農(nóng)用履帶車輛差速轉(zhuǎn)向性能的理論研究

遲 媛，張鴻瓊，權(quán)龍哲，蔣恩臣,2*

（1.東北農(nóng)業(yè)大學(xué)工程學(xué)院，哈爾濱 150030；2.華南農(nóng)業(yè)大學(xué)工程學(xué)院，廣州 510642）

對于履帶車輛，不僅要有良好的通過性能，還要具有良好的轉(zhuǎn)向性能，轉(zhuǎn)向是否靈活、轉(zhuǎn)向軌跡是否平滑，直接關(guān)系著履帶車輛的使用效率和駕駛員的勞動強度[1－2]。液壓機械雙流驅(qū)動系統(tǒng)利用了機械傳動效率高和液壓傳動無級變速的優(yōu)點，用于大功率的履帶車輛上，相對于傳統(tǒng)的離合器和制動器的轉(zhuǎn)向機構(gòu)，能夠?qū)崿F(xiàn)履帶車輛的連續(xù)穩(wěn)定轉(zhuǎn)向和原地轉(zhuǎn)向[3－4]，這種驅(qū)動系統(tǒng)最早應(yīng)用于軍用履帶車輛和工程機械上，在工程機械上如美國卡特彼勒公司和日本小松公司的推土機。在水稻履帶收獲機上采用這種傳動系統(tǒng)，可提高勞動生產(chǎn)率和收獲機的工作效率。本文設(shè)計了液壓機械雙流驅(qū)動系統(tǒng)，并對系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向性能進行了分析。

1 液壓機械雙流驅(qū)動系統(tǒng)的設(shè)計

1.1 液壓機械雙流驅(qū)動系統(tǒng)的總體設(shè)計

液壓機械雙流驅(qū)動系統(tǒng)的總體結(jié)構(gòu)如圖1所示，由發(fā)動機1輸出的動力經(jīng)帶傳動6分成兩股功率流，一股傳到多擋變速箱5，一股傳到轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)2、3、4，分別經(jīng)過A、B匯合于動力差速式轉(zhuǎn)向機構(gòu)，由L和R輸出動力。轉(zhuǎn)向液壓系統(tǒng)采用變量泵2和定量馬達4組成的閉式靜液壓驅(qū)動系統(tǒng)，雙向變量柱塞泵2通過閥3控制，改變泵的進、出油口，可以改變馬達輸出軸的旋轉(zhuǎn)方向，實現(xiàn)車體的左轉(zhuǎn)向或右轉(zhuǎn)向；改變泵的流量，可以改變馬達的流量和輸出轉(zhuǎn)速，與車速一同改變車體的轉(zhuǎn)向半徑。改變多擋變速箱5的擋位，從而實現(xiàn)履帶車輛的不同行走速度、前進或倒退。當多擋變速器5空擋，只有液壓系統(tǒng)工作時，接驅(qū)動輪的L和R軸向相反的方向等速旋轉(zhuǎn)，車體原地向左轉(zhuǎn)向或右轉(zhuǎn)向。履帶車輛直線行走由于地面不平發(fā)生偏駛時，需要液壓系統(tǒng)輸入轉(zhuǎn)向動力，保證車輛行走的直線性。

圖1 液壓機械雙流驅(qū)動系統(tǒng)總體設(shè)計Fig.1 General design of hydro-mechanical

改變變量泵2流量和變換變速器擋位即可實現(xiàn)履帶車輛不同轉(zhuǎn)向半徑的轉(zhuǎn)向。由于液壓泵的流量是無級變化的，所以馬達軸的輸出轉(zhuǎn)速是無級變化的，所以可實現(xiàn)車體的連續(xù)穩(wěn)定轉(zhuǎn)向，有學(xué)者稱為“無級轉(zhuǎn)向”。

1.2 動力差速轉(zhuǎn)向機構(gòu)的工作原理

動力差速轉(zhuǎn)向機構(gòu)由三套行星排1，2，3組成（見圖2），起直行和轉(zhuǎn)向功率匯流的作用，直行動力由9（A）輸入，轉(zhuǎn)向動力由17（B）輸入，1（L），14（R）的動力分別傳到履帶的左、右驅(qū)動輪[5－7]。

（1）當n19≠0，n5=0時，即只有變速箱輸出動力時。

圖2 差速式轉(zhuǎn)向機構(gòu)原理Fig.2 Principles of differential steering mechanism double power steering system

