的设计过程包括
17.step101.根据特种车辆协同展车过程中的各项边界条件，确定调平系统与起竖系统同时工作的协同展车方案；
18.step102.在特种车辆协同展车方案的基础上，对四支点调平的调平原理进行分析，采用三点逐高法对车辆进行调平；
19.step103.在特种车辆协同展车方案的基础上，对起竖机构进行优化，设计快速起竖系统方案。
20.优选的，步骤step102所述的四支点调平的分析过程包括
21.(1)设系统的调平均可以简化为对某一平台平面的调平，在平台的x、y两个相互垂直的方向上安装一双轴倾角传感器来测量两个方向上的水平倾角；
22.(2)设支腿i在水平坐标系ox0y0z0中的坐标为0pi＝(0p
ix
,0p
iy
,0p
iz
)
t
，在平台坐标系ox1y1z1中的坐标为1pi＝(1p
ix
,1p
iy
,1p
iz
)
t
；同时假设平台初始角α、β不为0，平台都为小倾角，满足α、β为小角度的条件，得到两坐标系之间的变换矩阵如下：
[0023][0024]
(3)设在坐标系ox1y1z1中，各支腿坐标为：1pi＝(1xi,1yi,1zi)
t
；则各支点z的坐标为：
[0025]0zi＝(-α,β,1)(1xi,1yi,1zi)
t
[0026]
(4)调平前进行预支承，首先判断出最高点，将这点作为坐标原点，则各支腿的初始位置为：
[0027]0zi＝-α1xi+β1yi+1zi[0028]
显然，1zi＝0，因此，上式可表示为：
[0029]0zi＝-α1xi+β1yi[0030]
(5)设i＝h为最高点，0zh≥0zi，则任意时刻，各支点与最高点位置差为：
[0031]ei
＝0z
h-0
zi＝-α(1x
h-1
xi)+β(1y
h-1
yi)
[0032]
(6)各支腿沿车架前后左右对称分布，设支腿分布的的长边间距为la，短边间距为lb，则有各支腿在动坐标系中的坐标为：
[0033][0034]
据此，计算出各支腿的伸出量，倾角的正负服从右手规则，根据x轴和y轴方向两倾角正负的不同组合，对应的坐标最高的支腿也不同，以下分四种情况分析：
[0035]
(1)当α＜0，β＞0时，支腿1最高：
[0036][0037]
(2)当α＞0，β＞0时，支腿2最高，
[0038][0039]
(3)当α＜0，β＞0时，支腿3最高，
[0040][0041]
(4)当α＜0，β＞0时，支腿4最高，
[0042][0043]
根据上述四种情况可以看出：每次调平时，各支腿的调节量为0，||αla||，||βlb||，||αla||+||βlb||四种数值中的一种，根据高点不同进行分配；调平过程可以循环迭代，直至水平度达到要求。
[0044]
优选的，步骤step2所述的基于干扰补偿的特种车辆协同调平方法的设计过程包括
[0045]
step201.以电动缸为调平支腿，通过计算调平过程理论误差和计算调平支腿的理论承载力，建立电动缸形变误差模型；
[0046]
step202.在电动缸形变误差模型中引入基于干扰补偿的调平控制策略，将电动缸的形变量作为调平控制器的初始输入误差，将型变量作为控制系统的前馈，采用模糊pid控
制方法进行反馈控制，得到基于干扰补偿的特种车辆协同调平方法。
[0047]
优选的，步骤step201所述的调平过程理论误差计算过程包括
[0048]
(1)在行星滚柱丝杠中，设f0为行星滚柱丝杠的轴向受力，其各接触点受力相同，fn为接触法向力，fa为轴向力，f
t
为切向力，fr为径向力，fs为轴向力和切向力的合力，λ为滚柱的导程角；θ为丝杠与滚柱、螺母与滚柱的接触角；
[0049]
则总轴力与单个接触点的法向力的关系为
[0050][0051]
式中n为滚柱个数；
[0052]
(2)根据赫兹理论，确定中心丝杠与滚柱之间点接触的四个主曲率分别为：
[0053][0054]
式中，r为滚柱与中心丝杠接触点处的圆弧半径；r1为中心丝杠螺纹滚道的半径；d1为接触点到中心丝杠的半径；d2为接触点到滚柱轴线的半径；
[0055]
可知，曲率和为：
[0056]
∑ρ＝ρ
11
+ρ
12
+ρ
21
+ρ
22
[0057]
主曲率函数为：
[0058][0059]
(3)根据赫兹接触理论，得到接触面的弹性形变量为：
[0060][0061]
式中，e1与e2为滚柱与丝杠弹性模量；μ1与μ2为滚柱与丝杠泊松比，f0为轴向力。
[0062]
优选的，步骤step201所述的计算调平支腿理论承载力的过程包括
[0063]
(1)设两前支腿对车架的轴向力和径向力分别为f
1y
、f
1x
、f
1z
；两后支腿对车架的轴向力和径向力分别为f
2y
、f
2x
、f
2z
；车身俯仰角α、车身横滚角β；两前支腿左右跨度为h，两后支腿跨度与之相同；同侧前后支腿跨度为l；车架质量为m1，负载质量为m2，总质量为m；车架质心位于车体垂向的对称面内，距后腿中轴线水平距离为l1；负载质心位于车体垂向的对称面内，距后腿中轴线水平距离为l2；重力加速度为g＝9.8m/s2；
[0064]
(2)以车架平面为基准，追踪车身状态变化时车架重力与支腿轴向力间的平衡，列出平衡方程；支腿轴向方向上的合力等于车架及负载重力在支腿轴向方向上的投影；当车体既有俯仰角又有横滚角时，受力平衡方程如下：
[0065]f1y
+f
2y
＝mg cosαcosβ
[0066]f1x
+f
2x
＝mg sinα
[0067]f1z
+f
2z
＝mg sinβ
[0068]
以两前支腿连线为旋转轴，进行力矩平衡分析，力矩平衡方程如下：
[0069]
[m1g(l-l1)+m2g(l-l2)]cosαcosβ＝f
2y
l
[0070]
以两后支腿连线为旋转轴，进行力矩平衡分析，力矩平衡方程如下：
[0071]
[m1gl1+m2gl2]cosαcosβ＝f
1y
l。
[0072]
优选的，步骤step202所述的基于干扰补偿的调平控制策略包括
[0073]
step2021.计算初始误差作为前馈补偿，反馈控制采用自适应模糊pid控制，模糊控制器的输入误差e根据前馈的干扰补偿值得出，再计算误差变化率ec；
[0074]
step2022.模糊控制器在运行中通过不断更新e和ec来调整δk
p
、δki和δkd的值，实现pid参数的在线自整定，满足不同e和ec对控制参数的不同要求；
[0075]
其中，模糊控制器的输入、输出语言变量e、ec、δk
p
、δki、δkd的模糊论域均为[-6，6]，模糊子集为[nb，nm，ns，zo，ps，pm，pb]，考虑到对论域的覆盖程度和灵敏度、稳定性与鲁棒性原则，各模糊子集采用高斯形隶属度函数。
[0076]
优选的，步骤step3所述的基于高压蓄能的特种车辆协同起竖方法的控制过程包括
[0077]
step3011.采用高压蓄能器驱动特种车辆快速起竖方案，建立高压蓄能器；
[0078]
step3012.在高压蓄能器的基础上，建立三级液压缸数学模型；
[0079]
step3013.在三级液压缸数学模型的基础上，建立缓冲装置的数学模型。
