遙控全向調(diào)平山地履帶拖拉機(jī)設(shè)計(jì)與性能試驗(yàn)

孫景彬 楚國評(píng) 潘冠廷 孟 寵 劉志杰 楊福增

(1.西北農(nóng)林科技大學(xué)機(jī)械與電子工程學(xué)院，陜西楊凌 712100；2.農(nóng)業(yè)農(nóng)村部北方農(nóng)業(yè)裝備科學(xué)觀測實(shí)驗(yàn)站，陜西楊凌 712100；3.黃土高原土壤侵蝕與旱地農(nóng)業(yè)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，陜西楊凌 712100)

0 引言

我國丘陵山區(qū)坡耕地居多，地面高低不平，傳統(tǒng)農(nóng)業(yè)裝備的行駛及作業(yè)穩(wěn)定性較差，極易發(fā)生側(cè)滑甚至傾翻，引發(fā)嚴(yán)重的安全事故[1-3]。因此，亟需設(shè)計(jì)具備全向姿態(tài)調(diào)整功能的遙控型山地拖拉機(jī)，從而提高其穩(wěn)定性、操縱便捷性及駕駛?cè)藛T的安全性。

國外對(duì)山地農(nóng)機(jī)調(diào)平系統(tǒng)的研究起步較早，HAUN[4]發(fā)明了適用于割草機(jī)的調(diào)平機(jī)構(gòu)，該機(jī)構(gòu)可使割草機(jī)車身始終保持水平狀態(tài)。約翰迪爾公司研發(fā)了適用于坡地作業(yè)的聯(lián)合收獲機(jī)調(diào)平系統(tǒng)，該系統(tǒng)具有較好的穩(wěn)定性[5]。但上述兩種調(diào)平系統(tǒng)均不適用于在山區(qū)作業(yè)的動(dòng)力機(jī)械。AHMADI[6]設(shè)計(jì)了一種拖拉機(jī)動(dòng)態(tài)調(diào)平模型，研究了在位置擾動(dòng)下速度、坡度及地輪摩擦因數(shù)對(duì)橫向穩(wěn)定性的影響。LEONARD等[7]研究了一種車輛自動(dòng)調(diào)平系統(tǒng)，通過采集車身傾角信息完成車身的姿態(tài)調(diào)整，但該系統(tǒng)僅能實(shí)現(xiàn)車輛的靜態(tài)調(diào)平。上海交通大學(xué)和山東五征集團(tuán)聯(lián)合研制了一種具有姿態(tài)主動(dòng)調(diào)整系統(tǒng)的山地輪式拖拉機(jī)，具有較好的坡地適應(yīng)性[8]。彭賀等[9-10]研制了基于液壓缸驅(qū)動(dòng)的輪式拖拉機(jī)車身四點(diǎn)調(diào)平機(jī)構(gòu)，進(jìn)行了運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)的仿真分析，由此設(shè)計(jì)了一套車身自調(diào)平控制系統(tǒng)，并進(jìn)行了相關(guān)試驗(yàn)驗(yàn)證。劉平義等[11-12]設(shè)計(jì)了一種適用于丘陵山地的自適應(yīng)調(diào)平底盤，通過動(dòng)態(tài)調(diào)平減小底盤的側(cè)傾角和俯仰角，但其動(dòng)力偏小。文獻(xiàn)[13-16]研發(fā)了具有調(diào)平機(jī)構(gòu)的小型履帶拖拉機(jī)，通過對(duì)行走系增加液壓差高裝置來實(shí)現(xiàn)車身的橫向調(diào)平，提高了拖拉機(jī)在橫向坡地的抗側(cè)滑、抗傾翻性能。上述研究大部分處于理論分析和模型研究階段。因此研發(fā)具有良好牽引性、越障性和坡地適應(yīng)性的山地拖拉機(jī)對(duì)解決丘陵山區(qū)的動(dòng)力瓶頸問題至關(guān)重要。

履帶拖拉機(jī)具有牽引附著性能好、越障能力強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)，在丘陵山區(qū)具有較好的適應(yīng)性。本文通過分析拖拉機(jī)調(diào)平原理，提出履帶拖拉機(jī)全向調(diào)平方案，對(duì)關(guān)鍵部件進(jìn)行設(shè)計(jì)和匹配選型，并最終完成整機(jī)研發(fā)，通過試驗(yàn)對(duì)整機(jī)性能進(jìn)行驗(yàn)證。

1 山地履帶拖拉機(jī)調(diào)平原理分析

橫向穩(wěn)定性是指拖拉機(jī)在橫向斜坡不發(fā)生橫向滑移和傾翻的性能，主要由橫向極限滑移角和橫向極限傾翻角表示。山地拖拉機(jī)在坡度為α(圖1所示)的橫向斜坡上受力包括：車架自重G0和行走系重力G1、斜坡對(duì)坡下履帶支撐力N1、斜坡對(duì)坡上履帶支撐力N2以及坡下履帶所受摩擦力Z1、坡上履帶所受摩擦力Z2。

