Venlo型溫室機(jī)器人通用底盤設(shè)計與穩(wěn)定性分析

摘要：

針對Venlo型溫室采摘、運(yùn)輸、噴霧等機(jī)器人底盤通用性差、地面平整度影響走直與轉(zhuǎn)向精度、路軌切換效率低等問題，設(shè)計一種機(jī)器人用路軌兩用通用底盤。通過底盤中間同軸線驅(qū)動輪的差速驅(qū)動，實現(xiàn)零半徑轉(zhuǎn)彎；利用減震裝置，提高驅(qū)動輪的抓地性，降低對地面平整度的要求?；诶碚摲治黾皠恿W(xué)仿真對底盤原地轉(zhuǎn)向時的穩(wěn)定性進(jìn)行研究，通過轉(zhuǎn)向后底盤與軌道中心線的偏移量反映轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性。運(yùn)用Box—Behnken中心組合試驗方法，以驅(qū)動輪角速度、角加速度、靜摩擦系數(shù)、偏心距作為試驗因素，以兩中心線的偏移量和轉(zhuǎn)向?qū)墪r間為評價指標(biāo)，進(jìn)行四因素三水平穩(wěn)定性正交試驗。通過Design—Expert 10.0.1數(shù)據(jù)分析軟件，建立各試驗因素與評價指標(biāo)的回歸模型，分析各因素對評價指標(biāo)的影響程度，并對試驗參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。結(jié)果表明，底盤轉(zhuǎn)向?qū)壍淖顑?yōu)工作參數(shù)：驅(qū)動輪角速度、角加速度分別為1.3rad/s、0.9rad/s2，靜摩擦系數(shù)為0.8，偏心距為0mm，此時兩中心線的偏移量為7.586mm，轉(zhuǎn)向?qū)墪r間為4.497s。溫室現(xiàn)場試驗的兩中心線偏移量為7.46mm，轉(zhuǎn)向?qū)墪r間為4.38s，與模型預(yù)測值的相對誤差均小于5%。為Venlo型溫室機(jī)器人底盤的設(shè)計與優(yōu)化提供參考。

關(guān)鍵詞：Venlo型溫室；機(jī)器人底盤；轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性；穩(wěn)定性試驗；參數(shù)優(yōu)化；正交試驗

中圖分類號：S220.34

文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A

文章編號：2095-5553 （2025） 03-0160-09

收稿日期：2023年6月19日" 修回日期：2023年9月25日*

基金項目：山東省重點(diǎn)研發(fā)計劃（競爭性創(chuàng)新平臺）項目（2024CXPT047）；山東省蔬菜產(chǎn)業(yè)技術(shù)體系（SDAIT—05—12）

第一作者：施國英，女，1980年生，安徽樅陽人，碩士，高級實驗師；研究方向為設(shè)施農(nóng)業(yè)智能裝備。E-mail： sgy509@sdau.edu.cn

通訊作者：李天華，男，1976年生，山東新泰人，博士，教授；研究方向為農(nóng)業(yè)智能裝備。E-mail： lth5460@163.com

Design and stability analysis of general-purpose chassis for Venlo greenhouse robots

Shi Guoying1， 2， Ni Zhiyong3， Zhang Guanshan1， 2， Tian Subo4， Lou Wei1， Li Tianhua1， 2

（1. College of Mechanical and Electronic Engineering， Shandong Agricultural University， Tai’an， 271018， China；

