拖拉機串聯(lián)式液力機械復(fù)合傳動系統(tǒng)設(shè)計與試驗

李賢哲 劉孟楠 徐立友 張明柱 閆祥海,3

(1.河南科技大學車輛與交通工程學院， 洛陽 471003; 2.拖拉機動力系統(tǒng)國家重點實驗室， 洛陽 471039;3.中國一拖集團有限公司技術(shù)中心, 洛陽 471039)

0 引言

變速器是拖拉機傳動系統(tǒng)中克服多變負載作業(yè)的必要部件，其中包括了許多新技術(shù)的應(yīng)用，也是影響拖拉機各項性能指標的關(guān)鍵因素[1-3]。

國內(nèi)大多數(shù)拖拉機依然采用同步器式換擋，其齒輪數(shù)較多和動力中斷的缺點對負荷作業(yè)效率有較大影響[4-6]。動力換擋變速方案的提出解決了該問題。席志強等[7]對動力換擋變速器動態(tài)換擋特性方法和控制策略進行了研究，提出了新的參數(shù)評價指標；TANELLI等[8]提出了適用于大功率拖拉機的動力換擋傳動方案，并設(shè)計程序?qū)Q擋質(zhì)量進行分類自動優(yōu)化。但是，隨著拖拉機的田間載荷以及配備農(nóng)機具的多樣性不斷增加，擁有無級調(diào)速能力的液壓機械雙流傳動變速器成為了發(fā)展趨勢。徐立友等[9]分析了液壓機械無級變速器循環(huán)功率存在條件及其對變速機構(gòu)輸出的影響；楊樹軍等[10]建立了液壓機械無級變速器排量比調(diào)節(jié)模型，并對其全功率換段過程進行研究分析。該類變速裝置多采用行星輪系與液壓系統(tǒng)并聯(lián)組合，機械結(jié)構(gòu)復(fù)雜，模式切換控制過程繁瑣，使用成本較高。近年來，雙離合器自動變速器(Dual clutch transmission，DCT)的興起為拖拉機新型傳動系統(tǒng)研究提供了新思路，其結(jié)構(gòu)動力換擋響應(yīng)時間極短，也擁有較高傳動效率等優(yōu)點[11-13]。國內(nèi)，徐立友等[14]對拖拉機DCT傳動系統(tǒng)進行了動力學建模仿真研究，同時對換擋品質(zhì)提出了新的評價指標；國外，GOETZ等[15]對DCT綜合換擋動力控制進行了研究。但是，由于拖拉機載荷波動頻繁，DCT在低速換擋時產(chǎn)生的滑摩功和沖擊度較大，對離合器摩擦片材料強度要求很高，而且不易對發(fā)動機最佳工況點進行匹配[16]。

本文在雙離合器自動變速器的基礎(chǔ)上，以東方紅1804型拖拉機為研究對象，根據(jù)功能需求分析，針對性提出適合拖拉機工況的串聯(lián)式液力機械復(fù)合傳動方案(HMD)，計算動力性參數(shù)，進行試驗證明有效性，建立數(shù)學模型對比牽引性能，為拖拉機HMD系統(tǒng)的開發(fā)設(shè)計提供理論依據(jù)。

1 串聯(lián)式液力機械復(fù)合傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)方案

1.1 功能需求

HMD拖拉機底盤布局合理，傳動系統(tǒng)質(zhì)量輕便；擁有全功率或區(qū)段無級調(diào)速能力；換擋動力傳遞不會出現(xiàn)中斷；配備獨立式動力輸出，滿足多種類農(nóng)機具裝配需求。

1.2 傳動方案

圖1為串聯(lián)式液力機械復(fù)合傳動系統(tǒng)原理圖，主要由發(fā)動機、動力輸出模塊、無級調(diào)速模塊、動力換擋模塊、主變速器模塊、中央傳動模塊組成。

圖1 復(fù)合傳動系統(tǒng)原理圖Fig.1 Principle of hybrid transmission system1.發(fā)動機 2.動力輸出模塊 3.無級調(diào)速模塊 4.動力換擋模塊 5.主變速器模塊 6.中央傳動模塊

1.3 組件特性

HMD系統(tǒng)中主變速器模塊采用雙中間軸式結(jié)構(gòu)，按照牽引負載變化設(shè)置6個擋位，定義H1為基本工作段。無級調(diào)速模塊采用三元件綜合式液力變矩器，包括鎖止離合器、泵輪、渦輪和導(dǎo)輪。動力換擋模塊采用軸向嵌套布置濕式雙離合器結(jié)構(gòu)。PTO傳動裝置由雙聯(lián)離合器獨立控制完成兩種標準轉(zhuǎn)速輸出。