山地拖拉機(jī)在橫向斜坡上不產(chǎn)生橫向滑移的最大坡度稱為拖拉機(jī)的橫向極限滑移角，表示為α1。①當(dāng)拖拉機(jī)處于橫向坡度α≤α1(圖1a)的斜坡上時(shí)，拖拉機(jī)不會(huì)發(fā)生橫向滑移。②當(dāng)拖拉機(jī)處于橫向坡度α>α1(圖1a)的斜坡上時(shí)，此時(shí)拖拉機(jī)將發(fā)生橫向滑移。③當(dāng)拖拉機(jī)橫向姿態(tài)調(diào)整α′后，α-α′<α1(圖1b)，拖拉機(jī)不會(huì)發(fā)生橫向滑移。

因此，通過拖拉機(jī)的橫向姿態(tài)調(diào)整可有效提高其橫向坡地的抗側(cè)滑能力，從而提高橫向穩(wěn)定性。

山地拖拉機(jī)在橫向斜坡上不產(chǎn)生橫向傾翻的最大坡度稱為拖拉機(jī)的橫向極限傾翻角，表示為α2。對(duì)點(diǎn)C求合力矩可得

∑Mc=N2(B+0.5b)+G0sinαh′+2G1sinαh1-

G0cosα(0.5B+0.5b-e)-G1cosα(B+b)=0

(1)

因此

N2=[G0cosα(0.5B+0.5b-e)+G1cosα(B+b)-

G0sinαh′-2G1sinαh1]/(B+0.5b)

(2)

式中B——山地拖拉機(jī)軌距，mm

b——山地拖拉機(jī)履帶寬度，mm

h′——姿態(tài)調(diào)整前車架重心至坡地垂直高度，mm

h1——姿態(tài)調(diào)整前行走系重心至坡地垂直高度，mm

e——山地拖拉機(jī)重心偏移量，mm

山地拖拉機(jī)不發(fā)生橫向傾翻的條件是N2≥0，即

(3)

由式(3)可知，橫向坡度越大，拖拉機(jī)發(fā)生傾翻的可能性越大，故應(yīng)盡可能通過橫向姿態(tài)調(diào)整裝置來實(shí)現(xiàn)車身的調(diào)平，從而消減因坡度引入而導(dǎo)致拖拉機(jī)失穩(wěn)的可能性。

如圖2所示，當(dāng)山地拖拉機(jī)處于坡度為β的縱向斜坡時(shí)，采用基于“雙車架機(jī)構(gòu)”的縱向調(diào)平方案，上層車架和下層車架共同組成雙車架結(jié)構(gòu)，縱向調(diào)平時(shí)，縱向調(diào)平油缸的活塞桿伸長，帶動(dòng)上層車架圍繞后橋半軸旋轉(zhuǎn)，實(shí)現(xiàn)山地拖拉機(jī)的縱向調(diào)平。

2 整機(jī)結(jié)構(gòu)與主要技術(shù)參數(shù)

遙控全向調(diào)平山地拖拉機(jī)主要由行走系統(tǒng)、全向調(diào)平裝置、驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)(發(fā)動(dòng)機(jī)、HST、驅(qū)動(dòng)后橋)、坡地適應(yīng)液壓懸掛裝置、遙控系統(tǒng)等組成，如圖3所示。

整機(jī)主要技術(shù)性能參數(shù)如表1所示。整機(jī)有3個(gè)工作擋位，其中Ⅰ擋、Ⅱ擋為基本作業(yè)擋，Ⅲ擋用于運(yùn)輸或高速行走。該機(jī)將靜液壓驅(qū)動(dòng)裝置(HST)與機(jī)械變速箱相結(jié)合，其中HST實(shí)現(xiàn)了整機(jī)的無級(jí)調(diào)速，滿足山地多作業(yè)工況的速度需求；多擋傳動(dòng)可以保證整機(jī)具有較大范圍的恒功率區(qū)，這樣既可以保證低速擋位具備較高的牽引力，又可滿足高速擋位具有較高的行駛速度，Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ擋位下設(shè)計(jì)速度為0～2.5 km/h、2.5～5 km/h、5～8 km/h。

表1 整機(jī)主要技術(shù)性能參數(shù)

3 關(guān)鍵部件設(shè)計(jì)

3.1 全向調(diào)平裝置

提出一種山地拖拉機(jī)的全向調(diào)平方案，主要包括基于平行四桿機(jī)構(gòu)的橫向調(diào)平裝置和基于雙車架機(jī)構(gòu)的縱向調(diào)平裝置，以提高其坡地的抗側(cè)滑、抗傾翻性能。

3.1.1橫向調(diào)平裝置設(shè)計(jì)與運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

