高地隙輪式自走噴霧機液壓系統的設計研究

郭 輝,陳恒峰,呂全貴,2,徐志強,高國民，許曉波

(1.新疆農業大學 機械交通學院，烏魯木齊 830052；2.新疆農業工程裝備創新設計實驗室重點實驗室，烏魯木齊 830052；3.博樂市稼豐科技有限公司，新疆 博樂 833400)

0 引言

農業機械作為農業種植從業人員的重要工具，其性能水平是衡量一個國家農業發展的重要指標。我國的農業機械特點為小功率、純機械傳動、缺少智能化，不能滿足精準農業的生產要求[1]。液壓傳動以其液壓元件相對安裝位置布局靈活、結構簡單、控制速度快捷、反應動作靈敏、系統回路清晰及后期維護方便等特點，容易實現智能化控制，是使用成本與經濟效益比值低，有利于實現精確農業生產，成為農業機械發展的方向與趨勢[2-4]。

玉米與棉花等高稈農作物作為中國東西部的重要農業經濟產物，種植面積與產量非常龐大，其生長后期噴霧作業環境十分惡劣，不利于人工作業。為此，根據作業環境及液壓傳動的技術特點，設計了液壓驅動系統的高地隙輪式自走噴霧機。

1 液壓系統的設計[5-7]

為滿足高稈農作物的后期生長施藥需求，高地隙輪式自走噴霧機藥箱的負重較大，田間工作環境復雜，工作溫度高，需要液壓系統的工作穩定性高，能承受大量的波動沖擊。因此，采用開式液壓回路，以變量泵和變量馬達為重要原件，輔以各種回路控制元件，通過改變泵的排量和液壓馬達的排量來調節機械的行走速度，滿足滿載噴藥與空載行駛時的不同工作需求，且能夠實現工作時的恒轉矩傳動。整體液壓系統原理圖如圖1所示。

2 工作系統元件的設計與計算

本設計中，液壓工作系統在整個液壓系統中是重要組成部分,對此進行重點分析與設計，以保證機械工作整體性能。工作系統的原理圖如圖2所示。

高地隙輪式自走噴霧機主要參數如下：

車輛驅動系統：前輪獨立兩驅，后輪轉向

馬達減速傳動比：1：53.7

工作行駛速度/km·h-1：4.2～4.5

空載路面行駛速度/km·h-1：7～7.2

空載質量/kg：1 800

滿載工作質量/kg：5 000

驅動輪半徑/m：0.5

工作地理環境：爬坡能力為20%

根據高地隙輪式自走噴霧機主要參數的設計要求及工作性能指標，可得機械在工作上坡時液壓系統的工作能量最大；經過查閱書籍，可以得到行駛力計算方式。

設計噴藥機的爬坡能力為20%及爬坡的角度為11.3°，高架噴藥機在斜坡上的工作受力情況，最大情況為

∑F=Ff+H+Fx

其中，Ff為滾動阻力；H為坡度阻力；Fx為工作阻力(空氣與加速度)。

正常工作行駛時，由于滾動阻力和坡度阻力遠大于工作阻力，計算時不考慮工作阻力，因此牽引力主要用于克服機械運動的滾動阻力和坡度阻力。噴藥機的工作質量為5t。

其中，Ff=f·G·cosa；H=G·simα；G為噴藥機的工作質量G=4 900N；f為滾動阻力系數，取f=0.02；α為坡度角，爬坡能力為20%時α=11.3°。因此，牽引力F=10 562N，則空載牽引力F=3803N。

液壓馬達轉速為

Nm=V·i1/2·π·r

式中Nm——液壓馬達輸出軸的轉速；

i1——減速機構傳動比；

r——驅動輪動力半徑。

現有參數減速傳動比1：53.7，最大行駛速度4.5km/h，驅動輪半徑0.5m，帶入參數得Nm=1 283r/min。

空載路面行駛時，Nm空=1283×7.2/4.5=2 053r/min。

液壓馬達驅動功率為

P=F·V

式中F——收割機牽引力；

V——收割機行駛速度。

帶入參數工作F=105 62N、V=1.25m/s，得P=7.8kW(兩個馬達并聯)。空載時，馬達功率p=2.237kW。

馬達扭矩為

式中P——液壓馬達驅動功率；

Nm——液壓馬達轉速。

帶入參數，得工作時Tw=58.1N·m，空載時馬達扭矩Tw=10.4N·m。

馬達排量計算公式為

式中p1——液壓系統額定壓力；

Tw——馬液壓達扭矩；

Ηm——機械效率，取Hm=0.8。

選擇系統額定工作壓力為20MPa, 帶入參數得q=22.8mL/r。

根據計算結果，對液壓馬達的選型要求為：額定工作壓力為20MPa,轉速1 283r/min，排量22.8mL/r，轉矩58.1N·m，功率7.8kW左右。

根據以上計算結果與經驗數據，在液壓設計手冊中選擇馬達：LTM07B,額定工作壓力21MPa,最大為30MPa，擋位I轉速1 376r/min,排量39.5mL/r,轉矩709 N·m；擋位II轉速2 171r/min,排量25mL/r,轉矩449N·m，最高轉速3 000r/min。

