基于AMESim的采伐機液壓行走系統設計與仿真

周冉 沈嶸楓 陳鑫 彭慧純 陳昌眾

摘 要：針對我國南方林區的作業環境與輪式采伐機底盤結構的技術特點，分析采伐機液壓行走系統工作原理，參考國外設計方案，設計與研究采伐機半變量靜液壓復合傳動行走系統。在建立采伐機林區坡地行駛的地面力學模型的基礎上，進行液壓系統元件選型，同時對2種方案采用AMESim平臺進行液壓行走系統建模與仿真。仿真結果表明，相同工況下，變量馬達方案較定量馬達控制更復雜，行駛速度與理論相比誤差更大。定量馬達方案液壓行走系統能分別以6.8 km/h爬上20°坡道，以22.25 km/h平穩行駛在平坦林道，參數基本達到理論設計要求。所設計系統具有良好的可行性，可為采伐機行走機構液壓系統創新設計提供參考。

關鍵詞：采伐機;行走系統;半變量液壓傳動;地面力學;液壓元件選型;AMESim

中圖分類號：S776.3??? 文獻標識碼：A?? 文章編號：1006-8023（2022）02-0087-08

Design and Simulation of the Hydraulic Walking System of

the Harvester Based on AMESim

ZHOU Ran， SHEN Rongfeng*， CHEN Xin， PENG Huichun， CHEN Changzhong

（College of Transportation and Civil Engineering， Fujian Agriculture and Forestry University， Fuzhou 350108， China）

Abstract：According to the working environment of the southern forest region of China and the technical characteristics of the chassis structure of the wheeled harvester， the working principle of the hydraulic running system of the harvester is analyzed， and the semi variable hydrostatic compound transmission walking system of the harvester is designed and studied with reference to the foreign design scheme. Based on the terramechanics model of harvester driving on forest slope， the components of the hydraulic system are selected， and the hydraulic walking system is modeled and simulated by AMESim terrace for the two schemes. The simulation results indicate that under the same working conditions， the scheme of variable displacement motor is more complicated to control than the scheme of fixed displacement motor， and the error of driving speed is greater than that of theory. The hydraulic traveling system of fixed displacement motor scheme can climb the 20 ° ramp at 6.8 km/h， drive smoothly on the flat forest road at 22.25 km/h respectively. The parameters basically meet the theoretical design requirements， and the designed system is known to be good feasibility. It can provide a reference for the innovative design of the hydraulic system of the walking mechanism of the harvester.

Keywords：Harvester; walking system; semi-variable hydraulic transmission; terramechanics; selection of hydraulic components; AMESim

0 引言

目前，聯合采伐機（簡稱采伐機）被認為是森林作業中最現代化的采伐運輸設備。國外采伐機逐漸發展完善，已成熟地應用機電液一體化技術，作業與行駛等可以適應本國的地形工況。我國采伐機技術相對不成熟，且我國南方林區丘陵密布、地貌復雜多變，采伐機在林區作業時機動性能差。靜液壓-機械復合傳動具有無級變速、超低穩定車速和底盤布置靈活等優點，有利于提高車輛的通過性，易于實現自動化和遙控，可以更好地適應山地丘陵作業環境，因此，普遍應用在各類農林機械上。鮑玉冬等基于輪壤接觸模型設計出藍莓采摘機的閉式液壓行走系統，并得出通過性的影響因素有土壤特性、車輪結構參數和行駛速度，但未考慮是否存在不同作業坡度的因素。由于機械傳動的底盤存在構造復雜、布置不靈活和離地間隙低等缺點，劉志剛等設計出噴霧機底盤液壓傳動系統;相較于機械傳動，純液壓傳動效率略低。我國目前采用的輪式采伐機底盤改裝自輪式裝載機底盤，主要靠液力機械式傳動，其構造復雜、造價高。靜液壓傳動系統通常為變量泵驅動變量馬達，系統工作過程相當于變量泵控制定量馬達，即先進行變量泵-定量馬達調速， 待變量泵排量達到最大值時， 再進行定量泵-變量馬達調速，控制更加復雜。此外，相同排量下，定量馬達體積小于變量馬達，機械效率高，有利于裝備安裝與輕量化等。為提高采伐機底盤通過性，本研究進行半變量靜液壓與輪邊減速器復合傳動的行走系統設計，深入分析不同工況下系統的動態性能，對開發出適應我國南方林區地形的采伐機液壓行走系統具有重要的意義。