綜上所述，HMD拖拉機擁有兩種作業(yè)模式：重載和輕載區(qū)段為液力機械模式；運輸區(qū)段為機械模式。各離合器控制邏輯如表1所示。HMD拖拉機能夠在若干區(qū)段內(nèi)無級調(diào)速，充分發(fā)揮液力傳動自動適應(yīng)阻力變化的優(yōu)點，減少主變速器模塊換擋次數(shù)和沖擊度。同時，傳動機構(gòu)尺寸參數(shù)減小，結(jié)構(gòu)緊湊。滿足傳動系統(tǒng)功能需求。

表1 離合器控制邏輯Tab.1 Transmission clutch control logic

2 主要參數(shù)設(shè)計

2.1 發(fā)動機參數(shù)匹配

拖拉機正常作業(yè)時，發(fā)動機有效功率應(yīng)滿足其驅(qū)動力的需求。依據(jù)變速器在重載Ⅰ擋輸出轉(zhuǎn)矩最大的特性，以進行犁耕作業(yè)時最大設(shè)定速度作為參考。此時所需求的驅(qū)動功率可表示為

(1)

式中FTl——犁耕驅(qū)動力，kN

PTl——犁耕驅(qū)動功率，kW

ugl——犁耕行駛速度，km/h

ηΣ——傳動系統(tǒng)總效率

在產(chǎn)品目錄上選擇合適的發(fā)動機，其額定功率PN應(yīng)滿足關(guān)系

PN≥PTl

(2)

2.2 動力輸出模塊參數(shù)設(shè)計

動力輸出軸標準轉(zhuǎn)速一般在發(fā)動機標定轉(zhuǎn)速的80%～90%時達到。當拖拉機通過PTO連接旋耕裝置進行作業(yè)時，其功率需求為

(3)

式中Pd——動力輸出功率，kW

hk——耕深，cm

kl——土壤比阻，kN/cm2

Bl——耕幅，cm

ms——整機質(zhì)量，kg

f——滾動阻力系數(shù)

g——重力加速度，m/s2

ugx——旋耕行駛速度，km/h

2.3 無級調(diào)速模塊參數(shù)設(shè)計

根據(jù)相似性原理，幾何相似、運動相似、動力相似的一系列液力變矩器存在關(guān)系[17-20]

(4)

式中λb——泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)

λw——渦輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)

Tb——泵輪轉(zhuǎn)矩，N·m

Tw——渦輪轉(zhuǎn)矩，N·m

nb——泵輪轉(zhuǎn)速，r/min

nw——渦輪轉(zhuǎn)速，r/min

ρ——工作油液密度，kg/m3

DY——循環(huán)圓有效直徑，mm

發(fā)動機曲軸與泵輪為剛性連接，由式(4)確定循環(huán)圓有效直徑為

(5)

式中nN——發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速，r/min

TN——發(fā)動機額定轉(zhuǎn)矩，N·m

利用λb和λw，在泵輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速不變的條件下，變矩系數(shù)K隨渦輪轉(zhuǎn)速改變而連續(xù)變化，即

(6)

在某一時刻，液力變矩器的效率和變矩系數(shù)存在關(guān)系

(7)

式中ηY——液力變矩器瞬時效率

此外，當拖拉機處于運輸擋位工作時，由于鎖止離合器接合，變矩器的輸入軸和輸出軸成為剛性連接，有K=1，ηY=1。

2.4 動力換擋模塊參數(shù)設(shè)計

雙離合器作為動力換擋模塊重要組件，設(shè)計方案以所選發(fā)動機和液力傳動模塊參數(shù)為依據(jù)。摩擦片尺寸已系列化與標準化，其外徑由離合器所承受最大轉(zhuǎn)矩得到，即

(8)

式中Twmax——渦輪最大輸出轉(zhuǎn)矩，N·m

Dc——摩擦片外徑，mm

kc——摩擦片直徑系數(shù)

根據(jù)摩擦定律和壓力均勻假設(shè)，同時保證離合器在任何情況下都能可靠傳遞轉(zhuǎn)矩，單位摩擦片上工作壓緊力可以表示為

(9)

式中Fc——單位摩擦片工作壓緊力，kN

Rc——摩擦力有效作用半徑，mm

β——離合器后備系數(shù)，取1.8～4.0

μ——滑動摩擦因數(shù)