通過平行四桿機(jī)構(gòu)的變形所形成的高度差(圖4所示)來實(shí)現(xiàn)拖拉機(jī)在坡地的橫向調(diào)平，虛線表示拖拉機(jī)在傾角為α的斜坡上未調(diào)平的狀態(tài)，實(shí)線表示山地拖拉機(jī)橫向調(diào)平后的狀態(tài)。調(diào)平過程中，左側(cè)橫向調(diào)平油缸充油，液壓油推動(dòng)活塞桿伸長來改變該側(cè)主從連桿機(jī)構(gòu)的支撐高度，此時(shí)車身左右兩側(cè)形成高度差Δ，進(jìn)而保證車身在橫向斜坡處于水平。

橫向調(diào)平裝置主要由臺(tái)車架、從連桿、拉桿、下層車架、橫向調(diào)平油缸、主連桿等組成，結(jié)構(gòu)如圖5a所示。主連桿、從連桿分別與臺(tái)車架、下層車架通過銷軸鉸接，主連桿和從連桿之間通過拉桿鉸接，橫向調(diào)平油缸首尾分別與下層車架和主連桿鉸接。臺(tái)車架、從連桿、下層車架、主連桿構(gòu)成平行四桿機(jī)構(gòu)。橫向調(diào)平油缸向主連桿提供動(dòng)力，推動(dòng)主連桿擺動(dòng)，通過拉桿帶動(dòng)從連桿擺動(dòng)，完成車身單側(cè)的姿態(tài)調(diào)整。車身兩側(cè)橫向調(diào)平油缸同時(shí)動(dòng)作可實(shí)現(xiàn)整機(jī)離地間隙的調(diào)整，提高通過性。

由圖4知，當(dāng)單側(cè)調(diào)整油缸動(dòng)作，車身橫向姿態(tài)調(diào)整角(調(diào)平時(shí)該角等于坡度α)α′為

tanα′=(h-h0)/B

(4)

式中h0——姿態(tài)調(diào)整前主連桿有效高度，mm

h——姿態(tài)調(diào)整后主連桿有效高度，mm

對(duì)橫向調(diào)平裝置進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，如圖5所示，建立影響拖拉機(jī)橫向姿態(tài)調(diào)整角的數(shù)學(xué)模型。

(1)姿態(tài)調(diào)整前運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

由圖5b知，姿態(tài)調(diào)整前主連桿有效高度為

h0=L1sinθ2+L2cosθ3

(5)

其中

整理得

(6)

式中L1——主連桿-調(diào)平油缸鉸接軸與主連桿-下層車架鉸接軸間的距離，mm

L2——主連桿-調(diào)平油缸鉸接軸與主連桿-臺(tái)車架鉸接軸間的距離，mm

a——主連桿-下層車架鉸接軸與調(diào)平油缸-下層車架鉸接軸間的距離，mm

S0——調(diào)平油缸安裝距離，mm

θ1——主連桿結(jié)構(gòu)角度，(°)

θ2——主連桿上端與下層車架夾角，(°)

θ3——主連桿下端沿豎直方向夾角，(°)

由式(6)得，橫向調(diào)平油缸的安裝距離S0越小，姿態(tài)調(diào)整前主連桿的有效高度h0越小，則拖拉機(jī)的重心高度越低?？傻?，橫向調(diào)平油缸的安裝距離不宜過小，否則會(huì)影響整機(jī)的通過性能。

(2)姿態(tài)調(diào)整后運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

由圖5c知，姿態(tài)調(diào)整后主連桿有效高度為

h=L1sinθ4+L2cosθ5

(7)

其中

整理得

(8)

式中 ΔS——橫向調(diào)平油缸行程，mm

θ4——姿態(tài)調(diào)整后主連桿上端與下層機(jī)架夾角，(°)

θ5——姿態(tài)調(diào)整后主連桿下端與豎直方向夾角，(°)

聯(lián)立式(4)、(6)、(8)，得到車身橫向姿態(tài)調(diào)整角α′與主連桿長度L1和L2、主連桿的結(jié)構(gòu)角度θ1、橫向調(diào)平油缸的安裝位置a、安裝距離S0、行程ΔS、整機(jī)軌距B的數(shù)學(xué)模型為

(9)

由式(9)得，當(dāng)拖拉機(jī)的軌距B為定值且橫向調(diào)平油缸的安裝位置a確定時(shí)，車身的橫向姿態(tài)調(diào)整角α′與主連桿長度L1和L2、主連桿的結(jié)構(gòu)角度θ1、橫向調(diào)平油缸的安裝距離S0及行程ΔS有關(guān)。因此，綜合考慮整機(jī)重心高度、通過性能以及橫向姿態(tài)調(diào)整角大于15°的要求，最終確定主連桿長度L1=275 mm，L2=185 mm，主連桿結(jié)構(gòu)角度θ1=150°，橫向調(diào)平油缸的安裝距離S0=460 mm，行程ΔS=230 mm。

3.1.2縱向調(diào)平裝置設(shè)計(jì)