1 液壓行走系統工作原理

輪式采伐機底盤行走機構主要由車橋、車架、車輪、轉向架和液壓元件等構成。液壓傳動系統設計為靜液壓-機械復合傳動，一般有輪邊驅動與中央驅動2種方式，六輪采伐機采用輪邊驅動。液壓部分設計方案為變量泵-定量馬達的半變量靜液壓傳動系統。傳動路線為發動機經過機械變速箱變速后驅動變量泵，泵與定量馬達串聯傳遞，馬達扭矩輸出經過轉向架傳遞，最終由輪邊減速器減速增扭后驅動車輪。如圖1所示，整機行駛時，前橋為帶有轉向架的門式行星異型驅動橋，轉向架則串聯兩側輪對，兩液壓馬達分別安裝在驅動橋差速器總成兩端，變量泵驅動兩馬達，差速總成與馬達相連再傳到輪邊，兩副輪對為驅動輪。后橋為行星減速剛性橋，后車輪為從動輪。不同行駛速度對馬達轉速要求不同，在平地行駛時馬達為高速狀態，爬坡越障時則需要馬達降低轉速增加扭矩。

不同于其他林業機械的后驅或全驅，六輪采伐機采取獨特的前輪對驅動。圖2為液壓驅動系統原理圖，1個變量柱塞泵與2個相同的定量馬達構成獨立的閉式容積調速回路，通過閥4可以串或并聯2個定量馬達完成行駛速度切換。回路中各元件對稱放置，由三位四通電磁換向閥5控制油液方向的變量泵2可以變換供油方向，實現馬達3的正反向旋轉;高壓溢流閥8和9使系統高壓側壓力不超過允許值，避免系統出現超負荷情況，保證系統安全運行;定量泵10與變量泵2同軸連接，為系統低壓側補油的補油泵，安全閥11用于調定補油壓力，回路中一部分熱油經液動閥6從低壓溢流閥7排出，并與補油泵10提供的冷油通過液動閥6進行熱交換。單向閥13、14用于系統回路低壓側補油。由圖2可知，當二位三通閥4斷電，三位四通電磁換向閥5兩端任一側磁鐵通電，2個液壓馬達3都會并聯連接，進入2個馬達的流量即為總流量的一半，輸出軸低速轉動，輸出扭矩大;整機有更大的牽引力;若二位三通閥4通電，無論三位四通電磁換向閥5兩端任一側電磁鐵通電，2個液壓馬達3串聯連接，輸出軸高速轉動，整機可高速行駛，則輸出轉矩相應減小，牽引力變為一半?；芈反摃r與并聯輸出功率相同。液壓系統啟動時，泵輸出軸經差速器總成到馬達，再到輪邊減速器驅動車輪轉動，實現采伐機的行走。

2 采伐機林區坡路地面力學模型與液壓系統元件選型

2.1 地面力學模型

為適應南方林區，設計采伐機的爬坡坡度為20°。采伐機底盤在林區行駛的動力性能與林區土壤特性密切相關，即與林區土壤的承壓特性與剪切特性相關聯。因此，基于Bekker、Wong-reece等提出的半經驗地形力學模型，對輪-壤相互作用進行分析，建立輪式采伐機林區坡路地面力學模型，如圖3所示。

當采伐機車輪在正壓力、驅動扭矩的作用下，采伐機可以正常行駛于林區坡道。圖3中，ω為車輪角速度;T為半軸轉動產生的扭矩;Fp為車輪正壓力;Fu為掛鉤牽引力;θ為車輪的接觸角;θ1為接近角;θ2為離去角;θm表示最大應力點的接近角;Z為土壤的下陷量;h為土壤的彈性變形量。車輪與土壤接觸區域內的任一點P的應力可分解為切向剪應力τ和法向正應力σ，正應力滿足以下關系式