[0080]
优选的，步骤step3012所述的三级液压缸数学模型的建立过程包括
[0081]
(1)将液压缸的正、反腔分别当作一个节点容腔，通过节点容腔法建立两腔压力方程，计算出各级缸的输出力，得出三级缸的数学模型如
[0082][0083]
式中，e为油液的有效体积弹性模量；vf和vb分别为多级缸正、反腔的初始容积；qf和qb分别为流入或流出正、反腔的流量；a
f3
、a
f2
、a
f1
分别为3、2、1级筒正腔作用面积；a
b3
、a
b2
、a
b1
分别为3、2、1级筒反腔作用面积；l
3max
、l
2max
、l
1max
分别为3、2、1级筒的最大位移；pf、pb分别为油缸正、反腔的压力；x
32
、v
32
分别为3级筒相对于2级筒的轴向位移、速度；x
21
、v
21
分别为2级筒相对于1级筒的轴向位移、速度；x
1p
、v
1p
分别为1级筒相对于活塞杆的轴向位移、速度；f3、f2、f1分别为3、2、1级筒输出作用力；f
f3
、f
f2
、f
f1
分别为3、2、1级筒运行过程的摩擦力；f
p3
、f
p2
、f
p1
分别为3、2、1级筒、活塞杆间的碰撞力；
[0084]
(2)式(40)中缸筒运行中的摩擦力模型采用改进的lugre模型，数学模型如
[0085][0086]
式中，z为鬃毛的平均弹性形变；v为接触面的相对速度；σz为刚度系数；τz为阻尼系
数；ηz为粘滞系数；vs为stribeck速度常数；fc为库伦摩擦力；fs为静摩擦力；h为油膜厚度；
[0087]
(3)式(40)中液压缸级间碰撞模型基于赫兹接触力模型，其数学模型如
[0088][0089]
式中，k
p
和kn为等效弹簧刚度；μ为迟滞因子；δ为接触点法向穿透深度；vr和vc为两个缸筒的速度；x为缸筒间相对位移；g
p
为缸筒位移上界；gn为缸筒位移下界。
[0090]
本发明的有益效果是：一种特种车辆快速展车协同控制方法，与现有技术相比，本发明的改进之处在于：
[0091]
(1)本发明设计了一种特种车辆快速展车协同控制方法，本方法基于快速展车设计指标，完成了电动调平系统和高压储能驱动起竖系统的方案和关键部件的设计与优化，经分析表明，采用本协同展车方案，可使展车时间从25s缩短至15s，时间缩短了40％；
[0092]
(2)本方法提出了基于干扰补偿的调平控制方法，并针对大倾角调平与小倾角调平两种工况进行仿真与实验研究；仿真与实验的结果表明所提控制方法可以控制调平系统在10s内完成调平，俯仰角调平精度在0.05
°
以下，横滚角调平精度在0.002
°
以下，调平精度较高，并且仿真与实验的结果基本一致，证明了仿真模型的精确性；
[0093]
(3)本方法提出了基于高压蓄能的特种车辆协同起竖方法，针对特种车辆的快速起竖需求，选用大容积高压蓄能器来降低装机功率，蓄能器采用活塞式结构，可以在大负载下通过快速释放能量达到缩短起竖时间的效果；采用多孔节流装置进行液压缸级间过渡，并且设计了起竖到位的缓冲装置；仿真与实验结果表明设计的起竖系统可以在15s内完成快速起竖，但通过仿真与实验对比可以发现在起竖液压缸二三级换级时会产生较大振动，其余时间段仿真结果与实验结果吻合性较好，证明了仿真模型的精确性；
[0094]
(4)本方法通过分析特种车辆协同运动的展车方式对调平与起竖过程的影响，根据起竖机构与调平系统的力学关系建立了协同运动的仿真模型，通过仿真结果可知，协同运动会对调平过程精度产生影响，使调平精度下降了0.003
°
，仍处于所允许的调平精度范围之内，校核了调平支腿的径向力，结果显示径向力最大为14.6kn，符合设计要求；对起竖过程中重心的加速度产生影响，会提高起竖负载的重心加速度，结果表明水平与垂直方向的加速度在0.6g之内，小于1g的设计指标；仿真结果证明了协同展车的可行性。
附图说明
[0095]
图1为本发明特种车辆快速展车协同控制方法的算法流程图。
[0096]
图2为本发明实施例2协同展车运动方案流程图。
[0097]
图3为本发明实施例2车架平台坐标关系图。
[0098]
图4为本发明实施例2调平流程示意图。
[0099]
图5为本发明实施例2气液混合驱动起竖系统构成图。
[0100]
图6为本发明实施例2快速起竖系统原理图。
[0101]
图7为本发明实施例2多级缸起竖结构示意图。
[0102]
图8为本发明实施例3行星滚柱丝杠力学模型图。
[0103]
图9为本发明实施例3接触点受力情况图。
[0104]
图10为本发明实施例3调平初始状态受力简图。
[0105]
图11为本发明实施例3基于干扰补偿的自适应模糊pid控制结构图。
[0106]
图12为本发明实施例3调平支腿amesim模型图。
[0107]
图13为本发明实施例3调平控制系统amesim模型图。
[0108]
图14为本发明实施例3调平系统整体模型图。
[0109]
图15为本发明实施例3调平控制器仿真模型图。
[0110]
图16为本发明实施例3matlab/simulink环境下联合仿真模型图。
[0111]
图17为本发明实施例3小倾角下调平支腿位移仿真曲线图。
[0112]
图18为本发明实施例3调平支腿实物图。
[0113]
图19为本发明实施例3快速调平系统组成框图。
[0114]
图20为本发明实施例3调平控制系统原理图。
[0115]
图21为本发明实施例3调平倾角变化曲线、调平支腿位移曲线图。
[0116]
图22为本发明实施例3干扰补偿控制与模糊pid控制对比图。
[0117]
图23为本发明实施例3调平支腿仿真与实验调平偏差曲线图。
[0118]
图24为本发明实施例4多孔节流缓冲装置图。
[0119]
图25为本发明实施例4三级液压缸模型图。
[0120]
图26为本发明实施例4端面贴合式新型缓冲原理图。
[0121]
图27为本发明实施例4插装阀组实物图。
[0122]
图28为本发明实施例4起竖控制原理图。
[0123]
图29为本发明实施例4起竖控制面板图。
[0124]
图30为本发明实施例4特种车辆实验样机图。
[0125]
图31为本发明实施例4实验样机起竖状态图。
[0126]
图32为本发明实施例4实验与仿真对比图。
[0127]
图33为本发明实施例5起竖油缸垂直方向受力分析图。
[0128]
图34为本发明实施例5负载与特种车辆底盘连接处垂直方向受力分析图。
[0129]
图35为本发明实施例5特种车辆协同运动仿真模型图。
[0130]
图36为本发明实施例5起竖液压缸模型图。
[0131]
图37为本发明实施例5调平系统控制信号图。
[0132]
图38为本发明实施例5协同运动调平支腿位移图。
[0133]
图39为本发明实施例5协同运动起竖液压缸位移图。
[0134]
图40为本发明实施例5协同运动起竖角度图。
[0135]
图41为本发明实施例5协同运动调平支腿位移偏差图。
[0136]
图42为本发明实施例5协同运动起竖力曲线图。
[0137]
图43为本发明实施例5大倾角工况下调平支腿受力图。