山地拖拉機(jī)的縱向姿態(tài)調(diào)整是基于雙車架機(jī)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)的，結(jié)構(gòu)如圖6所示?？v向調(diào)平油缸首尾與下層車架和上層車架鉸接；固定軸座板一端與上層車架固連，另一端與固定軸座固連，固定軸座與變速箱驅(qū)動(dòng)軸固連；旋轉(zhuǎn)軸座板一端與下層車架固連，另一端與旋轉(zhuǎn)軸座固連，旋轉(zhuǎn)軸座可繞變速箱驅(qū)動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)。縱向姿態(tài)調(diào)整時(shí)，由縱向調(diào)平油缸提供動(dòng)力，上層車架繞旋轉(zhuǎn)軸座旋轉(zhuǎn)一定角度，實(shí)現(xiàn)縱向姿態(tài)調(diào)整。

3.2 行走系

山地拖拉機(jī)行走系結(jié)構(gòu)如圖7所示。

山地拖拉機(jī)橫向姿態(tài)調(diào)整時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪隨著下層車架的升高而升高，導(dǎo)致履帶的包絡(luò)形狀發(fā)生變化，此時(shí)，張緊油缸Ⅰ和張緊油缸Ⅱ通過液壓油管與基于蓄能器的履帶張緊裝置連接，組成了封閉循環(huán)的液壓系統(tǒng)。張緊油缸Ⅱ的活塞桿與導(dǎo)向輪連接，活塞桿伸縮實(shí)現(xiàn)履帶的張緊調(diào)節(jié)。

參照《拖拉機(jī)設(shè)計(jì)手冊(上冊)》[17]，對(duì)行走系主要參數(shù)：山地拖拉機(jī)軌距、履帶接地長度、寬度進(jìn)行計(jì)算。

山地拖拉機(jī)軌距為

(10)

式中mj——拖拉機(jī)結(jié)構(gòu)質(zhì)量，設(shè)計(jì)時(shí)取1 800 kg

履帶接地長度經(jīng)驗(yàn)計(jì)算公式為

(11)

式中L0——履帶接地長度，mm

履帶寬度計(jì)算經(jīng)驗(yàn)公式為

(12)

經(jīng)計(jì)算得到山地拖拉機(jī)的軌距B=973 mm，結(jié)合文中驅(qū)動(dòng)后橋的相關(guān)參數(shù)，軌距設(shè)計(jì)最終取值1 050 mm；為提高履帶拖拉機(jī)的縱向穩(wěn)定性，接地長度盡可能取大一些，由式(11)計(jì)算履帶接地長度，取值1 400 mm；由式(12)計(jì)算得履帶寬度為252 mm，在消除履帶與傳動(dòng)系統(tǒng)位置干涉的前提下，最終選型履帶寬度為230 mm。

3.3 傳動(dòng)系統(tǒng)

3.3.1靜液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)

根據(jù)調(diào)速方式不同，靜液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)分為變量泵-定量馬達(dá)、定量泵-變量馬達(dá)、變量泵-變量馬達(dá)等不同的搭配方式。定量泵-變量馬達(dá)調(diào)速回路具有恒功率調(diào)速優(yōu)點(diǎn)，特別適用于車輛具有恒功率負(fù)載要求的液壓系統(tǒng)[18-19]。因此，本文采用變量泵-定量馬達(dá)的靜液壓驅(qū)動(dòng)方案，結(jié)構(gòu)如圖8所示。

驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)基本工作原理：發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力經(jīng)過離合器，在分動(dòng)箱增速作用下，驅(qū)動(dòng)柱塞變量泵轉(zhuǎn)動(dòng)，從而帶動(dòng)雙向液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)動(dòng)，雙向液壓馬達(dá)后部連接有驅(qū)動(dòng)后橋，降速增扭后將動(dòng)力傳遞到驅(qū)動(dòng)輪。通過操縱斜盤調(diào)整機(jī)構(gòu)，實(shí)現(xiàn)柱塞變量泵排量和流向的調(diào)節(jié)，從而改變雙向液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)拖拉機(jī)行駛速度和行進(jìn)方向的調(diào)整。驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)中，單向閥Ⅰ和溢流閥Ⅰ，單向閥Ⅱ和溢流閥Ⅱ分別組成正反向高壓溢流系統(tǒng)，起到過壓保護(hù)的作用。補(bǔ)油泵、過濾器和溢流閥Ⅲ組成低壓補(bǔ)油系統(tǒng)，用于補(bǔ)充系統(tǒng)液壓油的泄漏量，并防止發(fā)生氣蝕現(xiàn)象。散熱器用于系統(tǒng)降溫，防止系統(tǒng)溫度過高損壞液壓元件。

3.3.2發(fā)動(dòng)機(jī)選型

山地拖拉機(jī)需要適應(yīng)運(yùn)輸、犁耕、播種等多種復(fù)雜作業(yè)工況，犁耕是最基本而又功耗大的作業(yè)，拖拉機(jī)牽引力的確定首先要滿足犁耕作業(yè)要求，因此，按照犁耕作業(yè)來確定山地拖拉機(jī)的最大牽引力。山地拖拉機(jī)犁耕作業(yè)受力情況如圖9所示。