Zc——摩擦面數(shù)

2.5 主變速器模塊參數(shù)設(shè)計

主變速器模塊傳動比分配由拖拉機不同模式作業(yè)下輸出轉(zhuǎn)矩設(shè)置。重載Ⅰ擋傳動比iH1由最大驅(qū)動力FTl確定，運輸Ⅱ擋傳動比iS2由最高行駛速度確定，即

(10)

(11)

式中umax——拖拉機最高行駛速度，km/h

Rb——驅(qū)動輪半徑，m

ηT——機械傳動部分總效率

i0——中央傳動模塊傳動比

根據(jù)田間載荷測量分析，實際生產(chǎn)中拖拉機擋間級比應(yīng)根據(jù)發(fā)動機的調(diào)速特性按照近似等比級數(shù)原則分配，同時應(yīng)滿足外部牽引阻力矩增值比δ，即各擋位擋間級比的設(shè)定應(yīng)適應(yīng)多變載荷作業(yè)和提高生產(chǎn)效率，有

(12)

(13)

式中q1——負載擋位擋間級比

iL2——輕載Ⅱ擋傳動比

iS1——運輸Ⅰ擋傳動比

q2——運輸擋位擋間級比

δmax——牽引阻力矩增值比最大值

δs——運輸工況下阻力矩增值比

3 實例驗證

3.1 實例設(shè)計

根據(jù)東方紅1804型拖拉機配套農(nóng)機具作業(yè)情況要求，確定額定牽引力為67.5 kN，最大使用質(zhì)量下的驅(qū)動力需求為75.2 kN。基于上述方法，整理計算出HMD 1804型拖拉機整機主要參數(shù)及傳動系統(tǒng)排擋設(shè)置，如表2所示。

表2 復(fù)合傳動系統(tǒng)裝機參數(shù)Tab.2 Hybrid transmission system installed parameters

3.2 試驗方案

為了驗證HMD傳動系統(tǒng)的有效性，對無級調(diào)速模塊核心部件進行試驗驗證。試驗在河南省新能源重點實驗室傳動臺架上進行，如圖2所示。

圖2 液力傳動部件加載試驗平臺Fig.2 Loading test platform for hydraulic transmission1.綜合性能測試系統(tǒng)平臺 2.驅(qū)動電機模塊 3.慣性能量飛輪 4.速矩監(jiān)測傳感模塊 5.液力變矩器安裝機位防護罩 6.加載裝置

本試驗方案中輸入源相關(guān)特性由加載試驗平臺驅(qū)動電機模塊模擬提供。如圖3所示，HMD傳動系統(tǒng)匹配的發(fā)動機外特性由中國一拖集團有限公司提供，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速處于1 500 r/min時輸出轉(zhuǎn)矩達到峰值809 N·m；轉(zhuǎn)速為1 700～2 200 r/min時，功率變化相對平緩，可以看作恒功率輸出，在1 700 r/min時達到最大值134.9 kW。

圖3 發(fā)動機外特性曲線Fig.3 Engine external characteristic curves

無級調(diào)速模塊核心部件液力變矩器為YJ375A型，循環(huán)圓有效直徑為375 mm，最高效率為88%，最大變矩系數(shù)為3.1。設(shè)計試驗參照GB/T 7680—2005和QC/T 1056—2017進行，分別進行基本牽引工況特性試驗和實用匹配牽引性能試驗。液力變矩器輸入端通過聯(lián)軸器連接慣性能量飛輪，輸出端連接加載裝置，同時加裝機位防護罩，驅(qū)動設(shè)備與加載裝置按設(shè)定旋轉(zhuǎn)方向工作，通過速矩傳感模塊監(jiān)測動態(tài)數(shù)據(jù)。試驗時進口油溫為(90±10)℃，出口油溫不超過120℃，測量儀器精度為轉(zhuǎn)矩±5%(N·m)，轉(zhuǎn)速±4%(r/min)，壓力和溫度1.5級，流量±1.5%，待工況穩(wěn)定后采集數(shù)據(jù)，繪制YJ375A型液力變矩器相關(guān)特性曲線。

