多功能作業(yè)機行駛驅(qū)動系統(tǒng)的改進與設(shè)計

夏長高，楊 賦，魏 婕

(江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

0 引言

多功能作業(yè)機是多功能粉碎旋耕機的簡稱，它用粉碎裝置將農(nóng)作物的整秸稈、高留茬或根茬粉碎還田的同時，進行土地旋耕作業(yè)，實現(xiàn)了秸稈還田和土地旋耕聯(lián)合作業(yè)，極大地滿足了目前農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的需求[1]。傳動系統(tǒng)將發(fā)動機的動力傳遞給行駛機構(gòu)和工作執(zhí)行機構(gòu)，是多功能作業(yè)機的主要組成部分。傳動系統(tǒng)的優(yōu)劣很大程度上決定整機工作性能和運轉(zhuǎn)費用，因此合理設(shè)計傳動裝置具有極其重大的意義。

目前，常見的多功能作業(yè)機傳動系統(tǒng)采用純機械式傳動，通過齒輪、皮帶、鏈條等機械零件傳遞動力和控制，存在傳動準確可靠、價格低廉等優(yōu)點[2]；但由于多功能作業(yè)機在田間轉(zhuǎn)彎時需要頻繁的分離前后動力輸出，現(xiàn)有的機械傳動極為不方便[3]。鑒于這一缺點，本文提出了一種底盤全液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)方案。

1 傳動系統(tǒng)的改進

1.1 多功能作業(yè)機的整機結(jié)構(gòu)

多功能作業(yè)機由秸稈粉碎裝置、駕駛室、自走式底盤、旋耕裝置組成，如圖1所示。

1.2 傳統(tǒng)多功能作業(yè)機傳動系統(tǒng)介紹

多功能作業(yè)機傳動系統(tǒng)動力輸出主要分為3部分:行走系統(tǒng)、前動力輸出系統(tǒng)、后動力輸出系統(tǒng)。行走系統(tǒng)輸出動力帶動車輪行走，前動力輸出系統(tǒng)帶動粉碎裝置工作，后動力輸出系統(tǒng)帶動旋耕裝置工作。傳統(tǒng)的多功能作業(yè)機傳動系統(tǒng)傳動方案，如圖2所示。其中，發(fā)動機通過皮帶輪傳動與驅(qū)動輪連接，前后動力輸出系統(tǒng)通過齒輪傳動分別連接整地播種機和秸稈還田機。

1.秸稈粉碎裝置 2.駕駛室 3.自走式底盤 4.旋耕裝置圖1 多功能作業(yè)機整機結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of multi function machine

1.前動力輸出 2.行走驅(qū)動皮帶輪 3.動力輸出換擋齒輪 4.后動力輸出圖2 多功能作業(yè)機原傳動方案Fig.2 Original transmission scheme of multifunctional operation machine

傳統(tǒng)多功能作業(yè)機田頭操作程序[4]：

1)分離主離合器，適當降低發(fā)動機轉(zhuǎn)速；

2)切斷前動力輸出軸動力，提升秸稈還田機到運輸位置；

3)切斷后動力輸出軸動力，提升整地播種機到運輸位置；

4)接合主離合器，將多功能作業(yè)機調(diào)頭行駛到下一個作業(yè)位置，分離主離合器；

5)降低整地播種機到作業(yè)位置，接合后動力輸出軸動力；

6)降低秸稈還田施肥機到作業(yè)位置，接合前動力輸出軸動力；

7)接合主離合器，開始下一幅作業(yè)。

由此可見，傳統(tǒng)多功能作業(yè)機田頭操作程序操作比較復(fù)雜，容易引起誤操作，生產(chǎn)效率較低。

1.2 傳動系統(tǒng)的改進

針對以上問題，對多功能作業(yè)機動力驅(qū)動系統(tǒng)進行改進設(shè)計，改進后的動力傳動方案如圖3所示。改進主要是將多功能作業(yè)機的行駛驅(qū)動系統(tǒng)由傳統(tǒng)的齒輪傳動改為液壓傳動，改進后動力輸出傳動路線的切斷與接合與行走驅(qū)動系統(tǒng)無關(guān)。

1.發(fā)動機 2.雙作用離合器 3、11.濕式離合器 4、19.變量泵 5、18.補油泵 6、17.安全閥 7、16.驅(qū)動輪 8、15.輪邊減速裝置 9、14.變量泵 10、13.沖洗閥 12.后動力輸出裝置 20.濾油器 21.前動力輸出裝置圖3 多功能作業(yè)機全液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)

各個工況下離合器接合與斷開的情況，如表1所示。

表1 各種工況下離合器工作情況

續(xù)表1

具體操作程序如下所述。

1)正常行駛工況下：離合器2接合，離合器3、11松開，即發(fā)動機帶動齒輪，進而驅(qū)動左右變量泵，經(jīng)左、右變量馬達傳遞動力到輪邊減速裝置，再經(jīng)減速后驅(qū)動左右輪帶動多功能作業(yè)機行走。

