多功能作業機行駛驅動系統的改進與設計

夏長高，楊 賦，魏 婕

(江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮江 212013)

0 引言

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

目前，常見的多功能作業機傳動系統采用純機械式傳動，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、價格低廉等優點[2]；但由于多功能作業機在田間轉彎時需要頻繁的分離前后動力輸出，現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動系統方案。

1 傳動系統的改進

1.1 多功能作業機的整機結構

多功能作業機由秸稈粉碎裝置、駕駛室、自走式底盤、旋耕裝置組成，如圖1所示。

1.2 傳統多功能作業機傳動系統介紹

多功能作業機傳動系統動力輸出主要分為3部分:行走系統、前動力輸出系統、后動力輸出系統。行走系統輸出動力帶動車輪行走，前動力輸出系統帶動粉碎裝置工作，后動力輸出系統帶動旋耕裝置工作。傳統的多功能作業機傳動系統傳動方案，如圖2所示。其中，發動機通過皮帶輪傳動與驅動輪連接，前后動力輸出系統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 多功能作業機整機結構Fig.1 Structure of multi function machine

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

傳統多功能作業機田頭操作程序[4]：

1)分離主離合器，適當降低發動機轉速；

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，將多功能作業機調頭行駛到下一個作業位置，分離主離合器；

5)降低整地播種機到作業位置，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。

由此可見，傳統多功能作業機田頭操作程序操作比較復雜，容易引起誤操作，生產效率較低。

1.2 傳動系統的改進

針對以上問題，對多功能作業機動力驅動系統進行改進設計，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機的行駛驅動系統由傳統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動系統無關。

1.發動機 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 多功能作業機全液壓行駛驅動系統

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，即發動機帶動齒輪，進而驅動左右變量泵，經左、右變量馬達傳遞動力到輪邊減速裝置，再經減速后驅動左右輪帶動多功能作業機行走。

2)粉碎、行駛工況：離合器2、3接合，離合器11松開。發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 行駛液壓驅動系統的工作原理

傳動系統總體方案采用液壓行駛驅動方式。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，實現多功能作業機的前進、后退和調速[5]。系統設置了兩個安全閥，當負載逐漸增加時，迫使系統壓力逐步上升，上升到安全閥調定壓力時，安全閥打開，液壓泵輸出的液壓油經安全閥直接流入低壓回路，系統壓力不再上升。液壓馬達的輸出扭矩同系統壓力成正比，如輸出扭矩不能有效驅動外載荷，液壓馬達將停止轉動；但液壓泵仍可以繼續運轉，輸出的液壓油經安全閥流回油箱，防止發動機因過載而熄火或者損壞，從而保證了液壓系統的工作安全可靠[6]。

2 液壓關鍵元件的選型與設計

2.1 多功能作業機作業要求

多功能作業機行走裝置不僅要滿足在秸稈還田、旋耕播種等不同作業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的要求。其整機結構主要性能參數如表2所示。

表2 多功能作業機主要性能參數

2.2 發動機的選型

多功能作業機為多系統車輛，需要在行走和作業兩種工況下工作：在行走工況下，發動機功率主要用于行走系統的驅動；在作業工況下，發動機功率同時分配給行走系統與作業系統，所以發動機的額定功率應不小于兩者工作狀態下各自最大阻力功率的最大值[7]，即

Pe≥max{PXZmax,PGZmax}

(1)

行走工況下發動機輸出功率全部用于驅動車輛靜液壓傳動系統的行駛，發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；η為多功能作業機行走效率。

田間作業工況下的最大功率PGZmax主要由車輛行走系統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為動刀的轉速(r/min)；k為動刀數量。

由以上公式可計算出：PXZmax=22kW，PGZmax=104kW。通過比較多功能作業機在爬坡行駛時的負載功率和田間工作時的負載功率，則發動機的額定功率Pe應不小于7.1kW，才能保證多功能作業機正常工作。根據以上要求，并且參考現有旋耕播種機發動機的選擇，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矩和最高轉速出發，使馬達角功率和車輛角功率相吻合來選定馬達排量的規格，并以此作為后續匹配的基礎。減速器應與馬達參數相互匹配，然后根據馬達規格計算泵規格[8]。

根據角功率計算式(7)，可得整個行走系統所需要的角功率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速的關系應滿足

(9)

減速裝置應同時滿足最大輸出轉矩、速比和最大轉速的要求，即

(10)

其中，Mkmax為行走裝置最大輸出扭矩，計算公式為

(11)

(12)

(13)

行走液壓泵與發動機分動箱傳動比計算公式為

(14)

液壓泵參數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，行走液壓泵與發動機分動箱傳動比為0.88。

3 液壓行駛驅動系統仿真分析

3.1 液壓驅動系統模型的建立

根據確定的多功能作業機行駛液壓驅動的總體方案，利用AMEsim軟件對多功能作業機液壓驅動系統建立液壓模型，仿真模型如圖4所示。

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

根據第2章的匹配計算的結果，對液壓驅動系統的主要元件的主要性能參數設置，如表3所示。

表3 液壓驅動系統仿真模型參數

3.2 仿真分析

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

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

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

圖5 速度曲線Fig.5 Velocity curve

圖6 發動機輸出扭矩曲線Fig.6 Output torque curve of engine

4 結論

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

2)采用液壓驅動系統后，多功能作業機較傳統機具有更好的起步加速性能。

3)采用新設計的方案后， 在多功能機正常行駛

時，可以直接結合前、后動力端動力，其操作簡單，省去了傳統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計及其秸稈深施裝置性能的試驗研究[D].哈爾濱：東北農業大學,2014.

[2] 吳朋濤.履帶拖拉機液壓驅動系統的設計[D].楊凌：西北農林科技大學,2013.

[3] 馬鵬飛.全液壓推土機液壓行駛驅動系統動力學研究[D].西安：長安大學,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.履帶運輸車行走驅動液壓系統的設計[J].液壓與氣動,2014(1): 70-73.

[6] 張利平.液壓傳動系統設計與使用[M].北京:化學工業出版社,2010.

[7] 蘆新春,張詠琴,楊進,等.秸稈還田播種機傳動系統設計與運動學仿真[J].中國農機化學報,2014(5):13-16.

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