陳恒峰， 許曉波， 郭 輝

（1. 揚州市職業(yè)大學，江蘇 揚州 225200；2. 博爾塔拉蒙古自治州興旺科技有限責任公司，新疆 博樂 833400；3. 新疆農業(yè)大學機電工程學院，新疆 烏魯木齊 830052；4. 新疆農業(yè)工程裝備創(chuàng)新設計重點實驗室，新疆 烏魯木齊 830052）

0 引言

農業(yè)機械是農業(yè)種植產業(yè)的重要使用工具。我國要想成為農業(yè)強國，必須要加強農業(yè)智能化的快速發(fā)展，對效率低、智能化程度低、純機械傳動的農業(yè)機械設備進行科技改進[1]。液壓傳動取代純機械傳動，便于實現(xiàn)機電液一體化控制，特別是液壓傳動中的閉式液壓傳動系統(tǒng)。液壓元件標準化程度高，安裝結構簡單，位置布局靈活，管路連接傳動可靠，工作效率高，可以實現(xiàn)無級變速，控制響應敏捷，動作反應精準，系統(tǒng)控制回路清晰，使用維護便捷，容易實現(xiàn)電液一體化控制，成為智能化控制的基礎機型。同時使用維護成本低，有利于實現(xiàn)精準農業(yè)生產，促進無污染、綠色農業(yè)發(fā)展，是農業(yè)機械綜合化、智能化的發(fā)展方向[2-4]。

在我國的西北與東北部地區(qū)，因為地理環(huán)境與氣候的原因，使玉米與棉花等高稈農作物成為農業(yè)生產的支柱型經濟產物。其種植面積非常龐大，在生產周期中需要定時進行噴霧作業(yè)，作業(yè)時間緊，工作環(huán)境惡劣，人工無法直接完成作業(yè)。對此根據(jù)閉式液壓系統(tǒng)在液壓傳動中的優(yōu)勢與高地隙輪式噴霧機的工作特點相結合，設計一款新型閉式液壓傳動的高地隙輪式噴霧機，為農業(yè)機械的發(fā)展提供一些新思路。

1 閉式液壓傳動系統(tǒng)設計

為滿足高稈農作物的后期生長施藥需求，自走噴霧機必須與農作物生長地面有相應的高度差，并且要能夠負重大量的溶劑以實現(xiàn)大面積作業(yè)，同時田間作業(yè)環(huán)境復雜多變、夏季氣溫炎熱、遠離生產工廠的荒郊作業(yè)，對此需要整個傳動系統(tǒng)工作穩(wěn)定、可靠性高，不僅能承受長時間高溫作業(yè)，同時能夠承受工作中的重載急停沖擊。

自走噴霧機必須與農作物生長地面有一定的高度差，傳動系統(tǒng)如果使用純機械傳動，導致傳動結構復雜，零件生產精度要求嚴格，安裝煩瑣、使用維護困難，無法實現(xiàn)智能控制。因此，選擇采用閉式液壓傳動系統(tǒng)實現(xiàn)能量的傳輸。高地隙噴藥機閉式液壓傳動系統(tǒng)原理如圖1 所示。閉式液壓傳動系統(tǒng)以閉式泵為主動力元件，變量馬達為主要工作元件，定量泵與各種回路控制元件對系統(tǒng)進行油液補充，同時完成除行走外的輔助液壓動作。

圖1 閉式液壓傳動系統(tǒng)原理Fig. 1 Closed hydraulic drive system principle

閉式傳動系統(tǒng)行走原理：通過改變閉式泵的排量大小、液體的流動方向，從而改變馬達的轉速與方向（同時變量馬達也可以改變自身的排量，改變轉速），實現(xiàn)行走速度、行走方向的調節(jié)，以滿足噴藥機的重載工作與空載行駛的不同工作需求。閉式傳動系統(tǒng)能夠實現(xiàn)工作過程中大而恒定轉矩的有效傳輸，同時實現(xiàn)無沖擊的轉向工作，這對重心偏高的高地隙輪式行走機械來說十分重要[5-7]。

2 傳動系統(tǒng)元件計算與選擇

2.1 傳動系統(tǒng)計算

由于高地隙噴霧機在田間工作環(huán)境復雜、條件惡劣，對此閉式液壓傳動系統(tǒng)的元件要進行重點分析與選擇，保證機器在工作過程中穩(wěn)定和高效，對此設計了獨立四驅閉式液壓傳動系統(tǒng)，主要傳動參數(shù)如表1 所示。

表1 高地隙噴霧機主要傳動參數(shù)Tab. 1 Main transmission parameters of high gap sprayer

根據(jù)設計需求與參數(shù)定義，綜合分析機械在實際生產運行過程中的動力。機器在工作爬坡時所需要的動力最大，通過設計手冊可知上坡行駛參數(shù)[8-10]。

