玉米收獲機(jī)HMT靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)設(shè)計與研究

(1.河北農(nóng)業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院， 河北 保定 071001； 2.河北英虎農(nóng)業(yè)機(jī)械制造有限公司， 河北 保定 072250)

引言

目前，隨著科學(xué)技術(shù)的進(jìn)步，應(yīng)用液壓技術(shù)的靜液壓驅(qū)動(HST，Hydro Static Transmission)玉米收獲機(jī)暴露出傳動效率低、易漏油等缺點(diǎn)[1-4]。而將液壓傳動和機(jī)械傳動相組合的液壓機(jī)械無級變速傳動(HMT，Hydro-mechanical Continuously Variable Transmission)靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)，應(yīng)用于玉米收獲機(jī)是國內(nèi)外研究的重點(diǎn)。HMT包括液壓功率流和機(jī)械功率流，通過差動輪系進(jìn)行功率的分匯流，該傳動形式具有功率密度高、傳動效率高、傳遞扭矩大等優(yōu)點(diǎn)[5-6]。

國外對HMT技術(shù)研究最早，技術(shù)最先進(jìn)的國家主要是德國和美國。美國Sundstrand公司對純液壓起步和多離合HMT變速裝置進(jìn)行了研制[7]；美國SUNGKC等[8]對雙行星排多離合器HMT變速箱進(jìn)行了分析研究； 德國ZF公司研制出五離合器四段式HMT變速器，液壓系統(tǒng)為雙向變量泵和雙向變量馬達(dá)組合[9]；德國FENT公司研制出結(jié)構(gòu)簡單的單段式HMT變速系統(tǒng)，其液壓系統(tǒng)為變量泵和變量馬達(dá)的組合，且分匯流形式為輸入型分速匯矩式[10-12]。

國內(nèi)對HMT的研究相對于歐美國家起步較晚，但在不斷學(xué)習(xí)和摸索中也取得了一定成果。苑士華等[13]研究了雙離合器和雙同步器組合的兩段式分速匯矩式HMT傳動系統(tǒng)；張新生等[14]設(shè)計出雙行星排4擋變速的HMT變速器，并對其控制策略進(jìn)行了研究；王婷婷等[15]研制出復(fù)合式HMT變速器，并對其傳動特性進(jìn)行了研究；楊樹軍等[16]對兩段等差式HMT變速傳動系統(tǒng)全功率換段方法及功率過渡特性進(jìn)行了分析研究；李娟玲等[17]設(shè)計一種雙行星排水、旱兩用拖拉機(jī)液壓機(jī)械無級變速箱。

綜上所述，目前分析研究主要集中在多段式或應(yīng)用雙變量液壓系統(tǒng)的HMT變速裝置，多段式變速器結(jié)構(gòu)復(fù)雜，雙變量液壓系統(tǒng)控制系統(tǒng)復(fù)雜?；诘炔钍揭簤簷C(jī)械無級變速原理，設(shè)計了無離合器的單行星排、變量泵與定量馬達(dá)組合的HMT靜液驅(qū)動系統(tǒng)，建立了液壓機(jī)械功率流模型，并對其傳動特性進(jìn)行了分析。