整機(jī)在工作過程中受到的阻力主要是牽引阻力FT(由于θ較小，故忽略F′T豎直方向上的分力q)和行駛阻力Ff，因此功率主要消耗在由驅(qū)動(dòng)力Fq克服牽引阻力FT和行駛阻力Ff上[17]。此外，由于拖拉機(jī)的行車、制動(dòng)、轉(zhuǎn)向、姿態(tài)調(diào)整、農(nóng)具的升降及其姿態(tài)調(diào)整是靠液壓控制方式完成的，因此有部分功率消耗于液壓回路上，故有

(13)

其中

v=(1-δ)vt

(14)

(15)

式中PN——發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率，W

FTN——額定牽引力，N

v——作業(yè)擋下的實(shí)際作業(yè)速度，km/h

δ——拖拉機(jī)滑轉(zhuǎn)率，農(nóng)用履帶拖拉機(jī)取0.04

vt——作業(yè)擋下的理論作業(yè)速度，取4 km/h

ηT——牽引效率，取0.75

Py——液壓系統(tǒng)所消耗功率，W

pc——液壓操縱系統(tǒng)壓力，農(nóng)業(yè)機(jī)械中一般為中低壓，取10 MPa

Q——齒輪泵排量，取24 L/min

ηp——液壓系統(tǒng)效率，取0.93

在犁耕作業(yè)時(shí)，考慮工作條件和農(nóng)具變化所引起的犁耕阻力的變化，一般保留10%～20%的儲(chǔ)備牽引力[17]，而牽引阻力FT為本機(jī)懸掛兩鏵翻轉(zhuǎn)犁作業(yè)所受到的平均阻力，因此

FTN=(1.1～1.2)FT=(1.1～1.2)kbnhn

(16)

式中k——犁耕比阻，輕質(zhì)土壤一般取50 kPa[17]

bn——犁耕幅寬，實(shí)測值為700 mm

hn——犁耕深度，實(shí)測值為350 mm

聯(lián)立式(13)～(16)，代入相關(guān)數(shù)值計(jì)算得FTN為13.48～14.70 kN，PN≥25.21 kW。

故選用常柴ZN390B型柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，主要參數(shù)為：額定功率26.5 kW，額定轉(zhuǎn)速2 400 r/min，最大轉(zhuǎn)矩128.1 N·m。

3.3.3HST匹配

HST主要由液壓泵和液壓馬達(dá)等元件組成，匹配計(jì)算時(shí)，首先完成液壓馬達(dá)的選取。液壓馬達(dá)參數(shù)的確定主要包括轉(zhuǎn)速和排量，采用角功率法確定馬達(dá)參數(shù)[20-21]，拖拉機(jī)角功率為

(17)

式中Pjj——山地拖拉機(jī)角功率，kW

VKmax——最大理論速度，km/h

馬達(dá)角功率為

(18)

式中η——馬達(dá)與后續(xù)傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)效率，取0.95

z——馬達(dá)個(gè)數(shù)，此處取1

將最大牽引阻力(14.70 kN)及最大理論速度(8 km/h)代入式(17)，得山地拖拉機(jī)角功率為

則馬達(dá)角功率為

馬達(dá)排量確定公式為

(19)

式中pmax——系統(tǒng)最高壓力，MPa

Vmmax——馬達(dá)最大排量，mL/r

nmmax——馬達(dá)最大理論轉(zhuǎn)速，r/min

為保證系統(tǒng)可靠性和使用壽命，液壓系統(tǒng)最高壓力通常以元件最高標(biāo)定壓力為準(zhǔn)，參考農(nóng)業(yè)機(jī)械壓力設(shè)定方面的經(jīng)驗(yàn)，最高壓力定為32 MPa，馬達(dá)理論最大轉(zhuǎn)速取3 000 r/min，可得馬達(dá)排量需大于22.6 mL/r。據(jù)此選用貴州力源公司生產(chǎn)的LY-HPVMF-28-L-02型HST，主要參數(shù)如表2所示。

表2 HST主要參數(shù)

3.3.4驅(qū)動(dòng)后橋匹配

假設(shè)靜液壓驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)沒有容積效率損失，山地拖拉機(jī)與地面之間無相對(duì)滑轉(zhuǎn)，此時(shí)山地拖拉機(jī)的行駛速度等于驅(qū)動(dòng)輪的圓周速度，因此，其理論行駛速度為

(20)

式中n——發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速，r/min

ip——分動(dòng)箱傳動(dòng)比

im——定量馬達(dá)到驅(qū)動(dòng)半軸的傳動(dòng)比

rd——驅(qū)動(dòng)輪半徑，mm

然而，拖拉機(jī)實(shí)際作業(yè)過程中，存在系統(tǒng)容積效率的損失以及拖拉機(jī)的滑轉(zhuǎn)。根據(jù)流量連續(xù)性方程及傳動(dòng)關(guān)系，拖拉機(jī)作業(yè)擋下的實(shí)際作業(yè)速度為