設計機器工作時爬坡角度為15°，高地隙噴霧機在上坡時受力最大時的作業(yè)狀況

式中Ff——輪胎滾動摩擦力

Fg—上坡度阻力

Fx—空氣阻力

Fa—加速度阻力

由于在機械正常工作過程中行駛速度為勻速，因此在計算過程中無須考慮加速度的阻力因素。同時行駛速度遠低于50 km/h 的公路行駛下限，所產生的空氣阻力可以忽略不計。綜合實際牽引力主要是機械運動過程中克服輪胎滾動摩擦力與上坡時阻力所做功。參數(shù)中重載機械質量為7 500 kg。

式（1）中，F(xiàn)f=f·G·cosa，F(xiàn)g=G·sina；G為機械滿載時的工作總重力；f為輪胎滾動摩擦阻力系數(shù)（機械在可能作業(yè)的幾種田地路況不近相同，為提高機械對道路的通過性，輪胎滾動摩擦力阻力系數(shù)取值0.12），坡度角a取值15°。

根據(jù)式（1）計算設計機械所需的最大牽引力為27 542 N，為保證機械在特殊情況下工作，對牽引留有一定的余量。對此選擇牽引力為30 000 N。

液壓馬達傳動轉速

式中Nm——液壓馬達傳動軸工作轉速

i1——減速機構綜合傳動比

r——驅動輪最大外徑參數(shù)

現(xiàn)有參數(shù)減速器綜合傳動比1∶53.7，車輛重載工作最大田間行駛速度為4.5 km/h，驅動車輪外徑參數(shù)為0.65 m。帶入?yún)?shù)V=4.5 km/h，i1=53.7，r=0.65 m，得Nm=987 r/min。

空載路面行駛時，空載車輛最大田間行駛速度為7.2 km/h。得Nm空=1 579 r/min。

液壓馬達工作功率

式中F——機械工作牽引力

V——機械正常工作行駛速度

帶 入 參 數(shù) 工 作時F=30 000 N，V=1.25 m/s， 得P=11 kW（四輪獨立驅動）。

馬達重載工作扭矩

式中P——液壓馬達驅動工作功率

Nm——液壓馬達正常工作轉速

帶入?yún)?shù)得機械重載工作時，Tw=106 N·m；空載時，Tw=22.2 N·m。

馬達工作排量計算公式

式中

P1——液壓系統(tǒng)額定工作壓力

Tw——液壓馬達正常工作扭矩

Hm——液壓馬達機械效率，取值0.9

選擇系統(tǒng)額定工作壓力為20 MPa，帶入?yún)?shù)得馬達重載最小排量q=36.9 mL/r。

根據(jù)重載上坡正常工作的計算結果對液壓馬達的選型要求：額定工作壓力為20 MPa 時，最低轉速987 r/min，重載流體排量36.9 mL/r，工作傳輸轉矩106 N·m，所需工作動力的功率11 kW。對比市場現(xiàn)有馬達型號，綜合優(yōu)化參數(shù)選擇LTM07B 型馬達。

在選擇液壓控制元器件時，根據(jù)馬達所需工作流量確定泵的工作流量Qp[11]。

液壓馬達的工作排量q、運行轉速n和綜合流量Q的關系為

式中q——液壓馬達工作排量，mL/r

n-—液壓馬達運行轉速，r/min

Q——液壓馬達綜合流量，L/min

液壓泵（馬達）功率計算公式

式中P2——液壓馬達正常重載工作壓力，MPa

N——液壓馬達綜合使用功率，kW

由于LTM07B 額定重載時工作壓力21 MPa，最大工況壓力為30 MPa，現(xiàn)在額定重載工作轉速最高為987 r/min，馬達額定排量為39.5 mL/r。所以馬達所需最高工作流量Q=39 L/min，最大工作功率N=13.38 kW。

結合高地隙噴藥機閉式液壓傳動系統(tǒng)原理（圖1），液壓泵的工作流量QP在液壓缸或液壓馬達同時工作時，液壓泵的輸出流量計算公式為

式中K——液壓傳動系統(tǒng)泄漏系數(shù)，一般取K=1.1～1.3

ΣQmax——同時工作的液壓油缸或液壓行走馬達的最大總工作流量

2.2 傳動系統(tǒng)元件參數(shù)選擇

閉式液壓傳動系統(tǒng)中，雙泵分別控制兩泵，對此進行雙泵選型。QP計算得85.8 L/min。閉式泵可以選擇力士樂串聯(lián)式雙60 閉式泵。主要參數(shù)：雙泵的公稱排量60+60 mL/r，額定工作最高壓力31.5 MPa。額定工作轉動速1 500 r/min，實際綜合總排量為90+90 L/min。