[0138]
图44为本发明实施例5小倾角工况下调平支腿受力图。
[0139]
图45为本发明实施例5大倾角工况下调平支腿径向力图。
[0140]
图46为本发明实施例5两种运动方式起竖系统方向的加速度对比图。
[0141]
其中：在图10中，图(a)为特种车辆俯左仰状态受力图，图(b)为特种车辆俯右仰状
态受力图；
[0142]
在图17中，图(a)为大倾角下调平支腿位移仿真曲线图，图(b)为小倾角下调平支腿位移仿真曲线图；
[0143]
在图21中，图(a)为大倾角下调平倾角变化曲线图，图(b)为小倾角下调平倾角变化曲线图，图(c)为大倾角下调平支腿位移曲线图，图(d)为小倾角下调平支腿位移曲线图；
[0144]
在图22中，图(a)为小倾角下俯仰角变化对比图，图(b)为小倾角下横滚角变化对比图；
[0145]
在图23中，图(a)为大倾角工况仿真与实验调平偏差曲线图，图(b)为小倾角工况仿真与实验调平偏差曲线图；
[0146]
在图32中，图(a)为仿真与实验起竖角度变化曲线，图(b)为仿真与实验起竖角度偏差曲线；
[0147]
在图38中，图(a)为协同运动时大倾角工况下调平支腿位移图，图(b)为协同运动时小倾角工况下调平支腿位移图；
[0148]
在图41中，图(a)为协同运动时大倾角工况下调平支腿位移偏差图，图(b)为协同运动时小倾角工况下调平支腿位移偏差图；
[0149]
在图46中，图(a)为两种运动起竖系统水平方向的加速度对比图，图(b)为两种运动起竖系统竖直方向的加速度对比图。
具体实施方式
[0150]
为了使本领域的普通技术人员能更好的理解本发明的技术方案，下面结合附图和实施例对本发明的技术方案做进一步的描述。
[0151]
实施例1：参照附图1-46所示的一种特种车辆快速展车协同控制方法，包括步骤：
[0152]
step1.特种车辆在协同展车的过程中，提出特种车辆协同展车运动的各项边界条件，并根据边界条件规划特种车辆展车过程协同运动方案，同时提出并行工作的协同展车模式；
[0153]
step2.设计基于干扰补偿的特种车辆协同调平方法，并利用基于干扰补偿的特种车辆协同调平方法控制特种车辆的协同展车过程；
[0154]
step3.设计基于高压蓄能的特种车辆协同起竖方法，并利用基于高压蓄能的特种车辆协同起竖方法控制特种车辆的协同展车过程，完成特种车辆快速展车协同控制；
[0155]
step4.根据起竖机构与调平系统的力学关系建立协同运动的仿真模型，确定特种车辆在协同运动过程中变负载冲击与快速展车系统之间的影响关系。
[0156]
优选的，步骤step1所述的特种车辆展车过程中的协同运动方案的设计过程包括：
[0157]
step101.根据特种车辆协同展车过程中的各项边界条件，设计调平系统与起竖系统同时工作的协同展车方案；
[0158]
step102.在特种车辆协同展车方案的基础上，根据四支点调平的调平原理，对四支点调平的调平原理进行分析，选择采用三点逐高法对车辆进行调平
[0159]
step1021.设计基于四支点调平的调平方案；
[0160]
step1022.在基于四支点调平的调平原理的基础上，选择采用三点逐高法对车辆进行调平；
[0161]
step103.在特种车辆协同展车方案的基础上，对起竖机构进行优化，设计快速起竖系统方案。
[0162]
优选的，步骤step2所述的基于干扰补偿的调平过程控制方法的设计过程包括
[0163]
step201.以电动缸作为调平支腿，通过计算调平过程理论误差和计算调平支腿的理论承载力，建立电动缸形变误差模型；
[0164]
step202.在电动缸形变误差模型中引入基于干扰补偿的调平控制策略，通过将电动缸的形变量作为调平控制器的初始输入误差，将型变量作为控制系统的前馈，采用模糊pid控制方法进行反馈控制，形成基于干扰补偿的特种车辆协同调平方法。
[0165]
优选的，步骤step3基于高压蓄能的特种车辆协同起竖方法的控制过程包括
[0166]
step301.采用高压蓄能器驱动特种车辆快速起竖方案，建立高压蓄能器；
[0167]
step302.在高压蓄能器的基础上，建立三级液压缸数学模型；
[0168]
step303.在三级液压缸数学模型的基础上，建立缓冲装置的数学模型。
[0169]
实施例2：步骤step1所述的特种车辆展车过程中的展车协同运动方案的设计过程包括
[0170]
针对传统特种车辆采用传统液压串行驱动方式，存在的驱动效率低、展车时间长等问题，提出集成高压储能起竖驱动与电驱动调平的协同展车运动控制方案，开展电动支腿结构、调平系统及高压储能驱动起竖系统设计，并进行起竖机构优化，为开展展车协同控制分析与实验验证奠定基础；
[0171]
step101.设计特种车辆的协同展车方案
[0172]
根据实际需求提出特种车辆协同展车方案，设各项边界条件为：
[0173]
(1)调平采用全电调平时间不大于10s，调平精度不大于0.5
°
，支腿电动缸单腿径向力不大于14.7kn；
[0174]
(2)快速起竖时间不大于15s；
[0175]
(3)起竖液压缸行程不大于5m，起竖过程中重心加速度水平与竖直方向分量均小于1g；
[0176]
为进一步缩小特种车辆展车总用时，设计调平系统与起竖系统同时工作的调平方案，可使展车总用时不大于15s，本方案调平过程一共分为三个阶段：第一阶段为调平支腿空载快速伸出直至触地，同时起竖系统进行起竖作业，起竖液压缸第一级与第二级伸出；第二阶段为调平支腿触地调平阶段，到特种车辆调平为止，起竖油缸在该阶段第二级完全伸出，第三级出于正在伸出阶段；第三阶段为起竖油缸伸出到位，整车达到平稳状态；协同展车流程图如图2所示；
[0177]
采用上述协同展车方案，可使特种车辆的展车时间从串行工作的25s缩短至并行工作的15s；
[0178]
step102.在特种车辆协同展车方案的基础上，设计支持上述展平过程的电动调平方案step1021.设计基于四支点调平的调平方案
[0179]
(1)设在任何系统的调平均可以简化为对某一平台平面的调平，根据“三点或两条相交直线确定一个平面”的原理，平台调平的实质是将平台上两条相交直线调成水平，为此，在平台的x、y两个相互垂直的方向上安装一双轴倾角传感器来测量两个方向上的水平倾角，其坐标关系如图3所示；
[0180]
(2)设支腿i在水平坐标系ox0y0z0中的坐标为0pi＝(0p
ix
,0p
iy
,0p
iz
)
t
，在平台坐标系ox1y1z1中的坐标为1pi＝(1p
ix
,1p
iy
,1p
iz
)
t
；假设平台初始角α、β不为0，且通常情况下，平台都为小倾角，满足α、β为小角度的条件，根据空间姿态变换的运动学结论，两坐标系之间的变换矩阵如下：
[0181][0182]
(3)假设在坐标系ox1y1z1中，各支腿坐标为：1pi＝(1xi,1yi,1zi)
t
；则于是各支点z的坐标为：
[0183]0zi＝(-α,β,1)(1xi,1yi,1zi)
t
ꢀꢀꢀꢀꢀ
(2)