(21)

式中ηpv——變量泵容積效率

ηmv——定量馬達(dá)容積效率

qp——變量泵排量，mL/r

qm——定量馬達(dá)排量，mL/r

已知山地拖拉機(jī)最大作業(yè)速度為8 km/h，發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速為2 400 r/min，驅(qū)動(dòng)輪半徑為0.103 m，變量泵容積效率取0.93，定量馬達(dá)容積效率取0.93，滑轉(zhuǎn)率取0.04，可得imip≈9.67。

由于HST變量泵最高輸入轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，為了使該轉(zhuǎn)速與發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速匹配，分動(dòng)箱傳動(dòng)比應(yīng)為0.8，故馬達(dá)到驅(qū)動(dòng)半軸的最小傳動(dòng)比應(yīng)為12.09。據(jù)此選用浙江湖州雙力公司XL-80型驅(qū)動(dòng)后橋，主要技術(shù)參數(shù)：最大輸入轉(zhuǎn)速2 400 r/min，擋位速比23.36/16.46/12.16，分動(dòng)箱傳動(dòng)比0.8，牙嵌式轉(zhuǎn)向方式。

3.4 多功能液壓系統(tǒng)

3.4.1液壓系統(tǒng)工作要求

液壓系統(tǒng)作為山地拖拉機(jī)姿態(tài)調(diào)整及農(nóng)具作業(yè)的關(guān)鍵部件，很大程度上決定了整機(jī)的綜合性能。液壓系統(tǒng)應(yīng)滿足的功能要求主要包括：山地拖拉機(jī)的行駛、制動(dòng)，左、右轉(zhuǎn)向，橫向調(diào)平、縱向調(diào)平，三點(diǎn)懸掛裝置的升降，以及農(nóng)具的左、右姿態(tài)調(diào)整等。

3.4.2液壓系統(tǒng)組成

按照山地拖拉機(jī)的功能需求，設(shè)計(jì)了如圖10所示的多功能液壓系統(tǒng)。

3.5 遙控系統(tǒng)

遙控系統(tǒng)主要包括控制器發(fā)射端和接收端，發(fā)射端由按鍵組合電路、編碼模塊、無線發(fā)射模塊組成，接收端由無線信號(hào)接收模塊、解碼控制模塊、繼電器驅(qū)動(dòng)模塊等組成，結(jié)構(gòu)如圖11所示。

信號(hào)發(fā)射端和接收端均以M430f135微處理器為核心，實(shí)現(xiàn)指令的編碼和解碼，并對(duì)各路電磁閥進(jìn)行控制，無線收發(fā)模塊的頻率范圍為310～331 MHz，控制距離達(dá)100 m以上，采用SDT-S-112LMR型繼電器。操作人員按鍵發(fā)射遙控信號(hào)，通過無線接收模塊接收，接收控制器中央處理單元處理接收信號(hào)，從而控制電磁閥通電，相應(yīng)地執(zhí)行裝置動(dòng)作，最終實(shí)現(xiàn)山地拖拉機(jī)的行車、制動(dòng)、轉(zhuǎn)向、車身全向(橫向和縱向)姿態(tài)調(diào)整、農(nóng)具姿態(tài)調(diào)整等動(dòng)作指令。

3.6 坡地適應(yīng)液壓懸掛裝置

采用三點(diǎn)懸掛裝置實(shí)現(xiàn)拖拉機(jī)與農(nóng)具的掛接，如圖12所示，上提升油缸采用雙作用缸，其兩個(gè)油口接到液壓閥塊的油口，上提升油缸的活塞桿伸縮可實(shí)現(xiàn)提升臂的升降，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)農(nóng)具的整體升降；農(nóng)具調(diào)平油缸兩端分別與提升臂和下拉桿鉸接，其油口與液壓閥塊的油口通過快速換接接頭相連，左右對(duì)稱布置的調(diào)平油缸的活塞桿伸縮實(shí)現(xiàn)農(nóng)具左/右側(cè)的單獨(dú)升或降[22]，山地拖拉機(jī)姿態(tài)調(diào)整的同時(shí)實(shí)現(xiàn)農(nóng)具姿態(tài)的坡地仿形調(diào)整。

4 整機(jī)性能試驗(yàn)

4.1 山地拖拉機(jī)全向調(diào)平測試

本文設(shè)計(jì)的山地拖拉機(jī)在橫向、縱向能夠調(diào)平的極限角度設(shè)計(jì)值分別是15°和10°，因此對(duì)其在0°～15°的橫向坡地和0°～10°的縱向坡地調(diào)平性能進(jìn)行測試，其中，設(shè)定姿態(tài)調(diào)整后的車身傾斜角度處于-1°～1°范圍內(nèi)為合格，超調(diào)為“+”，欠調(diào)為“-”。遙控車身左、右兩側(cè)的橫向調(diào)平油缸及車身前側(cè)的縱向調(diào)平油缸動(dòng)作，分別完成車身橫向調(diào)平試驗(yàn)和縱向調(diào)平試驗(yàn)(圖13)，采用角度儀測量姿態(tài)調(diào)整前后車身的傾斜角度，測試結(jié)果如表3所示。