2)粉碎、行駛工況：離合器2、3接合，離合器11松開。發(fā)動機輸出的動力不僅傳遞至左右車輪，還要輸出到前動力輸出軸，帶動粉碎裝置工作。

3)旋耕、行駛工況：離合器2、11接合，離合器2松開，發(fā)動機輸出的動力傳遞至左右車輪和后動力輸出軸，帶動旋耕裝置工作。

4)粉碎、旋耕、行駛工況：離合器2、3、11接合，發(fā)動機輸出的動力遞至左右車輪、前動力輸出軸、后動力輸出軸，粉碎裝置和旋耕裝置同時工作。

5)制動工況：離合器2、3、11斷開。

1.3 行駛液壓驅(qū)動系統(tǒng)的工作原理

傳動系統(tǒng)總體方案采用液壓行駛驅(qū)動方式。其中，變量泵不僅是液壓能源也是主要的控制部件。通過調(diào)整變量泵斜盤的傾斜角度和傾斜方向來改變液流的流量和方向，從而改變液壓馬達輸出速度的大小和方向，實現(xiàn)多功能作業(yè)機的前進、后退和調(diào)速[5]。系統(tǒng)設(shè)置了兩個安全閥，當負載逐漸增加時，迫使系統(tǒng)壓力逐步上升，上升到安全閥調(diào)定壓力時，安全閥打開，液壓泵輸出的液壓油經(jīng)安全閥直接流入低壓回路，系統(tǒng)壓力不再上升。液壓馬達的輸出扭矩同系統(tǒng)壓力成正比，如輸出扭矩不能有效驅(qū)動外載荷，液壓馬達將停止轉(zhuǎn)動；但液壓泵仍可以繼續(xù)運轉(zhuǎn)，輸出的液壓油經(jīng)安全閥流回油箱，防止發(fā)動機因過載而熄火或者損壞，從而保證了液壓系統(tǒng)的工作安全可靠[6]。

2 液壓關(guān)鍵元件的選型與設(shè)計

2.1 多功能作業(yè)機作業(yè)要求

多功能作業(yè)機行走裝置不僅要滿足在秸稈還田、旋耕播種等不同作業(yè)條件下的速度和負荷要求，而且要滿足其在道路上高速運輸?shù)囊?。其整機結(jié)構(gòu)主要性能參數(shù)如表2所示。

表2 多功能作業(yè)機主要性能參數(shù)

2.2 發(fā)動機的選型

多功能作業(yè)機為多系統(tǒng)車輛，需要在行走和作業(yè)兩種工況下工作：在行走工況下，發(fā)動機功率主要用于行走系統(tǒng)的驅(qū)動；在作業(yè)工況下，發(fā)動機功率同時分配給行走系統(tǒng)與作業(yè)系統(tǒng)，所以發(fā)動機的額定功率應(yīng)不小于兩者工作狀態(tài)下各自最大阻力功率的最大值[7]，即

Pe≥max{PXZmax,PGZmax}

(1)

行走工況下發(fā)動機輸出功率全部用于驅(qū)動車輛靜液壓傳動系統(tǒng)的行駛，發(fā)動機的最大負載功率即為最大行駛車速時的行駛阻力功率PXZmax。由于多功能作業(yè)機車速較低，故在計算時可忽略空氣阻力功率和加速阻力功率，則

(2)

其中，u1為最大行駛速度(km/h)；f為滾動阻力因數(shù)；η為多功能作業(yè)機行走效率。

田間作業(yè)工況下的最大功率PGZmax主要由車輛行走系統(tǒng)消耗的最大阻力功率Pfmax、秸稈粉碎消耗的功率Pxmax和旋耕工作裝置消耗的功率Pkmax3部分組成，因此整機的功率平衡滿足下式的關(guān)系，即

PGZmax=Pfmax+Pkmax+Pxmax

(3)

其中

Pfmax=(Ff+Fp+Ft)×u2

(4)

Pkmax=0.1Kλhu2B

(5)

(6)

其中，K為土壤比阻(N/cm2)；h為耕深(cm)；B為耕幅(m)；u2為最大作業(yè)速度(km/h)；Kλ為旋耕比阻(N/cm2)；Fs為秸稈單位長度的切削阻力(N)；a為進料口寬度(m)；b為進料口高度(m)；n為動刀的轉(zhuǎn)速(r/min)；k為動刀數(shù)量。

由以上公式可計算出：PXZmax=22kW，PGZmax=104kW。通過比較多功能作業(yè)機在爬坡行駛時的負載功率和田間工作時的負載功率，則發(fā)動機的額定功率Pe應(yīng)不小于7.1kW，才能保證多功能作業(yè)機正常工作。根據(jù)以上要求，并且參考現(xiàn)有旋耕播種機發(fā)動機的選擇，選取上柴SC9DK200G3,額定功率為147kW。

2.3 液壓泵/液壓馬達的選型

液壓泵/液壓馬達的選型采用角功率法，即從使車輛要求的最大轉(zhuǎn)矩和最高轉(zhuǎn)速出發(fā)，使馬達角功率和車輛角功率相吻合來選定馬達排量的規(guī)格，并以此作為后續(xù)匹配的基礎(chǔ)。減速器應(yīng)與馬達參數(shù)相互匹配，然后根據(jù)馬達規(guī)格計算泵規(guī)格[8]。