1 HMT靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及工作原理

HMT靜液壓驅(qū)動變速系統(tǒng)主要包括液壓系統(tǒng)、機(jī)械變速箱等，液壓系統(tǒng)為變量泵和定量馬達(dá)組成的整體式HST系統(tǒng)，機(jī)械變速箱包括單行星排差動輪系、高低速擋有級變速輪系等，系統(tǒng)采用液壓與機(jī)械雙流傳動分矩匯速式分匯流組合方式實(shí)現(xiàn)無級變速，調(diào)速原理如圖1所示。功率由發(fā)動機(jī)輸入，由定軸齒輪副分為機(jī)械流和液壓流，經(jīng)差動輪系匯流后由行星架輸出，依靠液壓系統(tǒng)變量泵的排量比(液壓泵的理論流量與液壓泵的實(shí)際流量之比，用e表示)的變化實(shí)現(xiàn)無級變速，而行星架上連接的高低速擋齒輪組，將玉米收獲機(jī)行駛速度分為低速擋L(Low)段和高速擋H(High gear)段，實(shí)現(xiàn)兩段無級變速。排量比e在-1～1時L段和H段分別包含倒車和前進(jìn)兩種工況，該方式省去了離合器的切換，使駕駛員操作更為簡單。HMT靜液壓驅(qū)動變速系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，如圖2所示，具體工作原理為：行駛時，發(fā)動機(jī)的動力經(jīng)輸入帶輪傳至Ⅰ軸6，再通過Ⅰ軸6上的齒輪1，3將動力在經(jīng)齒輪2，4分別傳至差動輪系5和HST系統(tǒng)，驅(qū)動差動輪系5外齒圈運(yùn)轉(zhuǎn)的同時，HST系統(tǒng)中的變量泵驅(qū)動馬達(dá)運(yùn)轉(zhuǎn)，馬達(dá)的轉(zhuǎn)動傳入差動輪系5的太陽輪，驅(qū)動太陽輪運(yùn)轉(zhuǎn)，最終差動輪系5將機(jī)械動力和液壓動力在差動輪系5的行星架中聚合后輸出至Ⅱ軸7。當(dāng)Ⅱ軸7上的結(jié)合套8與低速齒輪9嚙合時，排量比e在-1～1時，實(shí)現(xiàn)L段倒車和前進(jìn)工況的無級變速；當(dāng)Ⅱ軸7上的結(jié)合套8與高速齒輪10嚙合時，排量比e在-1～1時，實(shí)現(xiàn)H段倒車和前進(jìn)工況的無級變速。結(jié)合套8控制狀態(tài)，如表1所示。

圖1 HMT靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)調(diào)速原理

1～4.定軸齒輪 5.差動輪系 6.Ⅰ軸 7.Ⅱ軸 8.結(jié)合套 9.低速齒輪 10.高速齒輪 11.差速器圖2 HMT靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

表1 結(jié)合套控制狀態(tài)

注：“□”表示結(jié)合套作用。

2 HMT靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)特性分析

2.1 HMT靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)功率流理論模型

根據(jù)HMT系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和工作原理，建立其功率理論模型，為后續(xù)驅(qū)動系統(tǒng)特性分析提供基礎(chǔ)[18]。建模過程如下：

1) HMT系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速理論模型

匯流前由發(fā)動機(jī)輸出至行星機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)速為：

(1)

式中，i1,i2—— 發(fā)動機(jī)到差動輪系的傳動比

nm—— 發(fā)動機(jī)機(jī)械段輸入轉(zhuǎn)速，r/min

nq—— 齒圈轉(zhuǎn)速，r/min

ni—— 發(fā)動機(jī)輸入轉(zhuǎn)速，r/min

匯流前液壓馬達(dá)輸入至差動輪系的轉(zhuǎn)速為：

(2)

式中，nt—— 太陽輪轉(zhuǎn)速，r/min

nm—— 馬達(dá)轉(zhuǎn)速，r/min

ni—— 發(fā)動機(jī)輸入轉(zhuǎn)速，r/min

i3—— 發(fā)動機(jī)輸入到液壓系統(tǒng)的傳動比

差動輪系各機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)速符合如下關(guān)系：

nt+knq-(1+k)nj=0

(3)

式中,nj——行星架轉(zhuǎn)速，r/min

k—— 差動輪系特性參數(shù)，內(nèi)齒圈齒數(shù)與太陽輪齒數(shù)比

經(jīng)差動輪系中行星架匯流后輸出的轉(zhuǎn)速為：

(4)

最終由低速擋齒輪向后傳出，得到HMT系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)速理論模型：

(5)

2) HMT系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩理論模型

Mt∶Mq∶Mj=1∶k∶(1+k)