由表3可知，在“左側(cè)橫向調(diào)平”測試項(xiàng)目中，滿足15°的設(shè)計(jì)要求，但是此時(shí)車身處于“未調(diào)平”狀態(tài)(不處于-1°～1°的規(guī)定合格范圍內(nèi))。同理，“右側(cè)橫向調(diào)平”測試項(xiàng)目中，車身右側(cè)最大可以調(diào)整15.65°；“縱向調(diào)平”測試項(xiàng)目中，車身縱向最大可以調(diào)整10.25°。因此，該山地拖拉機(jī)處于0°～15°的橫向坡地或處于0°～10°的縱向坡地上時(shí)，分別可以通過橫向姿態(tài)調(diào)整裝置和縱向調(diào)平裝置實(shí)現(xiàn)車身的橫向、縱向(即全向)調(diào)平，滿足基本的設(shè)計(jì)要求。

表3 全向調(diào)平測試結(jié)果

4.2 接地比壓

山地拖拉機(jī)的接地比壓用平均接地比壓q來表示，直接影響拖拉機(jī)的通過性能[23]。履帶拖拉機(jī)接地比壓q的計(jì)算公式[24]為

(22)

式中Gs——山地拖拉機(jī)的使用重力，取16 440 N

根據(jù)上述結(jié)果(接地比壓為0.025 MPa)和評(píng)價(jià)指標(biāo)值[24]，可得該機(jī)在松軟地面和泥炭沼澤地均具有良好的通過性。

4.3 偏駛率試驗(yàn)

偏駛率是評(píng)價(jià)拖拉機(jī)操縱性能的一個(gè)重要指標(biāo)，如果拖拉機(jī)的偏駛率高，需要頻繁地對(duì)其行駛方向進(jìn)行調(diào)整，使駕駛?cè)藛T勞動(dòng)強(qiáng)度增加，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)磨損加?。煌瑫r(shí)，山地拖拉機(jī)在坡地行駛的直線性會(huì)嚴(yán)重影響其作業(yè)的質(zhì)量，若偏駛率高，會(huì)使得耕作質(zhì)量降低[25]。因此，對(duì)該山地拖拉機(jī)在平地和坡地的偏駛率進(jìn)行了測試。

分別在平地和坡地試驗(yàn)場上，標(biāo)出山地拖拉機(jī)行駛的25 m長的邊線以及測試區(qū)的起始、終止線，調(diào)整山地拖拉機(jī)的前進(jìn)方向與邊線方向平行，前支重輪中心線與測試區(qū)起始線重合并做好標(biāo)記點(diǎn)1，拖拉機(jī)以1 km/h的速度行駛，直至任一前支重輪中心抵達(dá)測試區(qū)間的終止線，停機(jī)并做好標(biāo)記點(diǎn)2，測量標(biāo)記點(diǎn)2與標(biāo)記點(diǎn)1的偏離距離即為偏移量c。記錄每次試驗(yàn)的偏移量，重復(fù)3次試驗(yàn)，試驗(yàn)如圖14所示，計(jì)算偏駛率

(23)

式中l(wèi)——測試區(qū)長度，mm

偏駛率試驗(yàn)結(jié)果如表4所示。由表4可知，該機(jī)在平地工況的平均偏駛率為5.50%，小于國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的6%，可見，該機(jī)的偏駛率滿足國家標(biāo)準(zhǔn)要求。產(chǎn)生偏駛的主要原因是，拖拉機(jī)兩側(cè)的從動(dòng)輪、支重輪安裝位置存在一定誤差以及履帶的張緊程度不完全相同，即使兩側(cè)驅(qū)動(dòng)輪輸出相同轉(zhuǎn)速，兩側(cè)履帶的行駛情況也不完全相同[25]；此外，地面不平度、兩側(cè)履帶附著性能的差異等也會(huì)造成拖拉機(jī)偏駛。該機(jī)在15°坡地上未調(diào)平狀態(tài)的平均偏駛率為8.62%，大于平地的平均偏駛率5.5%，且大于國家標(biāo)準(zhǔn)要求的6%，可得坡地角度是影響拖拉機(jī)坡地行駛、作業(yè)直線性的關(guān)鍵因素。該機(jī)在15°坡地上調(diào)平后行駛的平均偏駛率為5.75%，符合國家標(biāo)準(zhǔn)要求，可得通過橫向姿態(tài)調(diào)整裝置完成車身調(diào)平，可有效提高拖拉機(jī)的坡地直線行駛性能。

表4 山地拖拉機(jī)偏駛率試驗(yàn)結(jié)果

4.4 最小轉(zhuǎn)彎半徑試驗(yàn)