根據(jù)閉式液壓傳動系統(tǒng)工作原理，補還油量為整個系統(tǒng)油量的1/4～1/3，對此補油泵的排量為30～40 L/min，根據(jù)實際情況選擇排量為36 L/min、額定工作轉速1 500 r/min 的定量泵。

由于田間作業(yè)工作環(huán)境復雜多變，對此需要機械可以在1 個車輪懸空中行駛，此時整機的質量將分攤到其余3 個車輪中，對此圖1 中兩位兩通電磁換向閥分別對應工作，系統(tǒng)中的工作壓力將會調整為21×4/3 MPa，為保證系統(tǒng)正常工作溢流閥壓力設定為28 MPa。

根據(jù)上述設計計算與選型可得高地隙噴霧機的閉式液壓傳動系統(tǒng)的主要液壓元件參數(shù)如表2 所示。

表2 主要液壓元件參數(shù)Tab. 2 Main hydraulic components parameters

3 閉式液壓傳動系統(tǒng)仿真研究

3.1 建立液壓傳動系統(tǒng)模型

根據(jù)設計原理圖分析，因串聯(lián)雙60 閉式泵分別控制兩個液壓馬達，運行工作時兩個液壓系統(tǒng)相互獨立，功能原理相同。定量泵同時對兩系統(tǒng)進行等量補油。對此在AMESim 仿真軟件中建立理想化仿真系統(tǒng)，僅對其中一個系統(tǒng)進行分析即可。根據(jù)閉式變量泵、定量泵與兩個行走馬達的運行參數(shù)及閉式液壓傳動系統(tǒng)原理圖的設計可得到傳動系統(tǒng)主要元件的仿真參數(shù)如表3 所示[12]。

表3 元件仿真參數(shù)Tab. 3 Simulation parameters of components

根據(jù)閉式液壓傳動系統(tǒng)原理與傳動系統(tǒng)主要元件的仿真參數(shù)，在AMESim 仿真軟件中創(chuàng)建閉式液壓傳動系統(tǒng)的仿真模型如圖2 所示。

圖2 閉式液壓傳動系統(tǒng)仿真模型Fig. 2 Closed hydraulic drive system simulation model

3.2 系統(tǒng)仿真運行參數(shù)分析

在AMESim 中分別對閉式傳動系統(tǒng)在不同工況下的設計參數(shù)進行仿真運算，得到液壓系統(tǒng)仿真回路中主要元件：傳動系統(tǒng)中左前輪液壓馬達、右后輪馬達在重載行駛工作特性曲線如圖3、圖4 和圖5 所示。

圖3 馬達（19、28）正常工作流量特性曲線Fig. 3 Characteristic curve of normal working flow of motor （19，28）

圖4 馬達（19、28）正常工作傳輸扭矩曲線Fig. 4 Transmission torque curve of motor （19，28）working normally

圖5 馬達（19、28）正常工作壓力特性曲線Fig. 5 Characteristic curve of normal working pressure of motor （19，28）

液壓傳動系統(tǒng)在重載工作時，車輛分為4 個狀態(tài)：0～18 s 快速啟動到正常行駛，19～22 s 換向，23～38 s反向行駛，39～40 s 減速停止。根據(jù)工作特性曲線與各圖形之間的聯(lián)系對比分析可得出結論。

（1）閉式液壓傳動系統(tǒng)在工作快速啟動前1～3 s的工作流量、工作壓力、傳輸力矩都是一個斜率緩慢上升的過程。滿足液壓系統(tǒng)的特性，補油泵每次補油量為整個系統(tǒng)油量的1/4～1/3。

（2）閉式液壓系統(tǒng)通過控制閉式泵角度（正—負）改變液壓系統(tǒng)的油液傳動方向。根據(jù)調節(jié)角度的大小實現(xiàn)改變流量大小，對此可以簡便實現(xiàn)無沖擊的換向與無級變速的功能。

（3）閉式液壓系統(tǒng)在穩(wěn)定行駛時的工作壓力為13.5 MPa，換向時峰值壓力15.5 MPa，設計參數(shù)中的系統(tǒng)額定壓力21 MPa，滿足設計要求。同時在換向期間出現(xiàn)傳輸扭矩的跳動，而非出現(xiàn)振蕩現(xiàn)象，進一步驗證系統(tǒng)可以實現(xiàn)無沖擊換向的可行性，同時傳輸扭矩峰值為100 N·m，小于馬達額定轉矩449 N·m，馬達滿足選型要求。

在AMESim 中設定參數(shù)對傳動系統(tǒng)中19 號左前輪液壓馬達空懸時，27 號加載溢流閥工作。28 號右后輪馬達行駛的特性曲線如圖6、圖7 和圖8 所示。

圖6 加載溢流閥工作馬達（28）流量曲線Fig. 6 Forking flow curve of motor （28） loading relief valve

圖7 加載溢流閥工作馬達（28）傳輸扭矩Fig. 7 Curve of transmission torque of motor （28） loading relief valve