2. Shandong Agricultural Equipment Intelligent Engineering Laboratory， Tai’an， 271018， China；

3. College of Mechanical Engineering， Tianjin University of Science and Technology， Tianjin， 300000， China;

4. Shandong Shouguang Vegetable Industry Grop Co.， Ltd.， Weifang， 262700， China）

Abstract：

To improve the poor general-purpose compatibility， precision issues in straight lines and turning movements due to uneven ground， and low track switching efficiency in Venlo greenhouse robots used for harvesting， transportation and spraying， a universal chassis for dual-mode road and track purposes is proposed. The chassis employs differential drive on coaxial central driving wheels to enable zero-radius turns and incorporates shock absorbers to improve the grip of the driving wheels and reduce the requirements for ground flatness. Based on theoretical analysis and dynamics simulation， the stability of in-place turning is studied， and the steering stability is reflected by the deviation of the chassis and the track centerlines after turning. The Box—Behnken central composite design is adopted， with driving wheel angular velocity， angular acceleration， static friction coefficient， and eccentricity as the test factors， and the offset between the two centerlines and track alignment time as the evaluation index. A four-factor and three-level orthogonal stability test is conducted. Through Design—Expert 10.0.1 data analysis software， the regression model of each test factor and evaluation index is established to analyze the effects of each test factor on the evaluation index and to optimize the test parameters. The results show that the optimal working parameters for chassis steering alignment with the track are a driving wheel angular velocity of 1.3 rad/s， angular acceleration of 0.9 rad/s2， static friction coefficient of 0.8， and eccentricity of 0mm， achieving a centerline offset of 7.586mm and a steering time of 4.497s. The centerline offset in the greenhouse field test is 7.46mm， and the steering time is"" 4.38 s， with relative errors from the predicted values below 5%. This research can provide references for the design and optimization of the chassis for Venlo greenhouse robots.

Keywords：

Venlo greenhouse; robot chassis; steering stability; stability test; parameter optimization; orthogonal test

0 引言

Venlo型溫室作為我國現(xiàn)代設(shè)施農(nóng)業(yè)的重要組成部分，具有自動化、智能化程度高的特點(diǎn)［1， 2］。Venlo型溫室機(jī)器人多用于采摘、運(yùn)輸、噴霧等作業(yè)，降低了勞動人員的工作強(qiáng)度，提高了作業(yè)效率［3， 4］。底盤作為機(jī)器人的重要組成部分，其結(jié)構(gòu)性能對機(jī)器人的作業(yè)方式、作業(yè)效率、穩(wěn)定性、靈活性具有重要影響［5， 6］。

目前，Venlo型溫室中的各類機(jī)器人底盤的結(jié)構(gòu)差異性較大，底盤的通用性差［7， 8］。底盤在路軌切換時速度慢、轉(zhuǎn)彎半徑大，且對地面的平整度要求較高?；诖?，國內(nèi)外研究者針對溫室機(jī)器人的底盤結(jié)構(gòu)進(jìn)行大量研究。郭康權(quán)［9］基于四輪獨(dú)立驅(qū)動與四輪獨(dú)立轉(zhuǎn)向原理設(shè)計了溫室作業(yè)用柔性底盤，轉(zhuǎn)向靈活，但不能同時實現(xiàn)路、軌作業(yè)，通用性差。張艷紅等［10］研發(fā)的連棟溫室省力采摘車，采用4個萬向輪配合行走主輪運(yùn)動，轉(zhuǎn)向靈活，實現(xiàn)了路軌切換，但是該設(shè)備作業(yè)時需進(jìn)行人工推動，不能自動行走。Ota等［11］研制的連棟溫室黃瓜采摘機(jī)器人，其底盤只適用于軌道作業(yè)，通用性差。Bac等［12］研制的連棟溫室甜椒采摘機(jī)，可實現(xiàn)路軌同時作業(yè)，但轉(zhuǎn)彎不靈活，且轉(zhuǎn)向半徑較大。因此，如何提高底盤的通用性，實現(xiàn)底盤靈活轉(zhuǎn)向，提高路軌切換速度是一個亟待解決的問題。

為此，本文設(shè)計一種Venlo型溫室機(jī)器人路軌兩用通用底盤，利用差速驅(qū)動實現(xiàn)靈活轉(zhuǎn)向，通過加入驅(qū)動輪減震裝置增強(qiáng)抓地能力，提高對不平整地面的適應(yīng)性；通過底盤原地轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性分析與樣機(jī)加工試驗，確定最優(yōu)工作參數(shù)組合。

1 底盤基本結(jié)構(gòu)與工作原理

1.1 基本結(jié)構(gòu)

如圖1（a）所示，底盤主要由車架、鏈條張緊裝置、減震裝置、控制箱、地面驅(qū)動輪、軌道驅(qū)動輪等組成。其中，減震裝置由減震底板、減震連接桿、減震彈簧組成，如圖1（b）所示，通過減震連接桿上的螺母，調(diào)節(jié)彈簧的初始彈力，提高底盤的越障能力。驅(qū)動裝置通過控制兩個直流減速電機(jī)的轉(zhuǎn)速，實現(xiàn)差速驅(qū)動。軌道輪的位置比地面驅(qū)動輪的位置略高，由電機(jī)通過兩級鏈傳動進(jìn)行驅(qū)動。