[0184]
(4)调平之前进行预支承，首先判断出最高点，将这点作为坐标原点，则各支腿的初始位置为：
[0185]0zi＝-α1xi+β1yi+1ziꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(3)
[0186]
显然，1zi＝0，因此，上式可表示为：
[0187]0zi＝-α1xi+β1yiꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(4)
[0188]
(5)假设i＝h为最高点，0zh≥0zi，则任意时刻，各支点与最高点位置差为：
[0189]ei
＝0z
h-0
zi＝-α(1x
h-1
xi)+β(1y
h-1
yi)
ꢀꢀꢀꢀꢀ
(5)
[0190]
(6)各支腿沿车架前后左右对称分布，设支腿分布的的长边间距为la，短边间距为lb，则有各支腿在动坐标系中的坐标为：
[0191][0192]
据此，可计算出各支腿的伸出量，倾角的正负服从右手规则，即从坐标矢端看，逆时针旋转为正，根据x轴和y轴方向两倾角正负的不同组合，对应的坐标最高的支腿也不同，以下分四种情况分析：
[0193]
(a)当α＜0，β＞0时，支腿1最高：
[0194][0195]
(b)当α＞0，β＞0时，支腿2最高，
[0196][0197]
(c)当α＜0，β＞0时，支腿3最高，
[0198][0199]
(d)当α＜0，β＞0时，支腿4最高，
[0200][0201]
根据上述四种情况可以总结出：每次调平时，各支腿的调节量为0，||αla||，||βlb||，||αla||+||βlb||四种数值中的一种，根据高点不同进行分配；调平过程可以循环迭代，直至水平度达到要求；
[0202]
step1022.在基于四支点调平的调平原理的基础上，设计四支点调平方案：为达到10s内快速调平的要求，调平支腿沿车身轴向对称布置，在调平控制器、倾角传感器等的作用下，触地调平阶段检测四条支腿确实着地后，以后支腿左右调平精度为主要控制参数，前支腿在后支腿调平过程中同步伸出，因为采用具有无级调速功能的电动缸作为四条支腿同时动作、并行调平的方案，节省调平时间；由于特种车辆电动调平时支腿不便于缩短，所以采用三点逐高法进行调平，具体调平流程如图4所示；
[0203]
step103.在特种车辆协同展车方案的基础上，设计快速起竖系统方案
[0204]
step1031.分析高压蓄能器驱动快速起竖工作原理
[0205]
利用高压蓄能器驱动的快速起竖系统如图5所示，快速起竖系统从车辆自身的动力源取力，来驱动液压泵对高压蓄能器进行充能，利用活塞将气腔和液腔分开，快速起竖时将液体比例换向阀打开，高压液体从蓄能器中快速输送到多级液压缸，实现快速起竖，起竖油缸接近末端位置时，缸内末端缓冲阻尼器介入工作，实现减速；蓄能器作为动力源的气液混合驱动系统原理如图6所示；
[0206]
根据图6所示快速起竖系统原理图，可知需要对高压蓄能器、起竖机构进行建模；高压蓄能器需对其内部进行数学建模，起竖机构分为三部分建模分析：一是对三级起竖液压缸数学建模，二是对三铰点起竖结构进行优化设计，三是对起竖液压缸换级缓冲进行数学建模；
[0207]
step1032.起竖机构优化设计
[0208]
特种车辆起竖过程是将负载由水平状态变为竖直状态，起竖结构通常采用三铰点结构，由于特种车辆起竖之前需要进行调平，因为车辆前后跨距较大，调平支腿行程有限，所以需要通过起竖角度对调平俯仰角进行补偿，据此设定起竖液压油缸最大可起竖至95
°
，限定液压油缸在起竖到95
°
时行程小于5m，安装距小于3m，负载最大长度8m，初始起竖力大于130t，因此需要对起竖机构进行优化设计，起竖结构如图7所示；
[0209]
设起竖机构的主要设计参数如下：
[0210]
(1)负载质心o3沿垂直于负载方向距旋转支点o的距离为l4＝1.1m；
[0211]
(2)负载质心o3沿负载方向距旋转支点o的距离为l5＝6.1m；
[0212]
(3)负载质量m＝32t；
[0213]
(4)重力加速度取g＝9.8m/s2；
[0214]
(5)旋转支点o到起竖油缸下支点o2的水平距离为l1；
[0215]
(6)旋转支点o到起竖油缸上支点o1沿负载方向的距离为l3；
[0216]
(7)l1与l3为可变量；
[0217]
选取负载作为研究对象，负载的欧拉动力学方程为：
[0218]
jθ”1
＝fl
3 sinθ
4-mgl
6 cosθ3ꢀꢀꢀꢀ
(10)
[0219]
起竖机构中存在以下几何关系，
[0220][0221][0222][0223][0224]
θ3＝θ1+θ2ꢀꢀꢀꢀꢀ
(15)
[0225][0226][0227][0228]
再根据起竖机构边界条件列出式(19)-(23)：
[0229][0230][0231][0232]
3m≤l1≤8m
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(22)
[0233]
3m≤l3≤8m
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(23)
[0234]
对式(19)-(23)进行计算，对液压缸优化设计可得如表1所示数据；
[0235]
表1：起竖液压缸优化后数据
[0236][0237][0238]
经上述过程，可以得出缸安装距、缸在93
°
时的行程、旋转支点o到起竖油缸上支点o1沿负载方向的距离l3和旋转支点o到起竖油缸下支点o2的水平距离l1等起竖液压缸优化后的数据，进行液压缸的设计。
[0239]
实施例3：步骤step2所述的基于干扰补偿的调平过程控制方法的设计过程包括
[0240]
围绕特种车辆重载工况下的快速调平需求，针对传统液压调平缸在大负载工况下
调平精度不高问题，采用电动缸作为调平支腿，建立电动缸形变误差模型，并分析四支点调平工况下的支腿缸负载特性，将电动缸调平过程中由支腿变形产生的变形误差作为反馈控制的前馈输入，采用干扰补偿反馈方法修正调平误差，据此提出基于干扰补偿的特种车辆快速调平控制策略；利用amesim和matlab/simulink软件对调平系统进行联合仿真验证，并通过搭建的实验样机进行实验验证：
[0241]
step201.围绕特种车辆重载工况下的快速调平需求，针对传统液压调平缸在大负载工况下调平精度不高问题，采用电动缸作为调平支腿，建立电动缸形变误差模型
[0242]
step2011.调平过程理论误差计算
[0243]
车体调平时的误差主要受支腿与车架变形的影响，调平支腿电动缸中主要的形变来自于行星滚柱丝杠的变形，组件的轴向变形主要分为以下3种情况：一是螺纹和滚柱之间的点接触螺纹槽的赫兹变形，二是丝杠和螺母分别与滚柱接触时的轴向变形，丝杠和螺母分别与滚柱接触时螺牙的变形；
[0244]
(1)设在图8中，f0为行星滚柱丝杠的轴向受力，其各接触点受力相同，可以求出各接触点受力；图9中为接触点受力，fn为接触法向力，fa为轴向力，f
