山地果園履帶運輸機的臺架試驗

鄭鵬淋，朱余清，洪添勝，吳偉峰，蔡嘉杰，劉 岳

(華南農業大學 a.工程學院；b.電子工程學院，廣州 510642)

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山地果園履帶運輸機的臺架試驗

鄭鵬淋a，朱余清a，洪添勝a，吳偉峰a，蔡嘉杰a，劉 岳b

(華南農業大學 a.工程學院；b.電子工程學院，廣州 510642)

山地果園履帶運輸機采用輪轂電機作為動力源，通過鏈傳動方式來減速增矩，為計算該主減速比，設計了一款臺架，用于獲得電機的機械特性曲線模型。將試驗數據通過SPSS軟件處理，得到電機的機械特性曲線，并得到電機的外特性曲線模型為n=446.835-3.848T，然后根據設計指標計算履帶運輸機在極限工況下所需功率為0.868kW。再根據無刷直流電機的調速及輸出功率特性，求得在該功率輸出下，電機對應的轉速為179 r/min。又已知驅動輪的設計轉速為96 r/min，從而求得主減速比為1.86。本試驗研究可為設計山地果園履帶運輸機提供指導。

輪轂電機；臺架試驗；主減速比；履帶運輸機；山地果園

0 引言

山地果園履帶運輸機是一種在山地果園環境下，進行短途農資搬運的小型履帶式運輸裝備。與輪式運輸機相比，其具有較強的爬坡能力，更適用于地形復雜、路況差甚至無路的山地果園，其爬坡度一般不超過20°[1-2]。對于這類小型履帶搬運裝備，國內外的許多科研機構都開展了相關研究，并取得了一定的研究成果[3-8]。華南農業大學研發的一款山地果園履帶運輸機采用了輪轂電機[9]作為動力源，通過鏈傳動將動力傳至驅動輪。由于輪轂電機的轉速較高且輸出扭矩較小，因此通過鏈傳動的減速增矩后，再將動力傳遞至驅動輪。為了計算該主減速比的大小，必須獲得該型輪轂電機的機械特性曲線。但是，為了獲得輪轂電機的機械特性曲線，不僅需要專業設備，而且成本高昂[10]。基于上述原因，本文設計了一個簡易臺架試驗裝置，在降低試驗成本的同時，獲取了該電機的機械特性曲線，完成了主減速比的計算。

1 輪轂電機試驗臺架的結構及試驗原理

1.1 輪轂電機試驗臺架的結構

試驗臺架的結構如圖1所示。其中，電機支架平放在地面上，輪轂電機被安放在電機支架上，可以自由空轉；制動碟則通過螺釘緊固在輪轂電機上，隨著輪轂電機一起轉動。通過調速轉把(未畫出)來控制輪轂電機的轉速，通過制動手把(未畫出)來控制制動鉗夾緊制動碟的夾緊力度，以對電機施加摩擦阻力矩。制動鉗焊接在鉸接橫臂的一端，鉸接橫臂的另一端則與橫臂支架通過銷釘連接，橫臂支架則垂直固定在地面上。試驗時，通過一根繩索將鉸接橫臂的活動端吊起，讓制動碟可以嵌入制動鉗中，并保持鉸接橫臂水平；在繩索的頂端則連接一個拉力傳感器，用來測量繩索受到的拉力。

1.電機支架 2.制動碟 3.拉力計 4.繩索 5.輪轂電機 6.鉸接橫臂 7.橫臂支架

1.2 臺架的試驗原理

試驗時，先把調速轉把轉至某一角度處，并保持不變；通過制動手把控制制動鉗對制動碟的夾緊力度，從而對輪轂電機施加一系列穩定的摩擦阻力矩。根據力矩平衡原理，此時電機的輸出扭矩就等于制動碟受到的摩擦阻力矩。與此同時，在每一個穩定的摩擦阻力矩下，電機均對應有一個穩定輸出轉速，測出這個轉速，可以得到一系列電機的輸出扭矩與轉速數據。通過拉力計，可以得到鉸接橫臂活動端受到的向上的拉力；再通過靜力平衡公式，得到鉸接橫臂上制動鉗處受到的向下的力，此力乘以制動碟半徑就是制動碟受到的摩擦阻力矩。電機的轉速可以通過手持式光電轉速計讀取，再將得到的轉速與扭矩數據輸入SPSS數據處理軟件，得到輪轂電機的相應機械特性曲線模型。