(6)

式中,Mt—— 太陽輪轉(zhuǎn)矩，N·m

Mq—— 齒圈轉(zhuǎn)矩，N·m

Mj—— 行星架轉(zhuǎn)矩，N·m

由式(6)容易得到：

(7)

太陽輪與液壓馬達(dá)軸相連，所以：

Mt=Mm

(8)

式中，Mm為馬達(dá)轉(zhuǎn)矩，N·m。

結(jié)合式(8)，得到行星架轉(zhuǎn)矩和馬達(dá)轉(zhuǎn)矩關(guān)系如下：

Mj=Mm·(1+k)

(9)

功率流由差動輪系輸出后，在HMT系統(tǒng)輸出的轉(zhuǎn)矩為：

MHM=(1+k)Mm

(10)

式中，MHM為HMT輸出轉(zhuǎn)矩，N·m。

式(10)即為HMT靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)輸出轉(zhuǎn)矩理論模型。

HMT系統(tǒng)的功率理論模型為該段的輸出轉(zhuǎn)矩和輸出轉(zhuǎn)速的乘積，即為式(6)、式(10)兩式的乘積：

(11)

式中，PHM為HMT系統(tǒng)輸出功率，kW。

2.2 HMT靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)速比特性和調(diào)速特性

根據(jù)HMT靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)的功率理論模型可以計算高低速擋轉(zhuǎn)速，由此可得高低速擋傳動比，結(jié)果如表2所示[19]。

表2 HMT系統(tǒng)高低速擋輸出轉(zhuǎn)速及傳動比

HMT系統(tǒng)某工作區(qū)段傳動比計算如下[19-20]：

(12)

式中，rd—— 驅(qū)動輪動力半徑，新輪胎按半徑乘以0.935計算，m

ned—— 發(fā)動機(jī)標(biāo)定轉(zhuǎn)速，r/min

vx—— 某擋位工作速度，km/h

i∑x—— 某工作區(qū)段傳動比

由式(12)可知：

(13)

(14)

玉米收獲機(jī)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為2300 r/min，前進(jìn)時變速范圍為0～27 km/h，倒退時速度范圍為0～9 km/h，作業(yè)速度范圍為3.5～8.5 km/h，取高低速擋無級變速公差為2.4，所得變速系統(tǒng)速度為，低速擋-3.75～11.25 km/h，高速擋-9～27 km/h(“-”為倒退時速度)，根據(jù)以上參數(shù)，結(jié)合表2和式(13)、式(14)，可得當(dāng)排量比e在-1～1時，排量比與傳動比關(guān)系曲線，如圖3所示，排量比與速度關(guān)系曲線[21]，如圖4所示。

圖3 速比特性

圖4 調(diào)速特性

從圖中看出，HMT系統(tǒng)高低速擋傳動比隨變量泵排量比呈連續(xù)線性變化，滿足高低速擋無級變速要求，玉米收獲機(jī)高低速擋速度變化均勻，換擋平順。

2.3 HMT靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)功率流及效率特性

1) HMT系統(tǒng)功率流

液壓流功率與HMT系統(tǒng)功率之比為功率分流比，用ρ表示，大小代表系統(tǒng)功率流的不同傳輸狀態(tài)[22-23]。當(dāng)ρ<0時，液壓流功率小于0，系統(tǒng)一部分功率由馬達(dá)流向液壓泵，產(chǎn)生功率循環(huán)，如圖5a所示；當(dāng)ρ=0時，液壓流功率等于0，機(jī)械流提供全部輸入功率，如圖5b所示；當(dāng)ρ>0時，液壓流功率大于0，系統(tǒng)功率由液壓流和機(jī)械流共同提供，如圖5c所示。

轉(zhuǎn)速方向用“+-”表示，轉(zhuǎn)矩方向用“⊕⊙”表示，“0”表示轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩為0，功率流向用箭頭表示。系統(tǒng)存在功率循環(huán)時，泵的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩方向相反，馬達(dá)的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩方向相同；系統(tǒng)不存在功率循環(huán)時，泵的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩方向相同，馬達(dá)的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩方向相反。