t
为切向力，fr为径向力，fs为轴向力和切向力的合力，λ为滚柱的导程角，λ＝4
°
；θ为丝杠与滚柱、螺母与滚柱的接触角，θ＝45
°
；
[0245]
则总轴力与单个接触点的法向力的关系为
[0246][0247]
式中n为滚柱个数，为12个；
[0248]
(2)根据赫兹理论，结合本实施例中行星滚柱丝杠结构的实际接触情况，确定中心丝杠与滚柱之间点接触的四个主曲率分别为：
[0249][0250]
式中，r为滚柱与中心丝杠接触点处的圆弧半径，为31mm；r1为中心丝杠螺纹滚道的半径，为24mm；d1为接触点到中心丝杠的半径，为24.2mm；d2为接触点到滚柱轴线的半径，为6.3mm；
[0251]
可知，曲率和为：
[0252]
∑ρ＝ρ
11
+ρ
12
+ρ
21
+ρ
22
[0253]
主曲率函数为：
[0254][0255]
(3)根据赫兹接触理论，得到接触面的弹性形变量为：
[0256][0257]
式中，e1与e2为滚柱与丝杠弹性模量，均为210mpa；μ1与μ2为滚柱与丝杠泊松比，均为0.3；f0为轴向力；
[0258]
式中可根据f(ρ)的值查表获得，为1.1；
[0259]
(4)将上述参数带入式(13)可得：
[0260][0261]
行星滚柱丝杠的轴向变形与赫兹接触变形之间存在式(15)所示关系
[0262][0263]
由式(15)可知，支腿的弹性变形量与受力相关，因此需要对特种车辆进行受力分析；
[0264]
车架变形带来的影响是倾角传感器的测量误差，为消除此误差，结合车载设备实际使用时以横滚角作为调平主要依据，将倾角传感器安装在后侧横梁上，以大幅减小倾角测量误差。
[0265]
step2012.调平支腿承载力理论计算
[0266]
(1)以车架和负载整体作为受力对象进行分析，每个支腿与车架刚性连接；调平初始状态时，支腿对车架有一个轴向的支撑力和两个相互垂直的径向支撑力作用；俯仰状态的特种车辆和横滚状态的特种车辆受力如图10所示，设两前支腿对车架的轴向力和径向力分别为f
1y
、f
1x
、f
1z
；两后支腿对车架的轴向力和径向力分别为f
2y
、f
2x
、f
2z
；车身俯仰角α、车身横滚角β；
[0267]
在图10中：两前支腿左右跨度h＝3m，两后支腿跨度与之相同；同侧前后支腿跨度l＝12m车架质量m1＝28t，负载质量m2＝35t；总质量m＝63t；车架质心位于车体垂向的对称面内，距后腿中轴线水平距离l1＝8.1m；负载质心位于车体垂向的对称面内，距后腿中轴线水平距离l2＝6.2m；重力加速度g＝9.8m/s2；特种车辆左右跨距相对较小，左右电动缸的力按同一种力考虑；
[0268]
(2)以车架平面为基准，追踪车身状态变化时车架重力与支腿轴向力间的平衡，可列出平衡方程；支腿轴向方向上的合力等于车架及负载重力在支腿轴向方向上的投影；当车体既有俯仰角又有横滚角时，受力平衡方程如下：
[0269]f1y
+f
2y
＝mg cosαcosβ
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(29)
[0270]f1x
+f
2x
＝mg sinα
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(30)
[0271]f1z
+f
2z
＝mg sinβ
ꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀꢀ
(31)
[0272]
以两前支腿连线为旋转轴，进行力矩平衡分析，力矩平衡方程如下：
[0273]
[m1g(l-l1)+m2g(l-l2)]cosαcosβ＝f
2y
l
ꢀꢀꢀꢀꢀ
(32)
[0274]
以两后支腿连线为旋转轴，进行力矩平衡分析，力矩平衡方程如下：
[0275]
[m1gl1+m2gl2]cosαcosβ＝f
1y
l
ꢀꢀꢀ
(33)；
[0276]
step202.提出基于干扰补偿的调平控制策略，通过理论计算电动缸的形变量，作为调平控制器的初始输入误差，将型变量作为控制系统的前馈，反馈控制采用模糊pid控制方法，将两者融合到一起快速地进行调平；
[0277]
step2021.基于干扰补偿的自适应模糊pid控制其算法结构如图11所示，先根据式(26)计算初始误差作为前馈补偿，反馈控制采用传统自适应模糊pid控制，模糊控制器的输入误差e根据前馈的干扰补偿值得出，再计算出误差变化率ec；
[0278]
step2022.模糊控制器在运行中通过不断更新e和ec来调整δk
p
、δki和δkd的值，
实现pid参数的在线自整定，满足不同e和ec对控制参数的不同要求，以达到控制目的；
[0279]
其中，模糊控制器的输入、输出语言变量e、ec、δk
p
、δki、δkd的模糊论域均为[-6，6]，模糊子集为[nb，nm，ns，zo，ps，pm，pb]，考虑到对论域的覆盖程度和灵敏度、稳定性与鲁棒性原则，各模糊子集采用高斯形隶属度函数；
[0280]
δk
p
的控制规则见表2，δki的控制规则见表3，δkd的控制规则见表4；
[0281]
表2：δk
p
控制规则表
[0282][0283]
表3：δki控制规则表
[0284][0285]
表4：δkd控制规则表
[0286][0287]
step203.进行调平系统建模与控制分析
[0288]
step2031.调平系统仿真模型构建
[0289]
(1)在amesim中对电动缸进行等效建模，电动缸主要的传动结构为行星滚柱丝杠，可以将旋转运动转化成直线运动，其工作原理与螺纹螺母结构相似，建模时将其简化成螺纹螺母结构，根据其三维结构设置其参数可以消除其差异，这种简化对仿真精度不产生影响；调平支腿如图12所示；
[0290]
(2)由于特种车辆采用四支点调平，所以建立四个调平支腿的机械模型，由于特种
车辆在实际作业时将采集到的倾角信号计算出支腿相应位移进行控制，所以特种车辆仿真模型的控制信号直接采用支腿位移信号，在amesim中创建与matlab/simulink联合仿真图标，联合仿真模块如图13所示；
[0291]
(3)结合调平支腿结构与控制系统，调平系统整体模型如图14所示，计算的行星滚柱丝杠理论受力信号2通过函数3计算输出补偿值，在调平支腿触地时与期望位移信号5结合，并与实际位移信号4进行比较后作为控制器的输入，处理得到驱动电机输入信号，从而控制支腿速度与位移；
[0292]
step2032.参照图12与表2-4在simulink中搭建系统框图，采用试凑法确定pid控制器初始参数，δk
p
、δki和δkd初始值分别为1500、30、5，根据各参数的模糊论域，可得误差和误差变化率的比例因子为150与0.2，δk
p
、δki和δkd的量化因子为300、5、1；搭建自适应模糊pid控制器仿真模型如图15所示；
[0293]
在matlab/simulink环境下的联合仿真模型如图16所示；
[0294]