σ1θ=rn（kcb+kφ）（cosθ-cosθ1）n。 （1）

σ2θ=rnkcb+kφ（cos （θ1-θθmθ1-θm）-cosθ1n）。 （2）

式中：kc為土壤黏性變形模量;kφ為土壤摩擦變形模量;r為輪胎半徑;b為輪胎寬度;n為變形指數，通常取1。

根據JANOSI的塑性土壤剪切模型，切應力關系式為

τθ=（c+σ（θ）tanφ）1-exp-rK（θ1-θ1-ssinθ1-sinθ）。（3）

式中：c為土壤的內聚力;φ為土壤的內摩擦角;K為土壤的切變模量;s為滑移率。

根據坡道準靜力平衡關系，掛鉤牽引力Fu=Gsinφ與Fp=Gcosφ可得

Fp=rb∫θmθ2σ2（θ）cosθdθ+

∫θ1θmσ1θcosθdθ+∫θmθ2τ2θsinθdθ+∫θ1θmτ1θsinθdθ 。（4）

Fu=rb∫θmθ2τ2（θ）cosθdθ+∫θ1θmτ1θcosθdθ-∫θmθ2σ2θsinθdθ-∫θ1θmσ1θsinθdθ-Gsinφ 。（5）

式中：G為重力;φ為爬坡坡度。

設計最大坡度為36.4%時對應的坡度角，即φ=20°。采伐機整機設計參數為滿載質量18 000 kg，G=176 400 N;輪胎采用Trelleborg 伐木機型輪胎，輪胎寬0.6 m，半徑為0.625 m;接近角為30°，離去角為40° ，設最大應力點為車輪最先接觸土壤的前端突出點，即最大接近角。林區主要分布為紅壤土，由文獻得，當塑限范圍為21.6～25.0時，內聚力c的取值范圍為22.5～94 kPa，內摩擦角ψ為13.5～16.8°，切變模量K與2個變形模量對應c-ψ取值。由于模型為半經驗型，需要結合實驗與理論。鑒于土壤實驗設備等限制，為便于進行軟件模擬，故根據極限工況與經驗各取中值為參數，可得掛鉤牽引力約為108 kN，綜合考慮其他可變因素，放大掛鉤牽引力取為120 kN。

2.2 液壓系統元件選型

2.2.1 行走馬達選型

角功率定義的是一種極限狀態，即最大驅動扭矩與最大轉速的乘積，當傳動機構具備裝備要求的角功率能力時，則其扭矩與轉速兩參數經過調節變換，總可以分別找到滿足裝備要求的扭矩最大值和轉速最大值，并且兩值都在元件的設計允許值內。為選出滿足工況要求的最小規格的馬達，首先計算采伐機行走角功率

Pij=Fmax×Vmax3 600=667 kW。（6）

式中：Fmax為最大牽引力，120 kN;Vmax為最大理論車速，20 km/h。

2個行走馬達提供行走機構的角功率，由此可求得馬達的期望角功率

Pmjo=Pijη2z=351 kW。（7）

式中： z為馬達個數， z=2;η2行為走減速機傳動效率，取η2=0.95。

期望角功率是行走機構對行走馬達的最小角功率要求，根據要求確定行走馬達的最大排量qmmax。實際設計時，首先根據排量初步選擇馬達型號，再根據馬達產品的樣本參數驗證該馬達是否符合角功率要求?，F初步選擇力士樂公司的行走液壓產品—A2FM series 6x系列定量柱塞馬達，其最大連續工作壓力為45 MPa，最大排量為125 mL/r，最大轉速為4 400 r/min。因此，其實際角功率為