基本牽引工況特性試驗方法為：提高泵輪輸入軸轉(zhuǎn)速到規(guī)定值并保持不變，通過調(diào)節(jié)負載，改變渦輪軸轉(zhuǎn)速，測量試驗點根據(jù)轉(zhuǎn)速比間隔確定為0.1，在最高效率點處以及耦合器工況處縮小間距至0.05。圖4為YJ375A型液力變矩器基本牽引工況特性曲線。能容系數(shù)基本覆蓋整個液力變矩器工作區(qū)間，泵輪軸吸收功率能力符合拖拉機驅(qū)動要求。液力變矩器高效區(qū)(ηY≥0.75)對應(yīng)轉(zhuǎn)速比范圍為0.39～0.85，最高效率為0.894，此時對應(yīng)轉(zhuǎn)速比為0.65，能容系數(shù)為5.5×10-3；當轉(zhuǎn)速比超過0.85時，轉(zhuǎn)換為耦合工況。

圖4 液力變矩器基本牽引工況特性曲線Fig.4 Basic traction characteristic curves of hydraulic torque converter

實用匹配牽引性能試驗方法為：輸入力矩和轉(zhuǎn)速按照匹配發(fā)動機油門全開時凈轉(zhuǎn)矩曲線值輸入到液力變矩器泵輪軸上的外特性曲線進行調(diào)節(jié)，試驗從輸出轉(zhuǎn)速為0開始，以設(shè)定增量逐次提高至預(yù)定值，再以相同的增量逐次降低至0。如圖5a所示，以液力變矩器高效區(qū)特性曲線通過發(fā)動機恒功率區(qū)間，使得變矩器高效區(qū)盡可能與發(fā)動機高功率區(qū)重合，根據(jù)式(4)，對于每個轉(zhuǎn)速比都有唯一λb與其對應(yīng)，有

圖5 發(fā)動機與液力變矩器匹配牽引特性曲線Fig.5 Engine and torque converter matching traction characteristic curves

(14)

式中a0、a1、a2、a3——多項式待定系數(shù)

nbi——不同轉(zhuǎn)速比對應(yīng)泵輪輸入轉(zhuǎn)速，r/min

λbi——不同轉(zhuǎn)速比對應(yīng)泵輪轉(zhuǎn)矩系數(shù)

采用Matlab非線性方程求根函數(shù)，得到共同工作點泵輪轉(zhuǎn)速范圍為1 620～1 910 r/min。如圖5b所示，以速矩監(jiān)測模塊采集樣點(nwi，Twi)為離散函數(shù)值，利用最小二乘法對其進行一元線性擬合，渦輪高效區(qū)轉(zhuǎn)速范圍為814～1 562 r/min，最大輸出扭矩為1 768.7 N·m。在實際使用時，轉(zhuǎn)速分布規(guī)律f(nw)隨拖拉機外載荷呈現(xiàn)不規(guī)則變化，因此采用均勻分布比較性計算方法獲得接近實際的特性，有

f(nw)=1/(n″w-n′w)

(15)

式中n′w——高效區(qū)渦輪最小工作轉(zhuǎn)速，r/min

n″w——高效區(qū)渦輪最大工作轉(zhuǎn)速，r/min

高效區(qū)平均輸出功率為

(16)

共同工作輸出穩(wěn)定且范圍較寬，符合設(shè)計要求。

4 性能分析

機組牽引特性作為拖拉機作業(yè)時主要動力性能指標，同時也是驗證發(fā)動機與傳動系統(tǒng)、行走機構(gòu)與負載農(nóng)機具之間參數(shù)匹配合理程度的重要依據(jù)[21-25]。根據(jù)圖1傳動結(jié)構(gòu)方案與表1離合器控制邏輯，在SimulationX仿真軟件中建立性能計算模型如圖6所示，導(dǎo)入拖拉機相關(guān)尺寸參數(shù)以及試驗數(shù)據(jù)，繪制HMD1804型拖拉機牽引特性曲線，并進行性能對比分析。

圖6 串聯(lián)式液力機械復(fù)合傳動拖拉機性能計算模型Fig.6 Performance calculation model of series hydraulic mechanical hybrid drive tractor

圖7為滑轉(zhuǎn)率-牽引力關(guān)系曲線。對于自然密實粘性新切土典型地面條件，滑轉(zhuǎn)率有經(jīng)驗公式

圖7 牽引力與滑轉(zhuǎn)率關(guān)系曲線Fig.7 Relationship curves between traction and slippage rate

(17)

式中ξ——滑轉(zhuǎn)率

FTM——牽引力，kN

可以看出，當牽引力低于52 kN時，滑轉(zhuǎn)率小于0.1，此時滑轉(zhuǎn)對整機牽引性能影響較小；當滑轉(zhuǎn)率達到0.18時，拖拉機能夠發(fā)揮出最大牽引力67.5 kN；當達到最大驅(qū)動力75.2 kN時，滑轉(zhuǎn)率超過0.4，對牽引穩(wěn)定性有較大影響。