表5 最小轉(zhuǎn)彎半徑測試結(jié)果

由表5可得，本機(jī)最小轉(zhuǎn)彎半徑Rmin小于整機(jī)的車身長度，說明該機(jī)轉(zhuǎn)向機(jī)動(dòng)性良好，可用于丘陵山地相對(duì)狹小的坡地作業(yè)環(huán)境。實(shí)際最小轉(zhuǎn)彎半徑與理論值1 165 mm(理論轉(zhuǎn)彎半徑R=B+b/2)有一定的誤差，這主要是由于理論計(jì)算時(shí)忽略了內(nèi)側(cè)履帶的滑移和外側(cè)履帶的滑轉(zhuǎn)[25]。

4.5 液壓懸掛裝置提升性能試驗(yàn)

參照GB/T 15833—2007、GB/T 3871.4—2006進(jìn)行提升性能試驗(yàn)，如圖16所示。試驗(yàn)時(shí)，停車制動(dòng)并將車身前側(cè)錨系在地面上，3個(gè)懸掛點(diǎn)與專用框架連接，將懸掛提升行程分為間隔大致相等的6個(gè)等分區(qū)間，采用圖16b所示的便攜式測力裝置測得每等分區(qū)間中的最大提升力，并記錄相應(yīng)液壓壓力，將最大提升力中的最小值修正到所規(guī)定的安全閥最小開啟壓力的90%時(shí)的相應(yīng)值，此值為全提升行程中的最大提升力。

懸掛裝置最大提升力的測試結(jié)果如表6所示。

表6 液壓懸掛裝置最大提升力測試結(jié)果

由表6可得，各等分區(qū)間中提升力的最小者為懸掛裝置的最大提升力，故最大提升力為8.2 kN，該液壓懸掛裝置滿足基本的作業(yè)需求。

4.6 坡地旋耕試驗(yàn)

按照GB/T 5668—2017中的方法，在西北農(nóng)林科技大學(xué)機(jī)械與電子工程學(xué)院坡地專用試驗(yàn)場進(jìn)行了旋耕試驗(yàn)，如圖17所示。土壤類型為壤質(zhì)黏土，平均含水率19.04%，10 cm深度的土壤緊實(shí)度為53.9 N/cm2。

分別構(gòu)建角度為5°、10°、15°的3種坡地，設(shè)定機(jī)組前進(jìn)速度1.5 km/h，耕深10 cm，旋耕完成后，將整個(gè)行程分為坡地較高側(cè)與較低側(cè)，分別測定每側(cè)20個(gè)點(diǎn)的耕深并取均值，按照國家標(biāo)準(zhǔn)要求計(jì)算耕深穩(wěn)定性系數(shù)，結(jié)果如表7所示。

表7 坡地旋耕試驗(yàn)結(jié)果

由表7可得，該機(jī)坡地旋耕深度均勻性較好，說明坡地仿形懸掛裝置可以較好地實(shí)現(xiàn)坡地仿形，但是存在坡地較高側(cè)土壤向較低側(cè)遷移的現(xiàn)象(即耕作侵蝕)，主要原因是旋耕刀在拋土的過程中，土壤受到其自身重力沿著坡地斜向下的分力作用。

5 結(jié)論

(1)針對(duì)拖拉機(jī)坡地行駛及作業(yè)穩(wěn)定性差、安全性不高和操縱復(fù)雜等問題，通過分析調(diào)平原理，提出了一種山地履帶拖拉機(jī)的全向調(diào)平方案。

(2)對(duì)山地拖拉機(jī)的全向調(diào)平裝置、行走系、基于靜液壓驅(qū)動(dòng)裝置的無級(jí)調(diào)速傳動(dòng)系統(tǒng)、多功能液壓系統(tǒng)、坡地適應(yīng)液壓懸掛裝置等關(guān)鍵部件進(jìn)行設(shè)計(jì)和匹配選型，并進(jìn)行了整機(jī)性能試驗(yàn)。

(3)整機(jī)性能試驗(yàn)表明：拖拉機(jī)在0°～15°的橫向坡地和0°～10°的縱向坡地可實(shí)現(xiàn)車身的調(diào)平；接地比壓為0.025 MPa，在松軟地面和泥炭沼澤地均具有良好的通過性；行駛直線性較好，偏駛率分別為5.50%(平地工況)和5.75%(15°坡地工況車身調(diào)平后)，滿足國家標(biāo)準(zhǔn)要求(≤6%)，并且橫向調(diào)平可以有效提高山地拖拉機(jī)的坡地直線行駛性能；轉(zhuǎn)向機(jī)動(dòng)性能良好，最小轉(zhuǎn)彎半徑為1 728 mm；液壓懸掛裝置的最大提升力為8.2 kN，滿足基本的作業(yè)需求；整機(jī)坡地旋耕的耕深穩(wěn)定性滿足國標(biāo)要求(≥85%)。