1.2 工作原理

地面作業(yè)時，底盤通過中軸線兩地面驅(qū)動輪驅(qū)動，配合4個萬向輪，實現(xiàn)直行、轉(zhuǎn)彎、原地轉(zhuǎn)向。直流減速電機(jī)固定在減震裝置上，電機(jī)一端輸出軸通過聯(lián)軸器與地面驅(qū)動輪相連。通過減震裝置提高地面驅(qū)動輪的抓地性，防止由于驅(qū)動輪懸空而導(dǎo)致亂轉(zhuǎn)向的現(xiàn)象。路軌切換時，通過原地90°轉(zhuǎn)向，實現(xiàn)快速上軌。軌道作業(yè)時，電機(jī)另一端輸出軸通過兩級鏈傳動帶動軌道驅(qū)動輪行走，保證運(yùn)行平穩(wěn)。由于減震裝置的作用，導(dǎo)致鏈條上下浮動，中心距發(fā)生變化，通過加入彈性張緊裝置調(diào)節(jié)中心距并進(jìn)行張緊，結(jié)構(gòu)如圖2所示。

2 關(guān)鍵部件設(shè)計

2.1 驅(qū)動部件設(shè)計

地面行駛時，通過兩個直流減速電機(jī)進(jìn)行差速驅(qū)動，底盤受力情況如圖3所示，底盤驅(qū)動力應(yīng)克服地面摩擦阻力Ff，坡度阻力Fr，加速度阻力Fa，則驅(qū)動力F計算如式（1）所示。

F

=Ff+Fr+Fa

=（m+M）（μkg+gsinβ+amax）

（1）

式中： m——

底盤重量，m=300kg；

M——最大承重，M=300kg；

μk——

車輪與地面的動摩擦系數(shù)，取0.015；

β——最大爬坡度，取3°；

amax——

最大加速度，取0.5m/s2。

電機(jī)轉(zhuǎn)矩T計算如式（2）所示。

T=Fd2lηi

（2）

式中： d——

驅(qū)動輪的直徑，d=0.3m；

l——驅(qū)動輪的個數(shù)，取2；

η——傳動效率，取0.9；

i——減速比，取20。

電機(jī)轉(zhuǎn)速n計算如式（3）所示。

n=60viπd

（3）

式中： v——

底盤的行駛速度，取1.2m/s。

電機(jī)功率P計算如式（4）所示。

P=T9550

（4）

經(jīng)計算電機(jī)的轉(zhuǎn)矩T=2.72N·m，轉(zhuǎn)速n=1528r/min，功率P=0.44kW。最終選擇雙輸出軸直流減速電機(jī)，其功率為0.5kW，轉(zhuǎn)速為1800r/min，減速比為20。軌道作業(yè)時，總鏈傳動比為0.6，軌道行駛最大速度為0.85m/s。

2.2 減震部件設(shè)計

減震裝置的設(shè)計應(yīng)能適應(yīng)凹凸高度10mm的路面起伏，保證驅(qū)動輪在坑洼處的下止點(diǎn)時不發(fā)生打滑，在凸起時萬向輪不發(fā)生離地。為避免在坑洼處打滑，減震裝置設(shè)計時彈簧應(yīng)具有一定的初始壓縮量。底盤越過凹坑、凸起時，減震裝置受力情況如圖3所示。

在坑洼下止點(diǎn)時，為防止驅(qū)動輪發(fā)生打滑，輪上轉(zhuǎn)矩引起的切向反作用力應(yīng)小于車輪與地面間的附著力。附著力的大小與車輪和地面間的法向載荷及附著系數(shù)有關(guān)［13］。

驅(qū)動輪經(jīng)過凸起時，為防止由于彈簧剛度過大，導(dǎo)致萬向輪脫離地面，彈簧彈力應(yīng)滿足式（7），此時只需對底盤空載的情況進(jìn)行校核即可。

3 底盤穩(wěn)定性分析

路軌切換時需進(jìn)行一次原地90°轉(zhuǎn)向，轉(zhuǎn)向后底盤與軌道兩中心線的偏移量將直接影響上軌速度，因此，需對轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性進(jìn)行分析，減少兩中心線的偏移量，提高上軌速度。