2) HMT系統(tǒng)效率特性

HMT系統(tǒng)的效率為其功率損失與其總輸入功率的比值，且在不同功率分流比ρ狀態(tài)下，系統(tǒng)的功率損失各不相同，為了方便計算，忽略HMT系統(tǒng)機(jī)械流的能量損失，系統(tǒng)損失即為液壓流能量損失[22]。

圖5 功率流輸出狀態(tài)

根據(jù)能量守恒定律有：

ΔP=ΔPH

(15)

式中， ΔP—— 系統(tǒng)能量損失

ΔPH—— 液壓流能量損失

當(dāng)ρ<0時，由功率流分析可知系統(tǒng)存在液壓功率循環(huán)，此時馬達(dá)輸出功率驅(qū)動變量泵，所以：

ΔP=Pi(1-ηHM)

(16)

ΔPH=PM(1-ηH)

(17)

(18)

Po=Pi-ΔPH

(19)

聯(lián)立以上式 (16)～式(19)各式得：

(20)

式中,PM—— 液壓馬達(dá)輸出功率，kW

Pi—— 傳動系統(tǒng)輸入功率，kW

Po—— 傳動系統(tǒng)輸出功率，kW

ηHM—— HMT系統(tǒng)總效率

ηH—— 液壓流的效率

當(dāng)ρ≥0時，液壓功率從變量泵流向馬達(dá)：

(21)

(22)

繪制排量比e和ηHM的關(guān)系曲線，如圖6所示。

圖6 效率特性

HST式靜液驅(qū)動系統(tǒng)效率大概在0.7～0.75左右，所以從圖中可以看出，HMT式靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)前進(jìn)段效率大于0.9。

3 HMT靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)建模與仿真分析

利用AMESim對HMT靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)進(jìn)行建模和仿真分析，AMESim是以圖形化的方式進(jìn)行建模，整個建模實(shí)現(xiàn)過程完全依靠圖形用戶界面(GUI)實(shí)現(xiàn)[24]，方便快捷。

HST系統(tǒng)主要包括變量泵、定量馬達(dá)、補(bǔ)油泵、溢流安全閥、補(bǔ)油溢流閥、補(bǔ)油單向閥等，建立HST系統(tǒng)模型[25]，如圖7所示。模型中，以線性信號源為控制器，排量比e為控制變量，來實(shí)現(xiàn)對變量泵排量的控制；負(fù)載部分，利用扭矩轉(zhuǎn)化器和階躍信號源相連，通過改變輸入信號來實(shí)現(xiàn)負(fù)載的變化。

圖7 HST系統(tǒng)模型

HST系統(tǒng)模型搭建完成后，對機(jī)械系統(tǒng)和動力系統(tǒng)建模，主要包括齒輪機(jī)構(gòu)和發(fā)動機(jī)模型，如圖7所示，圖8a為定軸齒輪副模型，圖8b為差動輪系模型，圖8c為發(fā)動機(jī)模型。發(fā)動機(jī)模型利用TWSG02子模型和一個線性信號源搭建，信號源為發(fā)動機(jī)輸入轉(zhuǎn)速信號。

圖8 機(jī)械系統(tǒng)模型

根據(jù)HMT靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，建立最終模型如圖9所示，其中結(jié)合套的動作也采用線性信號源控制。

圖9 HMT系統(tǒng)模型

模型搭建完成后，設(shè)置系統(tǒng)參數(shù)，主要參數(shù)設(shè)置見表3，其中液壓泵和馬達(dá)為規(guī)格相同的斜盤式軸向柱塞馬達(dá)，玉米收獲機(jī)滿載質(zhì)量為6200 kg，在仿真參數(shù)中設(shè)置車輛質(zhì)量為滿載質(zhì)量，發(fā)動機(jī)額定轉(zhuǎn)速為2300 r/min，然后結(jié)合表3參數(shù)，設(shè)置仿真時間為20 s，采樣周期為0.01 s，對系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析。