step2033.根据上述调平方法，结合图4中的调平流程，将仿真中调平流程简化为以下三个阶段：第一阶段为电动缸空载高速触地阶段；第二阶段为各调平支腿触地检测；第三阶段为低速升车调平；
[0295]
在调平机构进行第三阶段低速升车调平时，为确保特种车辆离开地面，调平支腿触地后还需要再上升5mm；
[0296]
对以下两种工况进行分析：第一种为大倾角工况下调平，即俯仰角为1.9
°
、横滚角为2.94
°
的工况；第二种为小倾角工况下调平，即俯仰角为0.28
°
，横滚角为0.06
°
的工况；
[0297]
大倾角工况下设定在第三阶段左侧后支腿为最高点，位移为e2＝5mm，右侧前支腿位移e4＝245mm，右侧后支腿位移为e3＝159mm，左侧前支腿位移为e1＝90mm；
[0298]
在调平进入第二阶段时输入力的补偿信号，通过式(3.6)-(3.10)进行计算，按照两腿受力平均计算，前支腿输入力为180712n，后支腿输入力为127155n。
[0299]
设置仿真时间为10s，在matlab/simulink环境下运行仿真，在amesim中观察各支腿位移，如图17(a)所示。
[0300]
设定调平俯仰角为0.28
°
，横滚角为0.06
°
，在第三阶段左侧后支腿为最高点，位移为e2＝5mm，右侧前支腿位移e4＝66mm，右侧后支腿位移为e3＝7mm，左侧前支腿位移为e1＝64mm。
[0301]
在信号模块中输入各支腿位移信号，为与实际实验尽量贴合，0-0.81s为调平系统运行检测用时，各支腿位移为0，9.28-10s阶段各支腿保持不动，第一阶段至第三阶段各支腿位移如下。
[0302]
在调平进入第二阶段时输入力的补偿信号，根据设定值与式(29)-(33)进行计算，前支腿输入力为181216n，后支腿输入力为127480n；
[0303]
设置仿真时间为6s，在matlab/simulink环境下运行仿真，在amesim中观察各支腿位移，如图(17)b所示；
[0304]
可以看出，每个阶段调平支腿伸出到位后会产生较大误差但会在较短时间内稳定，并可以按照预定信号快速伸出到位，从仿真结果可以得出采用基于干扰补偿的自适应模糊pid控制方式可以对特种车辆进行快速调平，并且调平误差较小；
[0305]
step204.进行电驱动调平系统的实验验证
[0306]
step2041.搭建调平系统
[0307]
构建调平支腿，连接后如图18所示；
[0308]
(1)快速调平系统主要由调平控制单元、调平驱动单元和调平执行单元组成，其中，调平控制单元采用工控机+运动控制板卡方式对伺服电机进行控制，包括调平控制电气回路、调平控制器(ipc)、调平控制面板(触摸屏)、两轴倾角传感器、各支腿上下限位开关；调平驱动单元包括各支腿主电机伺服驱动器、辅电机伺服驱动器和制动器；调平执行单元为各支腿电动缸(含调速减速器)，系统组成框图如图19所示：
[0309]
(2)调平控制的系统原理图如图20所示；控制器根据接收到的远程控制指令或本机面板操作指令通过总线发送数据给四个调平电动缸的伺服电机驱动器(含主电机伺服驱动器和辅电机伺服驱动器)；伺服电机驱动器与伺服电机之间通信，对伺服电机发送旋转速度、旋转角度、旋转加速度等指令和调制驱动电流；电机尾部安装有多圈绝对值编码器作为位置反馈装置，多圈绝对值编码器直接测量电机旋转圈数，伺服电机通过行星减速器及齿轮副减速，同时将扭矩放大，带动滚珠丝杠旋转；滚珠丝杠副螺母与推杆在导向键的约束下做往复直线运动实现电动缸的伸缩运动；当四只电动缸均接触地面后，调平控制器根据倾角传感器检测的车辆倾斜数据，实时计算各缸需要伸出的长度与速度，分别给各缸发送不同的速度与位置指令，实现车体的调平控制；调平到位后再对车体进行一次调平精度检测和支腿补压，完成快速展车与调平工作；
[0310]
本系统采用四点调平方案，调平系统由检测装置、执行机构和控制系统组成；其中，检测装置为双轴倾角传感器，用来检测车体的俯仰角和偏航角；其检测值的大小是系统判断车体是否水平的标志，传感器在全温段的精度直接决定了调平系统的调平精度；执行机构由四套电动支腿组成，支腿由滚珠丝杠副、减速器、伺服电机及其驱动系统组成；控制系统由工控机+运动控制板卡组成，控制器接收倾角传感器测出的车体倾角，算出各支腿升降的距离后，运动控制板卡进行插补运算，并通过ethercat总线将控制指令发往各支腿电机的驱动器，驱动器再驱动伺服电机带动支腿完成指定的升降动作；
[0311]
step2042.大/小倾角工况调平控制验证
[0312]
在大倾角工况下进行实验，该工况对应的起始俯仰角1.9
°
，横滚角2.94
°
，对实验数据进行处理，得出实验过程中倾角与位移的变化曲线，如图21(a)、图21(b)所示，在小倾角工况下进行实验，该工况对应的起始俯仰角0.28
°
，横滚角0.07
°
，对实验数据进行处理，得出实验过程中倾角与位移的变化曲线，如图21(c)、图21(d)所示；
[0313]
step2043.对比分析
[0314]
将两种工况下的实验数据与仿真数据进行对比，如图22所示，从图21可知，传统模糊pid控制特种车辆在5.98s完成调平，俯仰角调平精度为0.05
°
，横滚角调平精度为0.02
°
；
[0315]
从图23(a)可知，在0-4.5s时，调平支腿空载快速伸出阶段误差相对较大，最大偏差在14.98mm；在4.5s-9.28s，调平支腿触地调平阶段误差较小，最大误差为1.3mm，各支腿平均误差均不超过0.5mm；
[0316]
从图23(b)可知，在0-2.2s时，调平支腿空载快速伸出阶段误差相对较大，调平支腿位移误差最大为20mm，在3.6s-5.42s，调平支腿触地调平阶段误差较小，误差最大为1mm，各支腿平均误差不超过0.5mm；
[0317]
通过以上仿真过程可以看出：本实施例所述基于干扰补偿的特种车辆协同调平方
法完成了特种车辆的快速调平实验，实验结果显示在大倾角大负载情况下特种车辆可以在9.28s完成调平，俯仰角调平精度达到0.05
°
，横滚角调平精度达到0.001
°
；小倾角状态下特种车辆在5.42s完成调平，俯仰角调平精度为0.04
°
，横滚角调平精度为0.002
°
；在小倾角状态下对比两种控制方式，基于干扰补偿的模糊pid控制比传统模糊pid控制调平时间减少9.3％，俯仰角调平精度提高20％，横滚角调平精度提高90％。实验表明了基于干扰补偿的控制方法调平精度较高，验证了特种车辆快速调平方法的可行性。
[0318]
实施例4：步骤step3所述的基于高压蓄能的特种车辆协同起竖方法的设计过程包括
[0319]
step301.建立快速起竖系统数学模型
[0320]
step3011.建立高压蓄能器数学模型
[0321]
(1)为确定高压蓄能器输出的液压油压力，首先分析蓄能器中气腔压力变化，气体的变化过程为绝热过程，气腔的热力学方程为：
[0322]
p
gvg
＝mgrtgꢀꢀꢀꢀ
(34)
[0323]
式中，pg为气腔压力；vg为气腔体积；mg为气腔内气体质量；r为气体常数；tg为气腔内气体温度；