3.1 轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性分析

為確定底盤的結(jié)構(gòu)、運(yùn)動參數(shù)對轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性的影響，對底盤在原地轉(zhuǎn)向時的整體結(jié)構(gòu)進(jìn)行受力分析，如圖4所示。萬向輪在原地轉(zhuǎn)向時會受到滾動摩擦力Fw影響，分別將其分解在x、y方向上；F′ax、F′ay為慣性力在x、y方向上的分力；Fm、Ft為驅(qū)動輪原地轉(zhuǎn)向時在x、y方向上的摩擦力；L為前后萬向輪之間的間距，B1為同軸線驅(qū)動輪的間距；λ為轉(zhuǎn)向時萬向輪與y軸的夾角。

底盤在轉(zhuǎn)向時，當(dāng)y方向上兩驅(qū)動輪的最大靜摩擦力的合力小于y方向上所受的其他合力時（如萬向輪的滾動摩擦力、慣性力），底盤會發(fā)生側(cè)滑，影響轉(zhuǎn)向的穩(wěn)定性。不發(fā)生側(cè)滑的條件如式（8）所示。

考慮通常情況下靜摩擦系數(shù)要遠(yuǎn)大于滾動摩擦系數(shù)，因此，將萬向輪的滾動摩擦阻力進(jìn)行忽略，進(jìn)一步整理得到式（10）。

由式（10）可知，導(dǎo)致底盤出現(xiàn)側(cè)滑的影響因素主要為偏心距、靜摩擦系數(shù)以及角加速度。偏心距、角加速度越小，靜摩擦系數(shù)越大，側(cè)滑可能性越小，底盤原地轉(zhuǎn)向時的穩(wěn)定性越高。

底盤轉(zhuǎn)向時做圓周運(yùn)動，當(dāng)?shù)孛娼o驅(qū)動輪的作用力形成的力矩小于底盤轉(zhuǎn)向時的慣性力矩時，驅(qū)動輪將出現(xiàn)滑移，影響轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性。為避免出現(xiàn)滑移，應(yīng)滿足式（11）。

由式（12）可得，轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性與車體尺寸、角加速度、偏心距、摩擦系數(shù)有關(guān)。在滿足安裝空間的要求下，車體尺寸、偏心距越小，靜摩擦系數(shù)越大，出現(xiàn)滑移的可能性越小，轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性越好。

驅(qū)動輪在轉(zhuǎn)向過程中的受力對其轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性也有重要的影響，基于達(dá)朗貝爾原理對驅(qū)動輪進(jìn)行受力分析，如圖5所示。將車輪在X方向上所受的主動力簡化為FT，驅(qū)動力偶矩為M，慣性力與慣性力偶矩分別為RQ、MQ，所受的正壓力為P，切向加速度為ac。

因角加速度α表示為角速度變化的快慢，大小與角速度有關(guān)，所以底盤的轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性與驅(qū)動輪的角加速度、角速度、靜摩擦系數(shù)有關(guān)，增大靜摩擦系數(shù)、減小角速度與角加速度都可以防止驅(qū)動輪打滑，提高底盤轉(zhuǎn)向的穩(wěn)定性。

3.2 原地轉(zhuǎn)向運(yùn)動仿真分析

通過ADAMS仿真模擬上軌前原地轉(zhuǎn)向的整個過程，以底盤中心線與軌道中心線之間的偏移量反映其穩(wěn)定性，確定各影響因素與底盤轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性的具體關(guān)系。

3.2.1 模型建立與導(dǎo)入

為方便建模，采用SolidWorks建立三維模型，為避免導(dǎo)入ADAMS后需對各個部件進(jìn)行約束，三維建模時應(yīng)進(jìn)行簡化處理。對導(dǎo)入后的三維模型的各個部件添加約束、驅(qū)動，定義車輪與路面間的接觸力等參數(shù)。

3.2.2 轉(zhuǎn)向運(yùn)動仿真

底盤在原地轉(zhuǎn)向時的整個運(yùn)動過程為：勻加速—勻速—勻減速—停止，因底盤的整體尺寸受軌道尺寸以及安裝零部件尺寸的影響，所以忽略車體尺寸這一影響因素。分別對原地轉(zhuǎn)向時的角速度、角加速度、偏心距、靜摩擦系數(shù)4個因素進(jìn)行仿真，確定各影響因素對轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性的影響。

為清楚表達(dá)不同因素對底盤轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性的影響，對兩驅(qū)動輪的輪心位移速度及兩中心線的偏移量進(jìn)行仿真，如圖6、圖7所示。在對兩驅(qū)動輪的輪心位移速度仿真分析時，設(shè)置對照圖像進(jìn)行對比，各參數(shù)為：角加速度3rad/s，加速時間1s，偏心距0mm，靜摩擦系數(shù)0.8。