Pmj=0.95×Pm×qmmax×nmmax60×1 000=391.8 kW。（8）

式中：Pm為馬達的連續最高工作壓力，MPa;qmmax為馬達最大排量，mL/r;nmmax為馬達最大轉速，r/min。

經過計算得：Pmj>Pmjo，即該馬達滿足使用要求。

確定馬達以后，為彌補液壓元件功率不夠大的缺陷，根據整車的最大驅動轉矩和最大行駛速度要求，求出終端減速裝置的速比。設變速箱為雙檔變速，速比為3∶1，設定變速箱傳動比后，終端輪邊減速比計算為

i2=Mkmax3×2πη2qmmaxPmηm=31.6。 （9）

式中：ηm為馬達機械效率，取ηm=0.93;Mkmax為整車的最大驅動轉矩，75 000 N·m。

2.2.2 行走泵選型

行走泵的選擇須滿足的2個條件：更好地傳輸發動機的輸出功率，可以輸出最大車速時馬達所需的流量。采伐機柴油動力機的額定功率為123 kW，額定轉速為2 000 r/min，泵的角功率須大于發動機的輸出功率，泵的功率容量同樣由其排量決定，行走泵選型實質上仍然是排量的選擇。在上述要求下，試選A4VG32系列柱塞泵，以下進行核算泵是否滿足采伐機高速行駛時馬達最大流量的需求

Pbj=0.95×pb×vbmax×nbmax60×1 000>123 kW。（10）

式中：Pb為泵的最高壓力，MPa;vbmax為泵的最大排量，mL/r;nb為泵的最高轉速，即為發動機的轉速，r/min。

經過計算可知泵的最大排量須大于97.1mL/r，泵的最大排量為125 mL/r，因此，已經達到發動機功率要求。

泵達到額定轉速時的實際輸出流量為

Qb=Vb×nb×ηb1 000=223.7 L/min。（11）

式中：Vb為泵排量，mL/r;ηb為泵的容積效率，根據轉速和排量查得ηb=0.895。

單個馬達的流量

Qm=Qb2=111.9 L/min。 （12）

實際最小排量時馬達的最大轉速為

nmax=Qm×1 000×ηmqm=3 401 r/min。（13）

式中：qm為馬達排量，相應轉速下得最小排量取0.25倍最大排量，mL/r;ηm為馬達的容積效率，根據轉速和排量查得ηm=0.95。

則輪胎的最大轉速為

nlmax=nmmaxi2=107 r/min。 （14）

考慮到輪胎存在滑轉率，其最高行駛速度為

vmax=nlmax×2π×r×601000×（1-s）=22.67 km/h。 （15）

式中：nlmax為車輪最高轉速，r/min;r為車輪動力半徑，r=0.625 m;s為滑轉率，由GB/T 15833—2007得，通過性試驗附著系數不小于0.75時，履帶拖拉機林地滑轉率7%，因此，此條件下輪式采伐機取滑轉率為10%。

綜上可知，選用A4VG32系列柱塞泵理論車速超過20 km/h，滿足設計要求。

國外類似裝備的靜液壓傳動采用變量泵-變量馬達形式，故同時參考國外設計方案，對其進行仿真試驗，為便于后續進行對比，稱其為原方案。即采用同樣的油路設計，僅改變原定量馬達，選用滿足要求且同等技術參數的變量馬達A6VM 系列 65，選型與上述過程相同，不再重復。

A6VM系列65馬達技術參數為：最大工作壓力45 MPa、排量140 mL、最大轉速5 750 r/min。

3 液壓行走系統建模與仿真

3.1 建立行走驅動系統模型

山地林區地形地貌特殊，實際工況復雜多變。所設計采伐機液壓行走系統理論參數計算已滿足要求，為驗證采伐機行走機構液壓系統設計是否合理，需要根據實際工況對行走系統建立仿真模型。參考圖2液壓系統原理圖，采用多物理系統建模和仿真平臺——AMESim建立行走系統仿真模型，如圖4所示。

整個仿真模型主要有原動機、雙向變量泵、雙向定量馬達、各種液壓閥、終端減速器、控制信號以及管路模型。原方案的仿真模型與圖4相比，僅采用變量馬達替換了定量馬達，同時進行變量馬達的控制信號設置。因此，此處不進行圖示。設變量泵有壓力40 MPa的恒壓源，變量泵只有在達到泵的設定壓力后才開始變量。值得注意的是，系統驅動原為額定轉速2 000 r/min的柴油機，仿真模型以無量綱輸出的信號與角速度輸出的單位轉換子模型代替恒速發動機和變速箱，實現系統壓力對變量泵的流量和轉速要求。補油泵補油壓力為系統壓力的1/10，維持系統壓力。旋轉負載的動態子模型用來傳遞其兩側端口的角位移，輸入的信號值是采伐機行走時不同路況所承受的阻力矩。考慮實際管道長度及流體的壓縮性和管道/軟管壁的壓力膨脹，為保證仿真結果與實際情況更加符合，選用適合長或中長線路的液壓管道或軟管的HL012分布式參數子模型代替實際液壓管路。具體參數見表1。