[0324]
(2)可得出，气体压力变化方程为：
[0325][0326]
再分析蓄能器液腔受力，可得液腔受力方程为：
[0327][0328]
式中，po为蓄能器液腔压力；a
p
为蓄能器活塞面积；vo为液腔体积；mo为液腔流体质量和活塞质量；co为油液黏性阻尼系数；
[0329]
(3)最后分析高压蓄能器出口流量，蓄能器中液压油压力方程为：
[0330][0331]
式中，e是油液弹性模量；q为蓄能器输出油液流量；
[0332]
式(37)中蓄能器输出油液流量方程为：
[0333][0334][0335]
式中，cq为流量系数；c
qmax
为最大流量系数；ao为液体节流阀阀口面积；ph为液压缸内压力；ρo为油液密度；re为雷诺数；为临界雷诺数；
[0336]
step3012.在高压蓄能器的基础上，建立三级液压缸数学模型
[0337]
以三级液压缸为研究对象，外缸筒为第一级液压缸，中缸筒为第二级液压缸，活塞、活塞杆、内缸筒构成第三级液压缸，三级液压缸从正腔进油，压力升高到，第一级缸克服外力开始运动，当运动到行程末端时，第一级缸与第二级缸发生碰撞，带动第二级缸开始运
动，同理第二级缸到位后带动第三级缸运动，由于缸筒面积依次减小，所以依次伸出的液压缸在换级时有压力突变，会产生冲击；
[0338]
(1)将液压缸的正、反腔分别当作一个节点容腔，通过节点容腔法建立两腔压力方程，可计算出各级缸的输出力，得出三级缸的数学模型如
[0339][0340]
式中，e为油液的有效体积弹性模量；vf和vb分别为多级缸正、反腔的初始容积；qf和qb分别为流入或流出正、反腔的流量；a
f3
、a
f2
、a
f1
分别为3、2、1级筒正腔作用面积；a
b3
、a
b2
、a
b1
分别为3、2、1级筒反腔作用面积；l
3max
、l
2max
、l
1max
分别为3、2、1级筒的最大位移；pf、pb分别为油缸正、反腔的压力；x
32
、v
32
分别为3级筒相对于2级筒的轴向位移、速度；x
21
、v
21
分别为2级筒相对于1级筒的轴向位移、速度；x
1p
、v
1p
分别为1级筒相对于活塞杆的轴向位移、速度；f3、f2、f1分别为3、2、1级筒输出作用力；f
f3
、f
f2
、f
f1
分别为3、2、1级筒运行过程的摩擦力；f
p3
、f
p2
、f
p1
分别为3、2、1级筒、活塞杆间的碰撞力；
[0341]
(2)式(40)中缸筒运行中的摩擦力模型采用改进的lugre模型，数学模型如
[0342][0343]
式中，z为鬃毛的平均弹性形变；v为接触面的相对速度；σz为刚度系数；τz为阻尼系数；ηz为粘滞系数；vs为stribeck速度常数；fc为库伦摩擦力；fs为静摩擦力；h为油膜厚度；
[0344]
(3)式(40)中液压缸级间碰撞模型基于赫兹接触力模型，其数学模型如
[0345][0346]
式中，k
p
和kn为等效弹簧刚度；μ为迟滞因子；δ为接触点法向穿透深度；vr和vc为两个缸筒的速度；x为缸筒间相对位移；g
p
为缸筒位移上界；gn为缸筒位移下界；
[0347]
step3013.缓冲装置模型与原理
[0348]
为减小液压缸换级冲击，需在每一级缸的行程终点设计缓冲装置，其结构如图24所示，采用在第一级缸和第二级缸中设计合理的节流孔，连接有杆腔和无杆腔，不断改变节流的面积，使其在起竖过程中，当第一级缸即将伸出到行程末端时，第二级缸就开始动作，使液压缸级间过渡由点过渡转化为区间过渡，来达到消除换级冲击的目的。
[0349]
通过缓冲小孔的流量qs数学模型如式43所示：
[0350][0351]
式中，as小孔的过流面积，δp为小孔前后压差；
[0352]
为减小液压缸起竖到位时的冲击，三级缸设计成有内外导向套控制运动方向，并通过设计一定的锥度利用多段缓冲减小起竖到位的冲击。
[0353]
step302.实验验证
[0354]
step3021.构建起竖系统实验样机
[0355]
为实现大载荷快速起竖技术要求与安全性需求，实验样机快速起竖系统采用液压泵控+高压蓄能装置双动力源的技术方案，可实现泵控油源与储能装置油源系统双系统控制起竖；
[0356]
(1)首先对蓄能器结构进行建模，高压储能装置采用活塞式结构形式，避免了皮囊式蓄能器在长时间保压时存在的分子间泄漏问题，一次预充气，可保证10年以上的气腔零泄漏；为满足快速起竖的载荷和速度工况需求，设计外形φ406
×
4213，重量1330kg；低温nbr密封，温度范围：-50℃～+110℃，动密封速度v＝2m/s；
[0357]
(2)接下来对起竖液压缸进行建模，起竖油缸为三级缸，采用双作用形式，其外形如图25所示，第一级和第二级采用差动连接方式，通过自重可实现回缩，第三级设计有回油腔，以适应起竖末端的拉载荷工况；
[0358]
油缸起始段和末段均设计有端面贴合式新型缓冲阻尼装置，通过阻尼匹配，实现起竖、回平到位缓冲和起竖角度的精确控制；此外，在油缸的一级缸筒和二级缸筒中设计阻尼孔；在伸出过程中，当一级缸伸出一定长度但还未到达行程末端时，二级缸即开始动作，使得油缸级间转换时的点过渡变成区间过渡，有效消除一级/二级油缸级间转换时的冲击；同理，二级缸和三级缸间也可采用同样的技术，消除级间转换时的冲击；端面贴合式新型缓冲其原理如图26所示；油缸密封采用斯特封+泛塞密封相结合的方式，实现液压油零泄漏和油缸寿命周期免维护；
[0359]
(3)最后是起竖液压系统搭建，按照仿真模型的液压原理进行搭建，包括变量泵油源装置、高压储能装置、阀控系统、三级液压缸等，起竖装置的动力采用90kw电机驱动，考虑到有调直精度要求，油泵采用排量为180的电比例柱塞泵，可实现起竖装置正常展收的速度控制；液压阀选用零泄漏带手动越权功能的插装阀，保压效果好，通流能力强；插装阀组实物图如图27所示；
[0360]
起竖控制系统由控制器、监控记录仪、操控按钮、压力传感器、起竖杆倾角传感器及到位接近开关组成；起竖控制原理如图28所示；
[0361]
为避免误操作，研制过程中，在操控面板设置有启动按钮，只有在按下操控面板上的启动按钮指示灯亮起后，才能执行起竖装置的起竖和回平动作；在操控面板设置起竖及回平动作按钮，布置监控记录仪、急停开关及指示灯；控制面板如图29所示；监控记录仪实时监控起竖角度、到位信号、液压系统压力值、控制器各io运行状态及系统故障码；控制器通过can总线控制油泵电机，实现油泵电机调速及启停控制；
[0362]
起竖指令分正常起竖、快速起竖两类，快速起竖优先级最高，正常起竖优先级最低；当按下这两个任意起竖按钮后，控制器控制对应电磁阀执行相应动作；起竖装置安装有倾角传感器，在起竖到位位置设置两个接近开关；起竖时，综合起竖装置倾角传感器及底盘
调平装置的倾角传感器采集值得到起竖装置相对于水平地面的倾斜角度，在综合起竖装置相对于地面的倾斜角度及起竖到位接近开关值判断起竖到位，关闭起竖电磁阀，起竖动作停止；
[0363]