圖8 加載溢流閥工作馬達（28）壓力曲線Fig. 8 Pressure characteristic curve of motor （28） loading relief valve

根據(jù)仿真曲線圖形與實際使用情況相結合，將機械運動狀態(tài)分為0～20 s 快速啟動到正常行駛，21～22 s時19 號左前輪液壓馬達空懸時27 號加載溢流閥工作，23～25 s 加載溢流閥持續(xù)，26～40 s 時19 號左前輪液壓馬達與28 號右后輪馬達正常工作。

根據(jù)圖6、圖7 和圖8 工作特性曲線與圖3、圖4和圖5 工作特性曲線之間的聯(lián)系對比分析可得出結論。

（1）19 號左前輪液壓馬達懸空時，27 號加載溢流閥工作時，28 馬達的工作流量、工作壓力、傳輸力矩相對于正常行駛出現(xiàn)大的波動，流量39.5 L/min 突變至82 L/min，扭 矩 變 化 為80 N·m—55 N·m—105 N·m，壓力變化為14 MPa—12 MPa—18 MPa。原因是由于19 號左前輪液壓馬達空懸系統(tǒng)的壓力下降導致傳輸扭矩減小，27 號加載溢流閥工作時，對系統(tǒng)進行壓力加強，使系統(tǒng)能夠給馬達提供更快的轉速、更高的工作壓力、傳輸出更大的扭矩，使機器有更強的動力從困境中行駛出。

（2）綜合圖3～圖8，車輛在各種工況中運行，閉式液壓傳動系統(tǒng)可以實現(xiàn)無沖擊換向與無級變速。同時馬達的扭矩滿足選型要求，系統(tǒng)工作壓力滿足設計要求。

4 閉式液壓系統(tǒng)驗證試驗

根據(jù)閉式液壓傳動系統(tǒng)原理，以新疆博爾塔拉蒙古自治州興旺科技有限責任公司研制的四驅高地隙噴霧機為試驗平臺，進行田間驗證試驗。田間驗證試驗機具如圖9 所示，田間驗證試驗參數(shù)和試驗結果如表4 和表5 所示。

表4 田間驗證試驗參數(shù)Tab. 4 Field validation test parameters

表5 田間試驗數(shù)據(jù)Tab. 5 Field experiment data

圖9 田間驗證試驗Fig. 9 Field test

（1）高地隙輪式噴霧機重載時工作總質量7 500 kg，正常爬坡能力為15°時，串聯(lián)雙60 閉式泵工作轉速為1 500 r/min，正常行駛速度為5.1 km/h。系統(tǒng)實際工作壓力為12.5 MPa，換向時峰值為14.65 MPa（非坡度狀態(tài)，空載行走速度為8.13 km/h，系統(tǒng)壓力為5.4 MPa），無換向沖擊可以實現(xiàn)無級變速。

（2）高地隙輪式噴霧機重載進入坑洼路面進行一輪懸空行駛加載溢流閥工作的試驗。試驗結果表明，高地隙輪式噴霧機重載時可以通過高低差為25～30 cm的路面，系統(tǒng)中最大峰值壓力為17.8 MPa＜27 MPa。

綜合上述結果，此閉式液壓傳動系統(tǒng)的設計能夠滿足高地隙輪式噴霧機實際工況的使用要求。

5 結論

（1）設計過程中對實際的工作工況進行認真分析，并將其轉換為設計參數(shù)。以參數(shù)為目標結合設計方案，運用計算機輔助設計軟件，進行詳細的論證試驗。將復雜的液壓傳動控制系統(tǒng)的關系，簡明地展現(xiàn)給需求者與設計者。同時將各液壓元器件之間的相互運動關系、幾何參數(shù)關系，通過仿真圖形直觀顯示，從而可以及時獲得工作過程中出現(xiàn)不符合正常運轉規(guī)律的運動曲線。及時有效地進行數(shù)據(jù)調整，將問題解決于設計階段，為產品的定型生產提供堅實基礎，可有效縮短產品的研發(fā)周期，提高產品的質量與穩(wěn)定性，使企業(yè)具備加快搶占市場的能力。

（2）計算機輔助軟件AMESim 所進行的仿真試驗是基于理想作業(yè)，對此仿真的結果存在一定的局限性。其結論不可以直接用于現(xiàn)有的機械產品，必須要制造樣機進行實際工作環(huán)境的驗證，并將驗證結果與仿真結果進行綜合分析，才能夠發(fā)現(xiàn)不足，不斷改進，逐漸完善產品。閉式液壓傳動系統(tǒng)的設計可以應用到高地隙輪式噴霧機中，為我國的農業(yè)機械智能化事業(yè)貢獻一份力量。