1） 角速度：該速度為轉(zhuǎn)向時驅(qū)動輪所達(dá)到的最大角速度。由圖6（a）、圖6（b）可知，隨著角速度的增大，兩驅(qū)動輪的輪心位移速度曲線不再重疊且差距變大，造成底盤轉(zhuǎn)向不穩(wěn)定。由圖7（a）可知，在不同角速度下兩中心線會發(fā)生偏移，在低速時，兩中心線的偏移量小于4mm；當(dāng)速度增大時，由于出現(xiàn)打滑導(dǎo)致偏移量變大，轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性變差。

2） 角加速度：為方便在ADAMS中設(shè)置變量，通過改變加速、減速的時間，控制角加速度的大小。由圖6（c）、圖6（d）可知，增大加速度，會導(dǎo)致兩驅(qū)動輪的輪心位移速度發(fā)生差異，影響穩(wěn)定性。通過圖7（b）可知，加速時間在0～0.3s時，加速度較大，兩中心線的偏移量會迅速增加。加速時間大于0.5s后，兩中心線的偏移量逐漸穩(wěn)定在5mm。這是由于加速度的增大導(dǎo)致慣性力增大，當(dāng)慣性力產(chǎn)生的慣性力矩比地面與驅(qū)動輪之間的作用力產(chǎn)生的力矩大時，驅(qū)動輪會發(fā)生滑移，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向不穩(wěn)定。

3） 偏心距：在ADAMS仿真中通過調(diào)整配重塊的位置，改變偏心距的大小。由圖6（e）、圖6（f）可知，偏心距為0mm時，兩驅(qū)動輪的位移速度曲線完全重疊，隨著偏心距的增加，兩驅(qū)動輪的位移速度曲線的差異變大，轉(zhuǎn)向時穩(wěn)定性變差。由圖7（c）可知，兩中心線的偏移量隨著偏心距的增大呈現(xiàn)增大趨勢，轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性越來越差。偏心距的大小與驅(qū)動輪的側(cè)滑有直接關(guān)系，偏心距越小，驅(qū)動輪發(fā)生側(cè)滑的可能性越低，符合上述轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性理論分析。

4） 靜摩擦系數(shù)：從轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性理論分析可知，靜摩擦系數(shù)對底盤轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性影響較大，靜摩擦系數(shù)太小會導(dǎo)致驅(qū)動輪出現(xiàn)側(cè)滑或打滑問題。由圖6（g）、圖6（h）可知，隨著靜摩擦系數(shù)的增大，兩驅(qū)動輪的位移速度曲線差異加劇，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性變差。由圖7（d）可知，當(dāng)靜摩擦系數(shù)低于0.4時，兩中心線的偏移量較大，轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性差；靜擦系數(shù)大于0.4時，兩中心線的偏移量逐漸穩(wěn)定在5mm，底盤轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性較好。

4 底盤轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性試驗及結(jié)果分析

4.1 試驗條件與方法

為驗證各因素對底盤原地轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性的影響，在山東某公司Venlo型溫室內(nèi)進(jìn)行轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性試驗，路面寬度為4000mm，軌道兩圓管的中心距為550mm。試驗設(shè)備與儀器主要包括連棟溫室路軌兩用通用底盤、鋼尺、卷尺、記號筆、游標(biāo)卡尺等，試驗如圖8所示。

采用Design—Expert 10.0.1進(jìn)行正交試驗方案設(shè)計，各試驗因素及水平如表1所示。評估各因素對轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性及轉(zhuǎn)向?qū)墪r間的影響程度，獲取回歸模型，求解最優(yōu)轉(zhuǎn)向?qū)壒ぷ鲄?shù)組合。

4.2 試驗結(jié)果與分析

采用Box—Behnken進(jìn)行四水平三因素試驗方案設(shè)計，以角速度、角加速度、偏心距、靜摩擦系數(shù)為自變量，以兩中心線偏移量及原地轉(zhuǎn)向?qū)墪r間為評價指標(biāo)，進(jìn)行29組試驗，具體試驗方案及結(jié)果如表2所示。