根據(jù)角功率計算式(7)，可得整個行走系統(tǒng)所需要的角功率Pjj為

(7)

單個液壓馬達的角功率

(8)

由式(8)可知：滿足車輛行走車速要求的最大馬達排量和最高匹配轉(zhuǎn)速的關(guān)系應(yīng)滿足

(9)

減速裝置應(yīng)同時滿足最大輸出轉(zhuǎn)矩、速比和最大轉(zhuǎn)速的要求，即

(10)

其中，Mkmax為行走裝置最大輸出扭矩，計算公式為

(11)

(12)

(13)

行走液壓泵與發(fā)動機分動箱傳動比計算公式為

(14)

液壓泵參數(shù)計算的條件為滿足最大流量的要求，即

(15)

綜上，參照力士樂變量柱塞泵系列產(chǎn)品樣本，選用A6V55型斜軸式變量柱塞馬達，A7V107型變量柱塞泵。終端機械減速裝置速比26.96，行走液壓泵與發(fā)動機分動箱傳動比為0.88。

3 液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)仿真分析

3.1 液壓驅(qū)動系統(tǒng)模型的建立

根據(jù)確定的多功能作業(yè)機行駛液壓驅(qū)動的總體方案，利用AMEsim軟件對多功能作業(yè)機液壓驅(qū)動系統(tǒng)建立液壓模型，仿真模型如圖4所示。

圖4 全液壓行駛驅(qū)動仿真模型Fig.4 Simulation model of full hydraulic driving

根據(jù)第2章的匹配計算的結(jié)果，對液壓驅(qū)動系統(tǒng)的主要元件的主要性能參數(shù)設(shè)置，如表3所示。

表3 液壓驅(qū)動系統(tǒng)仿真模型參數(shù)

3.2 仿真分析

圖5和圖6分別為行駛速度曲線和發(fā)動機輸出扭矩曲線。由此可見：采用液壓驅(qū)動系統(tǒng)后，多功能作業(yè)機從靜止加速到正常行駛速度8m/s所需時間在2s左右，低于傳統(tǒng)作業(yè)機的加速時間，即新設(shè)計的多功能作業(yè)機較傳統(tǒng)機具有更好的起步加速性能；加速階段，發(fā)動機輸出最大扭矩在465N·m左右，勻速階段，由于負載較小，發(fā)動機扭矩為35N·m。

在10s時刻，設(shè)置前、后動力端同時工作，即此時多功能機同時進行粉碎和旋耕，其等效扭矩分別設(shè)置為200N·m和800N·m。由于突加了工作負荷，同時由于發(fā)動機的功率限制，導(dǎo)致發(fā)動機轉(zhuǎn)速降低，由此造成行駛速度由8m/s降至7.7m/s，滿足了田間作業(yè)要求。

由圖5、圖6還可以看出：采用液壓行駛驅(qū)動方案后，在多功能機正常行駛時，可以直接結(jié)合前、后動力端動力，其操作簡單，省去了傳統(tǒng)機許多繁瑣的操作程序。

圖5 速度曲線Fig.5 Velocity curve

圖6 發(fā)動機輸出扭矩曲線Fig.6 Output torque curve of engine

4 結(jié)論

1)改進后動力輸出傳動路線的切斷與接合與行走驅(qū)動系統(tǒng)無關(guān)，田頭轉(zhuǎn)彎時操作更方便。

2)采用液壓驅(qū)動系統(tǒng)后，多功能作業(yè)機較傳統(tǒng)機具有更好的起步加速性能。

3)采用新設(shè)計的方案后， 在多功能機正常行駛

時，可以直接結(jié)合前、后動力端動力，其操作簡單，省去了傳統(tǒng)機許多繁瑣的操作程序。

參考文獻：

[1] 張儒.多功能秸稈還田機設(shè)計及其秸稈深施裝置性能的試驗研究[D].哈爾濱：東北農(nóng)業(yè)大學(xué),2014.

[2] 吳朋濤.履帶拖拉機液壓驅(qū)動系統(tǒng)的設(shè)計[D].楊凌：西北農(nóng)林科技大學(xué),2013.

[3] 馬鵬飛.全液壓推土機液壓行駛驅(qū)動系統(tǒng)動力學(xué)研究[D].西安：長安大學(xué),2006.

[4] 姚懷新.行走機械液壓傳動與控制[M].北京:人民交通出版社，2002.

[5] 田富,李向陽,李龍.履帶運輸車行走驅(qū)動液壓系統(tǒng)的設(shè)計[J].液壓與氣動,2014(1): 70-73.

[6] 張利平.液壓傳動系統(tǒng)設(shè)計與使用[M].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2010.

[7] 蘆新春,張詠琴,楊進,等.秸稈還田播種機傳動系統(tǒng)設(shè)計與運動學(xué)仿真[J].中國農(nóng)機化學(xué)報,2014(5):13-16.

[8] 成大先.機械設(shè)計手冊(單行本)液壓傳動[K].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2005.