当按下任意回平动作时，控制器控制回平动作电磁阀，执行回平动作，其中，应急回平优先级高于正常回平动作；在回平到位位置设置两个到位接近开关；综合起竖缸相对于地面的倾斜角度及到位接近开关信号判断回平是否到位；特种车辆的实验样机如图30所示；
[0364]
step3022.快速起竖系统实验结果分析
[0365]
进行快速起竖实验前先对蓄能器进行充压，在压力达到33mpa时手动停止充压，进行快速起竖实验，记录起竖角度从0
°
至95
°
的变化曲线，仿真结果截取65s-85s之间曲线，实验样机起竖状态如图31所示，实验结果与仿真对比结果如图32所示；
[0366]
对实验结果进行分析，在6.81s时刻，多级缸换级产生较大冲击，实验样机产生明显的振动，起竖角度振动幅值最大为4.7
°
；在12.5s时起竖角度达到95.3
°
，最大摆角3.3
°
；在14.5s时振动幅值减小至0.9
°
，起竖角度稳定至95
°
；
[0367]
从图32可知，除换级与起竖到位两个时间段，仿真与实验结果偏差均在0.5
°
以内，实验较好的验证了仿真的结果。
[0368]
实施例5：步骤step4所述的确定特种车辆在协同运动过程中变负载冲击与快速展车系统之间的影响关系的确定依靠协同运动联合仿真过程完成；
[0369]
step401.协同运动联合仿真
[0370]
step4011.特种车辆联合仿真模型构建
[0371]
(1)在amesim仿真模型中起竖部分可以输出起竖液压缸下铰支点的水平与垂直方向的力，也可以输出负载与车辆底盘连接部分的水平与垂直受力，首先对起竖液压缸作用在车辆底盘上的垂直力进行受力分析，如图33所示；
[0372]
根据特种车辆参数，根据受力平衡与力矩平衡，得出式(44)-(45)：
[0373][0374][0375]
式中，f
gy
为起竖液压缸对特种车辆底盘的垂直方向的力，为单个前支腿所受支反力，单个后支腿所受支反力，l1为起竖液压缸下铰支点距离后侧支腿的距离，为3.243m，l为特种车辆前后支腿距离，为12m；
[0376]
可得式(46)与式(47)结果
[0377][0378][0379]
(2)分析负载与特种车辆底盘连接处的垂直方向的受力，如图34所示，从图34中可以看出，o点所受垂直方向力全部集中于后侧支腿；
[0380]
根据分析特种车辆起竖系统与调平系统之间的力学关系，将起竖机构输出的y方向的力作为调平控制系统的一部分输入信号；将调平与起竖模型连接起来之后得到联合仿真模型如图35所示；
[0381]
step4012.协同运动仿真分析
[0382]
根据分析，对图36中仿真模型中的具体参数如下设置，在函数组件6中输入起竖液压缸对前支腿垂直方向的力，组件7中输入起竖液压缸对后支腿垂直方向的力，组件8中输入负载与特种车辆底盘连接处的垂直方向力，信号9输入如图37所示，在0-65s为0，此时为起竖蓄能器充压阶段，不进行起竖工作，在65s-75s输入为1，此时为调平系统工作，75s-120s，调平结束，输入为0；
[0383]
对协同运动系统在两种工况下进行仿真对以下两种工况进行分析：第一种为大倾角工况，即俯仰角为1.9
°
、横滚角为2.94
°
的工况；第二种为小倾角工况，即俯仰角为0.28
°
，横滚角为0.06
°
的工况；
[0384]
协同运动的仿真流程如下：
[0385]
在0-65s，起竖系统蓄能器充压，调平支腿无动作；在65s-68.69s，调平支腿伸出触地，同时开始快速起竖流程；在68.69s-75s，调平支腿触地调平；在73.47s-120s，调平支腿不动，直至快速起竖全流程结束；
[0386]
选取仿真结果中时间段处于65s-75s的调平数据，进行数据分析，处在大倾角工况下的调平支腿位移仿真结果如图38(a)所示，处在小倾角工况下调平支腿位移如图38(b)所示；
[0387]
从仿真结果中来看，协同运动可以在10s内完成调平过程；再对起竖过程进行分析，起竖液压缸位移如图39所示，起竖角度如图40所示；
[0388]
step402.根据仿真结果进行分析，从图38可以看出，调平运动受影响较大，协同运动主要影响两方面：一是调平系统的精度，二是调平电动缸径向力载荷变化；
[0389]
首先对调平系统的精度进行分析，将串行运动时调平过程的仿真结果与协同运动时的调平结果进行对比分析，得到两种工况下位移偏差对比图，大倾角工况下调平支腿仿真位移偏差如图41(a)所示，小倾角工况下调平支腿仿真位移偏差如图41(b)所示；
[0390]
从图中可以看出，调平支腿触地调平后偏差在不断增大，大倾角工况下最大误差可达到4.77mm，小倾角工况下最大误差可达到4.75mm，通过与起竖过程进行对比，发现调平误差发生突变的时间段为二、三起竖液压缸换级，在换级时各支腿误差呈现不同走向，左右前支腿的偏差值在突然减小，左右后支腿的偏差值突然增大；但在换级完成后误差又会恢复到换级之前的趋势。
[0391]
结合图42所示起竖力曲线与图43和44所示的前支腿与后支腿所受轴向力变化曲线进行分析，调平支腿的偏差曲线趋势与所受轴向力变化曲线趋势大致相同，对于受力突变的时间段，与起竖力情况进行对比，可知，二三级液压缸换级时起竖力从推力变为拉力，导致调平前支腿受力减小，调平后支腿受力增加，因此才会导致调平偏差发生突变；
[0392]
对调平支腿径向力进行分析，因为大倾角工况下径向力相对较大，所以对大倾角工况下起竖过程中的径向力变化进行分析，径向力变化如图45所示；
[0393]
从图45中可以看出，四个调平支腿合力最大小于150kn，但各支腿符合径向力小于14.7kn的要求；
[0394]
综上所述，结合式(25)，协同运动中大倾角工况下横滚角调平精度为0.004
°
，俯仰角精度为0.053
°
，小倾角工况下横滚角最后调平精度为0.0025
°
，俯仰角精度为0.043
°
，从结果可知，协同运动使横滚角调平精度最多下降0.003
°
，俯仰角调平精度最多下降0.003
°
；
调平支腿径向力符合设计要求；
[0395]
step403.协同运动对起竖过程影响
[0396]
特种车辆协同运动对起竖过程的影响主要是在于负载是否会产生过载，因此需对起竖重心的加速度进行校核，图46(a)展示了水平方向的加速度对比，图46(b)展示了竖直方向的加速度对比；
[0397]
从图46中可以看出协同展车运动时重心的加速度大于串行工作时的加速度，在刚刚开始起竖时竖直方向的加速度最大，协同运动竖直方向最大加速度可达8.04，串行运动竖直方向加速度为6.02；水平方向的加速度在二三级换级时达到最大，协同运动水平方向最大加速度可达5.56，串行运动水平方向加速度为4.21；但仍小于1g，符合设计要求。
[0398]
以上显示和描述了本发明的基本原理、主要特征和本发明的优点。本行业的技术人员应该了解，本发明不受上述实施例的限制，上述实施例和说明书中描述的只是说明本发明的原理，在不脱离本发明精神和范围的前提下，本发明还会有各种变化和改进，这些变化和改进都落入要求保护的本发明范围内。本发明要求保护范围由所附的权利要求书及其等效物界定。