1） 回歸模型與顯著性檢驗。

根據(jù)表2的試驗數(shù)據(jù)，通過Design—Expert 10.0.1軟件對試驗結(jié)果進(jìn)行多元回歸擬合分析，得到最優(yōu)的工作參數(shù)組合［14， 15］。建立以兩中心線偏移量Y1與原地轉(zhuǎn)向?qū)墪r間Y2對角速度A、角加速度B、靜摩擦系數(shù)C、偏心距D為評價指標(biāo)的二次多項式回歸模型，回歸方程如式（17）和式（18）所示。

Y1=

7.72+0.94A+0.23B－0.42C+0.5D+0.27AB－0.05AC－0.25AD－0.12BC+0.1BD+0.1CD－0.27A2+0.11B2－0.022C2+0.29D2

（17）

Y2=

4.70－0.84A－0.83B－0.17C+0.05D－0.082AB－0.05AC－0.075AD－0.025BC－0.15BD+0.13CD+0.20A2－0.19B2－0.13C2－0.12D2

（18）

回歸方程的方差分析如表3所示，兩回歸模型的p值均小于0.01，說明回歸模型高度顯著。兩回歸模型失擬項p值均大于0.05，表明兩回歸模型的擬合度高。各因素對兩中心線偏移量的影響為Agt;Dgt;Bgt;C，對原地轉(zhuǎn)向?qū)墪r間的影響為Bgt;Agt;Cgt;D。兩模型的決定系數(shù)R2分別為93%與92.1%，表明回歸模型對試驗數(shù)據(jù)的解釋程度高達(dá)92%以上。

2） 響應(yīng)面分析。

根據(jù)兩中心線偏移量與轉(zhuǎn)向?qū)墪r間回歸模型，將4個試驗因素中的兩個因素置于0水平，繪制響應(yīng)面圖，研究其余兩因素對評價指標(biāo)的影響。

兩中心線偏移量響應(yīng)面分析。如圖9（a）所示，靜摩擦系數(shù)與偏心距置于0水平，研究驅(qū)動輪角速度與角加速度對兩中心線偏移量的影響。固定角速度與角加速度中任一因素，另一因素與兩中心線偏移量呈正相關(guān)關(guān)系。如圖9（b）所示，角速度與角加速度置于0水平，當(dāng)角速度一定時，兩中心線偏移量與靜摩擦系數(shù)呈負(fù)相關(guān)關(guān)系；靜摩擦系數(shù)一定時，兩中心線的偏移量與角速度呈正相關(guān)關(guān)系。如圖9（c）所示，固定靜摩擦系數(shù)與角加速度于0水平，當(dāng)角速度與偏心距兩者中任一因素不變時，兩中心線的偏移量隨另一因素的增加而增加。圖9（d）為角速度與偏心距置于0水平，角加速度一定時，兩中心線偏移量隨靜摩擦系數(shù)的增大呈現(xiàn)減小的趨勢；靜摩擦系數(shù)一定時，角加速度隨著兩中心線偏移量的增大呈現(xiàn)增大的趨勢。圖9（e）為角速度與靜摩擦系數(shù)置于0水平，當(dāng)角加速度與偏心距中的任一因素不變時，另一因素與兩中心線偏移量呈正相關(guān)趨勢。圖9（f）為角速度與角加速度置于0水平，靜摩擦系數(shù)一定時，兩中心線偏移量隨偏心距的增大而增大；偏心距一定時，兩中心線偏移量隨靜摩擦系數(shù)的增大而減小。

原地轉(zhuǎn)向?qū)墪r間響應(yīng)面分析。

如圖10（a）所示，靜摩擦系數(shù)與偏心距固定于0水平，角速度、角加速度中的任一因素不變時，原地轉(zhuǎn)向?qū)墪r間與另一因素呈負(fù)相關(guān)關(guān)系。如圖10（b）所示，角加速與偏心距置于0水平，靜摩擦系數(shù)一定時，原地轉(zhuǎn)向?qū)墪r間隨角速度的增大呈減小趨勢；角速度一定時，隨靜摩擦系數(shù)的增大，原地轉(zhuǎn)向?qū)墪r間呈增大趨勢。如圖10（c）所示，角加速度與靜摩擦系數(shù)固定于0水平，角速度一定時，隨偏心距的增大，原地轉(zhuǎn)向?qū)墪r間呈緩慢增大趨勢，此因素影響較?。黄木嘁欢〞r，原地轉(zhuǎn)向?qū)墪r間隨角速度的增大呈增大趨勢。如圖10（d）所示，將角速度與偏心距置于0水平，當(dāng)靜摩擦系數(shù)固定時，原地轉(zhuǎn)向?qū)墪r間隨角加速度的增大呈減小趨勢；當(dāng)角加速度固定時，原地轉(zhuǎn)向?qū)墪r間隨靜摩擦系數(shù)的增大呈增大趨勢。如圖10（e）所示，將角速度與靜摩擦系數(shù)置于0水平，當(dāng)偏心距固定時，隨角加速度的增大，原地轉(zhuǎn)向?qū)墪r間呈減小趨勢；角加速度固定時，原地轉(zhuǎn)向?qū)墪r間隨偏心距的增大呈緩慢增長趨勢。如圖10（f）所示，角速度與角加速度處于0水平，當(dāng)偏心距與靜摩擦系數(shù)其中的任一因素不變時，原地轉(zhuǎn)向?qū)墪r間與另一因素呈現(xiàn)正相關(guān)的趨勢。