如圖2所示，此時動力流向為：變速箱→驅(qū)動小齒輪9→驅(qū)動大齒輪→行星排2的行星架→

（2）當n19=0，n5≠0時，即僅有液壓馬達輸出動力時。

動力流向為：轉(zhuǎn)向馬達→轉(zhuǎn)向小齒輪17→轉(zhuǎn)向大齒輪→行星排1齒圈→行星排1的行星架→左半軸及行星排1的行星輪→行星排3的太陽輪、行星輪、行星架→右半軸。

2 參數(shù)的選擇和計算

2.1 傳動比的確定

履帶收割機的最大行走速度：V=1.5 m·s－1。

其中：r－驅(qū)動輪節(jié)圓半徑，r=0.128 m。

發(fā)動機的標定轉(zhuǎn)速（3 000 r·min－1），則發(fā)動機到驅(qū)動輪的傳動比約為28，這部分傳動比由變速器、動力差速式轉(zhuǎn)向機構(gòu)和終傳動比共同分擔。

2.2 動力差速轉(zhuǎn)向機構(gòu)行星排特性參數(shù)的確定

特性參數(shù)是行星排齒圈齒數(shù)與太陽輪齒數(shù)之比，根據(jù)本動力差速式轉(zhuǎn)向機構(gòu)的原理，各行星排特性參數(shù)滿足 a1=a3=a2－1，其中，a1、a2、a3－分別為行星排1、2、3的特性參數(shù)。根據(jù)傳動比的范圍、行星齒輪傳動的配齒條件、本差速式轉(zhuǎn)向機構(gòu)的傳動原理來確定各行星排的齒輪齒數(shù)下表1所示。

表1 各行星排的齒數(shù)Table 1 Gear's teeth number of three planetary trains

則各行星排的特性參數(shù)如下：

3 轉(zhuǎn)速關(guān)系的確定

根據(jù)差速轉(zhuǎn)向機構(gòu)的傳動原理，可求得輸出軸1、14（左、右驅(qū)動輪）與輸入軸9、17（變速器輸出軸或馬達輸出軸）之間轉(zhuǎn)速的關(guān)系為

①當只有變速器輸出動力時，此時車輛直線行走，存在

式中，i1－為齒輪副9與8的傳動比，設(shè)計為3.68。可求動力差速式轉(zhuǎn)向機構(gòu)直行傳動比為：i9,1=5.74。

②當只有轉(zhuǎn)向馬達輸出動力時，車輛繞自身中心原地轉(zhuǎn)向，存在：

式中，i2－齒輪副17與5的傳動比，設(shè)計為4.94。可求動力差速式轉(zhuǎn)向機構(gòu)的轉(zhuǎn)向傳動比為：i17,1=13.76。

③當直行和轉(zhuǎn)向馬達同時工作時，存在履帶車輛左、右兩側(cè)驅(qū)動轉(zhuǎn)速分別為：

由式（1）和圖1可知，駕駛員通過調(diào)整液壓泵排量來改變液壓馬達轉(zhuǎn)速，從而控制左、右兩側(cè)驅(qū)動輪轉(zhuǎn)速，實現(xiàn)履帶車輛的直駛、以不同轉(zhuǎn)向半徑轉(zhuǎn)向和原地轉(zhuǎn)向。

由式（1）可得

由式（2）可知，變速箱的輸出轉(zhuǎn)速決定左、右兩側(cè)驅(qū)動輪轉(zhuǎn)速之和的平均值，與車輛的行駛狀態(tài)（是否轉(zhuǎn)向）無關(guān)；而馬達轉(zhuǎn)速只與左、右兩側(cè)驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)速差值有關(guān)，與它們的具體值無關(guān)。

4 轉(zhuǎn)向力矩的確定

根據(jù)動力差速轉(zhuǎn)向機構(gòu)的原理可得輸出軸1、14（左、右驅(qū)動輪）與輸入軸9、17（變速器輸出軸或馬達輸出軸）之間轉(zhuǎn)矩的關(guān)系為

若M1＞M14，根據(jù)圖3得轉(zhuǎn)向力矩為

圖3 求轉(zhuǎn)向力矩Fig.3 Calculate turning moment

5 理論轉(zhuǎn)向半徑的確定

由上式可知，已知變速器輸入轉(zhuǎn)速和液壓馬達輸入轉(zhuǎn)速時，可以在理論上根據(jù)公式（6）、（8）算得轉(zhuǎn)向半徑的大小。

圖4 理論轉(zhuǎn)向半徑的確定Fig.4 Theoretical turning radius

6 理論最大轉(zhuǎn)向角速度的確定

當變速器輸入轉(zhuǎn)速為零，兩側(cè)驅(qū)動輪轉(zhuǎn)動方向相反時，且液壓馬達輸入轉(zhuǎn)向角速度最大時，履帶車輛的轉(zhuǎn)向角速度最大。如圖5所示可得：