3.2 仿真與結果分析

采伐機在林間多功能作業過程中，液壓行走系統需要實現整機空載平穩啟動、行走，克服整機滿載時短距離集運等工況，即行駛于平坦林道或林區坡地等工況。因此，根據實際工況對2種方案進行設計仿真試驗。方法為：模擬采伐機從靜止到最高速，對液壓油泵、馬達、換向閥給出不同狀態的信號，觀察整個過程中馬達的進油壓力與流量，輸出轉矩以及轉速等的變化曲線，分析系統合理性、穩定性等。根據上文所得理論計算參數，對建立的AMESim模型進行工況適應性仿真分析。

由于采伐機的前進與倒退只是馬達正反向旋轉，故仿真時不改變換向閥的工作位，只模擬前進狀態。實際工作中，系統處于連續工作狀態，不僅僅是單獨某種工況，故模擬連續3種工況系統工作的情況。模型仿真分為3個階段，每個階段對應不同的工況狀態。前提都為滿載狀態下，0～5 s為模擬路面平坦時從0啟動行駛起來，5～10 s為模擬林區爬坡狀態從平地到20°的坡上行駛經過，10～15 s為模擬平坦路面正常行駛。設置各階段信號值與元件參數，仿真時間共15 s，為保證計算準確性，采樣周期設為0.01 s;運行仿真，則得到從啟動、爬坡到正常行駛3個工作狀態馬達的流量、壓力、轉矩和轉速曲線。原方案的仿真結果如圖5所示。本文提出的設計方案仿真結果如圖6所示。

首先，第1階段0～5 s內，模擬采伐機位于平坦林道時滿載啟動的工況，即驅動輪阻力矩為從0到9 187 N。由于該工況為系統從靜止到平地行駛，系統響應期間的壓差會導致整個系統巨大的流量變化，該工況的系統流量是爬坡穩定行駛工作流量的2倍左右;若系統響應時間長或者運行不穩定，可能導致管道、間隙等滲漏，泄漏則會影響其他系統工作導致故障，甚至系統各元件自身會產生瞬時破壞。因此需要測試系統在負荷扭矩迅速變化時，系統的響應時間與運行穩定性。此時對二位三通閥4進行通電設置，兩馬達串聯連接為高速狀態。根據工作原理可知，閉式回路中泵、2個馬達首尾連接持續供油，流經2個馬達的流量相同，但右側馬達回油口壓力為左側馬達進油口壓力，且馬達依靠壓差工作，因此兩馬達的進油口壓力不同。由圖5和圖6的壓力曲線可知，2種方案的馬達進油口壓力同樣相差約13 MPa。觀察2種方案的兩組馬達流量曲線，結果基本相等，采取2種方案都可滿足要求，即二者都需要約419 L/min的流量。流量曲線顯示，采用變量馬達的油路比采用定量馬達的油路斜率更大，即原方案調速快。相比于原方案，圖6曲線顯示，流量和轉矩在0.3 s后呈線性上升，馬達開始平穩工作。采伐機對于調速要求不高，平穩即可。實際牽引不需要過快的起始速度，且執行速度越快對機構的零部件損耗也會越大。因此選用定量馬達方案;另一方面，兩組結果曲線皆顯示，系統開啟的一瞬出現壓力震蕩，馬達受到的沖擊較大，原方案結果曲線震蕩持續波動1.5 s，然而定量馬達方案各個參數曲線的震蕩時間都小于0.5 s，系統可以保證馬達工作壓力與轉速的快速穩定，可以確保行走的平穩。說明采用定量馬達方案系統響應快，自動調節能力強。