表3 主要仿真參數(shù)設(shè)置

給定變量泵處線性信號源以相應(yīng)控制信號，使得變量泵的排量比e在-1～1變化，忽略液壓系統(tǒng)元件的泄漏，得到泵、馬達(dá)的轉(zhuǎn)速變化如圖10所示，馬達(dá)轉(zhuǎn)速隨排量比e在±2300 r/min之間連續(xù)變化，符合無級變速要求。

圖10 泵、馬達(dá)轉(zhuǎn)速

其他條件不變，在將擋位結(jié)合套處線性信號源以相應(yīng)控制信號分別控制L和H擋位，馬達(dá)進(jìn)口壓力變化如圖11a、圖11b所示，圖11a為L擋位馬達(dá)進(jìn)口壓力變化，圖11b為H擋位馬達(dá)進(jìn)口壓力變化。從圖中看出，在玉米收獲機(jī)滿載質(zhì)量的工況下，進(jìn)口壓力在0～1 s 時，有一定的沖擊，壓力有較大波動，之后趨于平緩穩(wěn)定狀態(tài)，基本穩(wěn)定在某一設(shè)定值，說明系統(tǒng)在遇到較大負(fù)載時，能夠快速恢復(fù)穩(wěn)定，系統(tǒng)收斂。

液壓泵和馬達(dá)的轉(zhuǎn)矩變化如圖12所示和整個傳動系統(tǒng)的速度變化如圖13所示。從圖12中看出在排量比e變化時，液壓泵的轉(zhuǎn)矩隨不同擋位排量比e成比例變化，液壓馬達(dá)在高低速擋位為恒轉(zhuǎn)矩輸出。由泵、馬達(dá)轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩曲線，結(jié)合圖5，可知，在0～10 s內(nèi)，L段系統(tǒng)存在功率循環(huán)，在10～20 s內(nèi)，系統(tǒng)不存在功率循環(huán)；H段在0～4 s和10～20 s內(nèi)，系統(tǒng)不存在功率循環(huán)，4～10 s內(nèi)存在功率循環(huán)，H段的非功率循環(huán)時間區(qū)間較L段大，從圖6可以看出功率循環(huán)段效率較非功率循環(huán)段效率低，由此可知H段的效率高于L段。從速度特性曲線看出，當(dāng)排量比e在-1～1時，L和H擋位的速度輸出范圍包括倒擋和正向行駛兩種工況，且基本呈線性變化，速度范圍為，L擋為-1.95～4.97 m/s，H擋為-2.85 ～11.73 m/s，由于實(shí)際情況存在土壤阻力、路面摩擦等，使得仿真最大值均大于實(shí)際要求，符合客觀事實(shí)。

圖11 馬達(dá)壓力特性

圖12 泵、馬達(dá)轉(zhuǎn)矩

圖13 速度特性

4 結(jié)論

(1) 本研究設(shè)計了無離合器的單行星排HMT靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)，通過高低速擋齒輪實(shí)現(xiàn)兩個無級變速范圍，對其速比特性、調(diào)速特性、效率特性進(jìn)行了建模分析，為新型HMT系統(tǒng)提供理論依據(jù)；

(2) 運(yùn)用AMESim液壓仿真軟件對HMT靜液驅(qū)動系統(tǒng)進(jìn)行仿真分析，結(jié)果表明，在實(shí)際滿載6200 kg工況下，液壓回路的壓力和轉(zhuǎn)矩為收斂曲線，回路穩(wěn)定，穩(wěn)定性、動力性滿足系統(tǒng)要求；玉米收獲機(jī)高低速擋速度可無級變速，低速擋變速平緩，適合作業(yè)與爬坡行駛，高速擋提速快，縮短了非作業(yè)行駛時間。