當n9=0時，

圖5 理論最大轉(zhuǎn)向角速度Fig.5 Theoretical maximum turning angle velocity

由式（10）可得到結(jié)論：當變速器不輸入動力時，轉(zhuǎn)向角速度與轉(zhuǎn)向液壓馬達輸入轉(zhuǎn)速成正比，即轉(zhuǎn)向角速度隨轉(zhuǎn)向液壓馬達輸入轉(zhuǎn)速的增加而增加，但實際上，轉(zhuǎn)向角速度還要受地面附著力的限制，容易發(fā)生滑轉(zhuǎn)，從而使轉(zhuǎn)向半徑增加，使轉(zhuǎn)向角速度減小。

7 理論最小周轉(zhuǎn)向時間的確定

周轉(zhuǎn)向時間是履帶車輛繞其轉(zhuǎn)向中心旋轉(zhuǎn)一周所需的時間。則最小周轉(zhuǎn)向時間為：

8 試驗研究

為了研究液壓機械雙流驅(qū)動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)向性能，對采用動力差速轉(zhuǎn)向機構(gòu)的履帶車輛樣機進行了實驗[8－9]，并對理論最小轉(zhuǎn)向半徑、理論最小周轉(zhuǎn)向時間進行了實驗驗證[10－12]。

8.1 最小轉(zhuǎn)向半徑的測量

測量最小轉(zhuǎn)向半徑，就是在輸入轉(zhuǎn)速n9=0，n17≠0時測得的轉(zhuǎn)向半徑，理論上最小轉(zhuǎn)向半徑為0，通過實驗可知：當轉(zhuǎn)數(shù)n17=115 r·min－1，測得最小轉(zhuǎn)向半徑平均值為0.07 m；當轉(zhuǎn)數(shù)n17=141 r·min－1，測得最小轉(zhuǎn)向半徑平均值為0.05 m；轉(zhuǎn)數(shù)n17=160 r·min－1，測得最小轉(zhuǎn)向半徑平均值為0.05 m。如兩條履帶無滑轉(zhuǎn)、滑移，或滑轉(zhuǎn)、滑移相同，則轉(zhuǎn)向半徑R=0，實際運動時總不會相同，所以造成最小轉(zhuǎn)向半徑不是0。

通過以上實驗和分析可知，本驅(qū)動系統(tǒng)在只有轉(zhuǎn)向動力源輸入時，可以實現(xiàn)一側(cè)履帶正轉(zhuǎn)，另一側(cè)履帶反轉(zhuǎn)，且正反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速相等，轉(zhuǎn)向半徑近于零，能夠?qū)崿F(xiàn)車體的原地轉(zhuǎn)向。

8.2 最小周轉(zhuǎn)向時間的測試

n9=0時，當轉(zhuǎn)數(shù) n17=115 r·min－1，通過實測得最小周轉(zhuǎn)向時間為 45.6 s；當轉(zhuǎn)數(shù) n17=141 r·min－1，周轉(zhuǎn)向時間為30.9 s；當轉(zhuǎn)數(shù)n17=160 r·min－1，周轉(zhuǎn)向時間為28.7 s，n17輸入轉(zhuǎn)數(shù)越高，則周轉(zhuǎn)向時間越短。

根據(jù)求解最小周轉(zhuǎn)向時間的理論公式（11），可求得分別對應(yīng) n17=115 r·min－1、n17=141 r·min－1、n17=160 r·min－1的理論最小周轉(zhuǎn)向時間為：25.7、20.9、18.4 s。觀察相同轉(zhuǎn)向輸入轉(zhuǎn)速的實驗值與理論值，可知理論值小于實驗值，這是由于履帶車輛的滑轉(zhuǎn)和滑移導(dǎo)致履帶車速降低，從而使周轉(zhuǎn)向時間增大。

9 結(jié) 論

本文設(shè)計了履帶車輛的液壓機械雙流驅(qū)動系統(tǒng)，并對系統(tǒng)中起功率匯流的動力差速轉(zhuǎn)向機構(gòu)進行了參數(shù)設(shè)計，通過理論分析了該動力差速轉(zhuǎn)向機構(gòu)的輸入輸出之間的轉(zhuǎn)速和扭矩關(guān)系，獲得了理論轉(zhuǎn)向半徑和理論最小周轉(zhuǎn)向時間，并通過樣機實驗獲得了實際的最小轉(zhuǎn)向半徑接近于0和不同輸入轉(zhuǎn)速下的最小周轉(zhuǎn)向時間。

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