在選擇液壓元器件時，根據馬達所需流量確定泵的流量Qp[8-12]。

液壓馬達的排量q、轉速n和流量Q的關系為

式中q——液壓馬達的排量(mL/r)；

n——液壓馬達的轉速(r/min)；

Q——液壓馬達的流量(L/min)。

液壓泵(馬達)功率計算公式為

式中P——液壓馬達的工作壓力(MPa)；

N——液壓馬達的功率(kW)；

Q——液壓馬達的流量(L/min)。

由于LTM07B額定工作壓力為21MPa,最大為30MPa，轉速1 376r/min,排量39.5mL/r，所以馬達所需流量Q=54.352L/min, 功率N=18.65kW。

多液壓缸或液壓馬達同時工作時，液壓泵的輸出流量應為

QP≥K(ΣQmax)

式中K——系統泄漏系數，一般取K=1.1～1.3；

ΣQmax——同時動作的液壓缸或液壓馬達的最大總流量。

所以，液壓泵的流量QP=119.6L/min。

軸向柱塞泵型號為63SCY14-1B，公稱排量80L/min， 額定壓力31.5MPa，額定轉速1 500r/min，排量120L/min。

根據發動機與泵的匹配標準，選擇ZHAZG1型柴油機，額定功率56kW，轉速2 400r/min。

根據上述的計算可得高地隙輪式自走噴霧機的工作系統的主要液壓參數如下：

馬達減速傳動比：1：53.7

工作行駛速度/km·h-1：4.2～4.5

空載行駛速度/km·h-1：7～7.2

空載質量/kg：1 500

滿載工作質量/kg：5 000

驅動輪半徑/m：0.5

工作地理環境：爬坡能力為20%

發動機轉速/r·min-1：2 400

馬達參數I:1 376r/min，39.5mL/r

馬達參數II：2 171r/min，25mL/r

系統工作壓力/MPa:20

溢流閥壓力/ MPa:20

泵排量/L·min-1:80

泵工作轉速/r·min-1:1 500

圖1 整體液壓系統原理圖

1.過濾器 2.變量泵 3.單向閥 4.溢流閥 5.三位四通手動換向閥6、8.組合閥組(調速閥+調壓閥) 7、9.變量馬達圖2 工作系統液壓圖Fig.2 The hydraulic diagram of working system

3 工作系統的仿真研究

3.1 建立工作系統模型

在AMESim仿真軟件中的液壓系統為理想狀態，對此系統回路與液壓元件默認并聯回路壓力相等、速度相同、無油量損失等問題(將手動換向閥在仿真中變為電磁換向閥進行工作仿真、過濾器省略等。根據泵與馬達的參數及工作系統原理圖的設計[13]，可得系統主要仿真參數如下：

泵輸出速度/r·min-1：1 375

變量泵排量/mL·r-1：80

馬達I擋轉速/r·min-1：1 376

馬達I擋排量/mL·r-1：39.8

啟動I擋馬達轉矩/N·m：0

正常I擋馬達轉矩/N·m：58.1

溢流閥額定壓力/MPa：20

馬達II擋轉速/r·min-1：2 171

馬達II擋排量/mL·r-1：25

啟動II擋馬達轉矩/N·m：0

正常II擋馬達轉矩/N·m：10.4

三位四通閥I擋流量/ L·min-1：109.5 L/min

三位四通閥II擋流量/L·min-1：108.6L/min

三位四通閥設置：換向閥信號：0～9s為40

10～11s為0

12～20s為-40

變量泵信號：0～20s為1

馬達I擋轉矩信號：0～2s為0～5.81

3～9s為5.81

10～11s為5.81～0

11～13s為0～-5.81

14～20s為-5.81

馬達II擋轉矩信號：0～2s為0～1.04

3～9s為1.04

10～11s為1.04～0

11～13s為0～-1.04

14～20s為-1.04

馬達轉矩增益：10

根據液壓驅動行走系統原理與元件仿真參數，在AMESim仿真軟件中創建液壓工作系統的仿真模型圖，如圖3所示。

1.液壓油 2.電機 3.泵 4.單向閥 5.溢流閥 6.三位四通換向閥 7、8.馬達 9、10.模擬負載 13、14.轉矩儀器 15、16.增益 17、18、19、20.分段線性信號源圖3 工作系統仿真模型Fig.3 The simulation model of work system