其次，第2階段5～10 s內，模擬采伐機位于20°林區坡地時的極限爬行工況，即驅動輪阻力矩增加行走系統爬坡產生的坡道阻力矩。這是南方林區中采伐機會頻繁遭遇的工況，當采伐機行駛在20°的坡道路面時，負載轉矩由9 187 N上升為25 000 N，此時設二位三通閥為斷電狀態，則兩馬達為并聯連接，泵的輸出流量被2個馬達平分，此時兩馬達進油口壓力相同，即工作壓差相等，但轉速也同時減半。原動機輸出功率不變，滿載爬坡工況時采伐機阻力矩最大，需要輸出的牽引轉矩越大，轉速則越小。兩組馬達參數曲線相比，爬坡工況下，采用變量馬達或定量馬達所需流量幾乎相等，前者工作壓力稍小于定量馬達，但定量馬達的輸出扭矩與原方案基本相等，馬達轉速更高。因此，采用定量馬達方案，同等的扭矩，可獲得更大的輸出功率。從圖6的參數曲線可知，扭矩值與爬坡度呈正相關，轉速則呈負相關;在5～7 s時，扭矩呈線性上升，7～10 s穩定在791 N，且兩側行走馬達轉速具有高度的一致性，此時兩馬達進油壓力最大，達到41.6 MPa時，兩驅動輪獲得最大的牽引力矩。此時兩側馬達轉速保持在1 011 r/min，即滿載的采伐機能夠以6.8 km/h爬上 20°坡道。

第3階段10～15 s，采伐機恢復為平坦林道正常行走工況，這是采伐機出現最多的工況，阻力矩為9 187 N，再次將二位三通閥4進行通電設置，兩馬達串聯連接，此時系統仍為恒壓控制，變量泵的恒壓源為40 MPa，以一個角速度輸出的單位轉換子模型代替變速箱提高輸出轉速，最終獲得高速行駛狀態。雖然采伐機低壓快速行駛，但車輪輸出力矩和轉速曲線都趨為水平，即2個參數趨于穩定。

圖6曲線顯示，定量馬達轉速保持在3 325 r/min，經過終端減速后車輪轉速為105 r/min，考慮滑轉率后，采伐機能夠以22.25 km/h平穩行駛，與理論計算值22.67 km/h誤差僅為1.8%;原方案曲線顯示轉速為94.5 r/min，轉換后即車速行駛速度約為20 km/h，誤差超過5%，二者相比，定量馬達仿真結果與理論計算誤差極小，仿真結果較為理想。此時各個元件的仿真參數小于設計允許值，對系統元件傷害小，有利于提高系統的耐久性。結果表明系統可以實現在上述2種工況下行駛，采用定量馬達更加符合輪式采伐機液壓行走系統的設計要求。

4 結論

（1）我國已有的采伐機行走系統采用液力機械傳動，國外類似裝備采用變量泵-變量馬達方式傳動，二者存在造價高、控制復雜等缺點。本研究設計的變量泵-定量馬達液壓傳動方式，容積調速無需二次調節，可降低裝備的生產成本與控制的復雜度，為采伐行走系統設計提供參考思路。

（2）通過分析采伐機液壓行走系統原理，進行系統設計的理論計算與模型搭建，模型仿真的成功，表明理論分析與模型搭建的正確性;通過輸入不同的信號模擬不同阻力矩的作業工況，得到滿載時采伐機以6.8 km/h爬上20°坡道及以22.25 km/h平穩行駛在平坦林道，與理論分析基本一致，可知系統元件選型的合理性。通過對不同工況下行走系統的特性分析，可知系統具有良好的可行性、穩定性。

（3）輪式聯合采伐機液壓行走驅動系統綜合性強，采用理論計算與軟件仿真相結合的設計方法，極大地提高設計效率，節省開發時間。但利用AMESim 平臺進行液壓系統的建模仿真，理論模型與仿真模型的準確性直接決定仿真的正確性。理論模型參數的經驗取值及系統中有些子模型為默認參數，仿真結果必然存在一些誤差。因此，系統、元件的特性與軟件的運行機理等還有待研究，系統還有待實驗進一步驗證。

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