3） 參數(shù)優(yōu)化與試驗驗證。

以評價指標(biāo)Y1、Y2最低為目標(biāo)函數(shù)，以驅(qū)動輪角速度A、驅(qū)動輪角加速度B、靜摩擦系數(shù)C、偏心距D為約束條件，建立數(shù)學(xué)模型，如式（18）所示。

min Y1

min Y2

1rad/s≤A≤1.3rad/s

0.5rad/s2≤B≤1rad/s2

0.6≤C≤0.8

0mm≤D≤100mm

（18）

利用Design—Expert 10.0.1軟件中的Optimization Numerical模塊進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化，得到最優(yōu)參數(shù)組合：驅(qū)動輪角速度為1.337rad/s、驅(qū)動輪角加速度為0.89rad/s2、靜摩擦系數(shù)為0.786、偏心距為4.434mm，此時兩中心線的偏移量為7.586mm，原地轉(zhuǎn)向?qū)墪r間為4.497s。對優(yōu)化參數(shù)進(jìn)行適當(dāng)圓整：驅(qū)動輪角速度為1.3rad/s、驅(qū)動輪角加速度為0.9rad/s2、靜摩擦系數(shù)為0.8、偏心距為0mm。根據(jù)優(yōu)化參數(shù)進(jìn)行試驗驗證，試驗重復(fù)次數(shù)為5次，試驗結(jié)果如表4所示。

試驗結(jié)果表明，試驗驗證值與模型預(yù)測值的相對誤差均小于5%，回歸模型可靠，模型參數(shù)優(yōu)化結(jié)果具有較高的參考性。

5 結(jié)論

1） 設(shè)計一種連棟溫室機(jī)器人通用底盤結(jié)構(gòu)，可實現(xiàn)路軌同時作業(yè)，可作為噴霧、運(yùn)輸、采摘、巡檢、授粉等溫室機(jī)器人底盤使用；通過在驅(qū)動輪處添加減震裝置，提高抓地性，降低對地面平整度的要求；利用差速驅(qū)動可實現(xiàn)零半徑轉(zhuǎn)彎，轉(zhuǎn)向靈活。

2） 基于轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性理論分析及ADAMS動力學(xué)仿真獲得影響底盤原地轉(zhuǎn)向穩(wěn)定性的因素，分別為：驅(qū)動輪角速度、驅(qū)動輪角加速度、偏心距、靜摩擦系數(shù)，并通過仿真確定各因素對穩(wěn)定性的影響趨勢。

3） 應(yīng)用Design—Expert 10.0.1進(jìn)行正交試驗方案設(shè)計，建立以兩中心線偏移量和轉(zhuǎn)向?qū)墪r間為評價指標(biāo)的響應(yīng)面回歸模型，并進(jìn)行方差分析和響應(yīng)面分析，得出驅(qū)動輪角速度與角加速度、偏心距、靜摩擦系數(shù)對評價指標(biāo)的影響變化規(guī)律。對建立的模型進(jìn)行優(yōu)化求解，并通過現(xiàn)場試驗對優(yōu)化結(jié)果進(jìn)行驗證。得到最優(yōu)工作參數(shù)：驅(qū)動輪角速度、角加速度分別為1.3rad/s、0.9rad/s2，靜摩擦系數(shù)為0.8，偏心距為0mm。此時兩中心線偏移量為7.46mm，轉(zhuǎn)向?qū)墪r間為4.38s，符合溫室底盤作業(yè)要求。

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