2 輪轂電機臺架試驗

2.1 試驗儀器

推拉力計傳感器，數顯式推拉力計，光電式轉速計。

2.2 試驗方法

啟動電機，先將轉把逐漸轉至最大角度即100%位置；通過制動手把對電機施加摩擦阻力矩，拉力計隨之有讀數，讓該讀數固定于某值F(N)，同時確保轉把轉至最大角度；當電機穩定于某一轉速附近時，用轉數計讀出此時電機的轉數n(r/min)；重復進行5次，記錄下對應的轉速。載荷按等差數列遞增，進行7組試驗，得出對應的拉力F和轉數n。將每組F換算成對應的阻力矩T，將該7組數據輸入SPSS軟件，得到輪轂電機外特性曲線模型；然后再分別將轉把轉至80%、60%位置，按同樣方法，得到相應位置電機的機械特性曲線。

2.3 試驗結果與處理分析

拉力計讀數在0～60 N加載區間內遞增加載，公差為10 N，得出對應的讀數并記錄，如表1、表2和表3所示。

表1 調速轉把角度為100%情況下輪轂電機的轉速

Table 1 Speed of the hub motor with the speed adjustment of 100% r/min

表2 調速轉把角度為80%情況下輪轂電機的轉速

表3 調速轉把角度為60%情況下輪轂電機的轉速

將所得數據輸入到SPSS軟件，得到轉把在各角度下的機械特性曲線模型。同時，對外特性曲線模型進行線性分析，回歸系數為0.996，得到其外特性線性關系為n=446.835-3.848T，其空載最高轉速為446.835r/min,抱死最大扭矩為116.121N·m。在T=58 N·m、n=222.5r/min時，存在最大輸出功率1.496kW。

3 主減速比的計算

履帶運輸機的主減速比出現在履帶運輸機在最大爬坡角度且滿載工況下，為滿足其動力性設計指標而需要的傳動比。為了計算主減速比，必須分別計算驅動輪和電機的轉速。履帶運輸機的傳動路線如圖2所示。該型履帶運輸機采用左右兩條履帶分別由兩個獨立電機驅動的方式，國內已經有相關學者對這一傳動方式展開了相關研究，并取得了一定成果[11-13]。該型履帶運輸車的設計指標如表4所示。

根據給定的設計指標，履帶f2運輸機在以最大角度爬坡且滿載時，其總質量為

M=M0+M2

其中，M為履帶運輸機以最大角度爬坡且滿載時的總質量(kg)。

單邊履帶受到驅動輪的驅動力為

其中，F為單邊履帶受到驅動輪的驅動力(N)。

單邊驅動輪的輸出功率為

其中，P驅為單邊驅動輪的輸出功率(kW)。

單邊電機需要輸出的功率為

其中，P電為單邊電機需要的輸出功率(kW)。

根據上式，得到輪轂電機所需輸出功率為0.868kW，驅動輪的設計轉速為96r/min。

1.輪轂電機 2.鏈傳動 3.驅動輪

類別單位參數值整備質量M0kg200最大爬坡角度q(°)20平地最大載重M1kg250最大爬坡角度最大載重M2kg150滾動阻力因數f10．1內部阻力因數f20．05鏈傳動效率h0．95穩定運行速度區間vkm/h1．4～3．5驅動輪半徑rm0．2