圖8為牽引力-牽引功率關(guān)系曲線。可以看出，HMD牽引特性場基本位于原拖拉機與HMCVT之間，擋位數(shù)量減少50%，各擋牽引功率峰值幅度變化平穩(wěn)，深谷面積明顯減小，覆蓋牽引力范圍提升15.3%。處于基本工作段H1時，由于液力傳動能耗損失以及較大的滑轉(zhuǎn)率，導(dǎo)致牽引功率低于原特性場；處于L1段附近時，能夠達到最大牽引功率86.2 kW，原因在于此時地面附著能力良好，滑轉(zhuǎn)率影響較小；處于S1段時，牽引功率為79.3 kW，高于原拖拉機功率需求。

圖8 牽引力與牽引功率關(guān)系曲線Fig.8 Relationship curves between traction and traction power

圖9為牽引力-作業(yè)速度關(guān)系曲線。可以看出，HMD拖拉機在滿足額定牽引力條件下，負載作業(yè)速度較原拖拉機和HMCVT平均提升8.2%和4.7%，并且在H1、H2、L1、L2區(qū)段擁有無級調(diào)速特性。處于重載區(qū)段時，發(fā)揮最大牽引力的車速為3.25 km/h，此時牽引力覆蓋范圍較大，充分實現(xiàn)高效率耕作；處于輕載區(qū)段的牽引力變化范圍為8.5～59.4 kN，作業(yè)速度變化范圍為0～19.6 km/h，占拖拉機正常工況需求的75.4%；處于運輸區(qū)段最高行駛速度可以達到38.9 km/h，低負載工況下效率得到大幅度提升。

圖9 牽引力與作業(yè)速度關(guān)系曲線Fig.9 Relationship curves between traction and working speed

圖10為HMD 1804型拖拉機犁耕特性曲線。取耕深hk與土壤比阻kl的乘積為0.30 kN/cm，在正常工作負載范圍內(nèi)，重載區(qū)段能夠提供驅(qū)動力72.2 kN供六鏵犁作業(yè)；輕載區(qū)段能夠滿足四鏵犁(47.6 kN)到雙鏵犁(24.3 kN)驅(qū)動力需求。

圖10 犁耕驅(qū)動力與犁鏵個數(shù)關(guān)系曲線Fig.10 Relationship curves between plough driving force and number of ploughshares

圖11為HMD 1804型拖拉機旋耕特性曲線。設(shè)拖拉機配套旋耕機作業(yè)時，土地為留茬地，耕幅為180 cm，耕深為15～22 cm，旋耕速度為2～10 km/h。高速和低速PTO穩(wěn)定區(qū)間為990～1 010 r/min和530～550 r/min，旋耕機正常作業(yè)時輸出功率可以達到118.9 kW，能夠滿足旋耕機較大耕深作業(yè)需求。

圖11 動力輸出負載特性曲線Fig.11 Load characteristics curves of power take-off

5 結(jié)論

(1)通過分析現(xiàn)有拖拉機傳動系統(tǒng)的缺陷，提出了液力變矩器與雙離合器變速器串聯(lián)組合傳動方案，包括功能需求、傳動路線設(shè)計、組件特性分析、性能參數(shù)計算、仿真模型搭建、試驗驗證、牽引性能對比等。

(2)對無級調(diào)速模塊有效性進行牽引特性試驗和匹配性能試驗，結(jié)果表明：液力變矩器高效區(qū)對應(yīng)轉(zhuǎn)速比范圍為0.39～0.85，最高效率為0.894，最大輸出扭矩為1 768.7 N·m；依據(jù)均勻分布比較性計算方法獲得接近實際的平均輸出功率為105.7 kW；充分發(fā)揮了液力傳動自適應(yīng)阻力調(diào)速的優(yōu)點，重載和輕載區(qū)段實現(xiàn)了無級調(diào)速，減少了主變速模塊換擋次數(shù)和沖擊度。

(3)基于SimulationX軟件搭建性能計算模型，結(jié)果表明：HMD牽引特性場位于原拖拉機與HMCVT之間，各擋牽引功率峰值幅度變化平穩(wěn)，深谷面積明顯減小；犁耕工況下，牽引力覆蓋范圍平均提升15.3%，負載作業(yè)速度平均提升8.2%；旋耕工況下，動力輸出功率平均提升1.7%。對比分析結(jié)果證明了所提出的HMD拖拉機綜合性能較好。