3.2 工作系統回路及分析

在AMESim中對系統進行參數設計、仿真運算，得到液壓系統仿真回路中主要元件。前輪左右獨立變量馬達在不同擋位、不同輸出轉矩時的工作特性曲線如圖4～圖7所示。

圖4 變量馬達7在I擋工作特性曲線圖

圖5 變量馬達8在I擋工作特性曲線圖

圖6 變量馬達7在II擋工作特性曲線圖

圖7 變量馬達8在II檔工作特性曲線圖

根據仿真圖形結果分析可知：運行時間為0～20s時，車輛的運行狀態為分為4個部分，即0～2s從靜止到啟動，3～9s啟動后正常行駛，10～11s換向閥中位制動車輛停止，12～13s反向啟動，14～20s啟動后正常行駛。

1)圖4與圖5進行對比分析可知：變量馬達7與8在重載噴藥I擋工作時動作運行方向相反，工作特性曲線的變量關系相同，符合輪式并聯馬達的運動特征；在馬達0～1s、11～12s從靜止到啟動時轉速反應迅速，但在1～5s、13～16s的時間段中會出現震蕩現象，在此之間傳輸轉矩出現相同現象。

3)圖6與圖7進行對比分析可知：在馬達空載正常II擋工作時，0～3s、11～14s從靜止到啟動時轉速反應慢，但在4～5s、15～16s的時間段中會出現震蕩現象；最大工作壓力為16.9MPa，小于系統設定的額定工作壓力20MPa；車輛滿足最高行駛速度7.2 km/h時泵的轉速為1 340r/min，小于額定轉速1 500r/min；輸出最大轉矩為66.9N·m，小于馬達額定轉矩449N·m，滿足設計要求。

4)綜合圖4、圖5、圖6與圖7進行對比分析可知：車輛重載時，啟動馬達轉速反應速度快于空載時，這是因為I擋、II擋的馬達轉速不同；車輛重載時，最高工作壓力大于空載時的最大工作壓力，這是因為II擋的馬達轉速大于I擋。馬達工作過程中，摩擦因數為定時轉速越快工作阻力越大,工作時產生的額外轉矩就越大,馬達在II擋工作時額外轉矩相對于馬達實際輸出轉矩比率大于I擋。

5)綜合圖4～圖7進行對比分析可知：車輛在工作過程中，換向閥換向時系統出現重大震蕩現象(表明馬達在此時受到巨大沖擊，容易損壞)；空載運行時系統的回歸穩定好于重載。為此，在噴藥工作時要用轉向系統控制車輛行走方向，盡量少用換向閥控制發達的旋轉方向。

4 樣機田間實驗

新疆維吾爾自治區博樂市稼豐科技有限公司根據液壓系統原理圖制作出原型樣機進行田間實驗，如圖8所示。

圖8 田間試驗樣機

樣機田間試驗時，土壤濕度為20%～25%，土壤緊實，實度為140～150Pa，結果如下：

1)在滿載工作質量5 100kg、泵轉速度為1 500r/min、排量80 L/min、爬坡能力為23%時，使用I擋工作時，行駛速度為4.82km/h，實際工作壓力為15.1MPa。

2)在空載工作質量1 550kg，泵轉速度為1 500r/min、排量80L/min、爬坡能力為30%時，使用II擋工作時，行駛速度為8.2km/h，實際工作壓力為17MPa。

綜合上述結果表明：此液壓系統滿足設計與使用要求。

5 結論

1)由于在設計過程中大量地采用理論計算與計算機輔助軟件相結合的創作設計理念，使復雜的液壓系統元件關系得以簡潔、明了地展現在設計者面前，便于分析各相聯部件之間的參數變量關系，發現系統在工作的動態參數變化，對不符合線性規律的動態參數進行分析，尋找處理解決方法。本方法將問題解決于萌芽狀態，縮短新產品的開發周期，提高經濟效益，增強企業的市場競爭力。

2)AMESim此類計算機輔助軟件，都是仿真機械車輛在十分理想的工作狀態運行過程，其仿真的結果與實際工作的結果存在差異，不可以直接使用，需要在實際工作中發現工作系統的不足，進行不斷完善。