由于輪轂電機屬于無刷直流電機，其調速原理為降壓調速，電壓大小通過霍爾調速轉把控制[14]，調速轉把轉過的角度越大，通過電樞的等效電壓越高，電機轉速越快。無刷直流電機的降壓調速特性曲線[15]如圖3所示。從圖3可以看出：無刷直流電機降壓調速特性曲線為一組斜率為負的平行線，電壓越低，相同轉速情況下，其輸出轉矩越小。臺架試驗結果如圖4所示。試驗所得曲線模型近似為1組斜率為負的平行線，說明試驗結果與理論模型相吻合，試驗存在一定的合理性，且電壓越高，試驗結果與理論模型愈加相似。根據圖3可繪制出在調速轉把各角度情況下電機的輸出功率曲線示意圖，如圖5所示。其功率輸出曲線為1組二次函數曲線，轉把角度越大，等效電壓越高，最大輸出功率也就越大，且最大輸出功率是在輸出轉矩為最大轉矩的1/2時取得。根據圖5及試驗所得外特性曲線模型可知：電機在調速轉把角度達到100%時，有最大輸出功率1.496kW，超過設計指標下履帶運輸機需要的最大功率0.868kW。因此，當履帶運輸機在極限工況下運行時，調速轉把不需要轉到底，仍有部分剩余角度，此部分角度可用來加速或爬坡，即相當于后備功率[16]。根據得到的電機外特性模型及無刷直流電機調速特性曲線模型推算，當電機的最大輸出功率為0.868kW時，調速轉把剛好轉至79.9%的位置，此時電機的轉速為179r/min，扭矩為46.432 Nm，仍有20.1%的角度用于后備功率。因此，主減速比為

圖3 無刷直流電機降壓調速特性曲線

圖4 臺架試驗所得電機調速機械特性曲線

圖5 調速轉把各角度電機輸出功率特性曲線示意圖

4 結論

針對山地果園履帶運輸機的主減速比的計算，設計了一款簡易臺架實驗裝置。通過臺架試驗，得到的輪轂電機的外特性機械特性曲線模型，其相關系數為0.996；然后通過計算履帶運輸機在極限功率輸出情況下所需的電機功率，推算出最大輸出功率恰好為這一功率的情況下，電機的轉速為179r/min，又已知驅動輪的設計轉速為96r/min，從而求得履帶運輸機的主減速比為1.86。通過臺架試驗得到的模型與理論模型對比可知：試驗得到的模型與理論模型相近，說明了臺架設計的合理性。但在試驗過程中，拉力加載的范圍還不夠大，且到低電壓情況下，模型的波動開始增大。此外，該主減速比的選擇僅是為了滿足履帶運輸機的動力性要求，未考慮電機是否在其高效區間運行。因此，為了得到使電機能耗最低的最優主減速比，仍有待進一步的研究。

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Bench Test of Mountainous Orchard Crawler Transporter

Zheng Penglina, Zhu Yuqinga, Hong Tianshenga, Wu Weifenga, Cai Jiajiea, Liu Yueb

(a.College of Engineering; b.College of Electronic Engineering, South China Agricultural University, Guangzhou 510642, China)

Because of hub motors were used as the power source of the mountainous orchard crawler transporter and increased the torque by chain, to calculate the main reduction radio, a bench was designed to obtain the mechanical characteristics of the motors. The mechanical characteristic curves of the motor was obtained by the SPSS software, and the model of the external characteristic curve of the motor was n=446.835-3.848T. According to the design index, the required power of the crawler transporter under extreme condition is 0.868kW. At this power output, the corresponding rotational of the motor was 179 r/min, according to the speed and output power characteristics of Brushless DC Motor. The main reduction radio was 1.86 when the design speed of the driving wheel was 96 r/min. The study can provide reference for the design of mountainous crawler transporter.

hub motor; bench test; main reduction radio; crawler transporter; mountainous orchard

2015-12-17

公益性行業(農業)科研專項(201203016)；現代農業產業技術體系建設專項(CARS-27)；廣東省“揚帆計劃”引進創新創業團隊專項(201312G06)

鄭鵬淋(1993-),男，浙江磐安人，碩士研究生，(E-mail) molinxiaozi@163.com。

洪添勝(1955-)，男，廣東梅縣人，教授，博士生導師，(E-mail)tshong@scau.edu.cn。

S229.+1

A

1003-188X(2017)01-0192-05