一種四驅液壓行走系統的計算

張坤生

（濰坊市知識產權保護中心，山東 濰坊 261000）

伴隨著液壓技術和農業機械的快速發展，在大型機械上應用液壓技術變得十分普遍。傳統的車輛行走系統的傳動方式為機械傳動，這種傳動方式的好處是效率高、故障率低且容易維修。近年來，農業機械廠家開始把在工作系統上成熟應用的液壓技術應用在行走系統上，其優勢開始逐漸顯示出來，成為了一種重要的傳動方式[1-2]。該傳動方式最突出的特點是液壓系統的無級變速，不需要離合器，也不需要頻繁地換擋，僅需要操作手桿就可以讓車輛行走。當操作者想讓車輛進行倒退操作時，僅需要操作手桿從中位向后拉動即可，因此可以大大簡化變速箱的配置，減少操作者的工作強度。傳動系統的布置方面也可以大大簡化，因為動力元件泵和執行元件馬達的連接通過液壓軟管來實現，在車輛的整體設計方面提供了更大的空間。在剎車操作方面，液壓行走傳動多數情況下可以僅靠將手柄拉回中位進行制動。正因為液壓行走驅動顯示出越來越多的優勢，很多廠家進一步探索液壓行走技術更復雜的應用，比如本文要探討的一泵兩馬達配置。一泵兩馬達的優勢是可以實現四輪驅動，增加最大扭矩，提升車輛的爬坡能力。然而，很多情況下，大型農業機械需要長途行走，路況比較復雜，在經過沙土或者泥濘的路段時，車輪容易發生打滑。對于液壓系統來說，一旦某一個車輪發生了打滑，那么液壓系統的流量會全部流向其中一個馬達，車輛會陷在這個路段出不來，可以說是有勁使不出。為了解決這個問題，本研究探索用分流閥實現流量的強制分配，以防止在打滑狀況時，流量只流向其中一個馬達。

1 一泵兩馬達液壓行走系統的設計思路

為了更好地說明如何實現一泵兩馬達系統的防打滑設計，首先對普通的一泵兩馬達液壓系統的設計做一下簡要說明。

1.1 整車配置參數及設計要求

以下面的整車配置參數為例（四驅工作檔位），說明如何進行一泵兩馬達行走系統的設計[3-4]。

整車重量W為11 t，驅動軸1的載重比例K1為58%，驅動軸2的載重比例K2為42%，行走系統可用功率P為65 kW，發動機轉速n為2 000 r/min，發動機與泵的轉速比z為0.8，滾動阻力系數r為20%。前橋工作檔位速比為85，行走檔速比為30，爬坡檔速比為200，齒輪傳動效率為0.95，滾動半徑為0.67 m，滑轉率為0。后橋速比為50，齒輪傳動效率為0.95，滾動半徑為0.54 m，滑轉率為0。

整車設計要求：四驅工作檔爬坡度≥60%，四驅工作檔最高車速大于5.5 km/h。

以四驅工作檔為例，計算滿足整車設計要求的液壓系統參數。

1.2 整車車速及爬坡度的計算

整車車速的計算：

由于前后輪車速必須一致，因而前后輪的流量分配存在如下關系：

式中，Q1、Q2—分配到前橋、后橋馬達的流量，L/min。

R1、R2—前輪、后輪的半徑，m。

V1、V2、—前橋、后橋馬達的排量，cc/r。

i1、i2—前橋、后橋速比。

在工作檔時，前橋速比為85，后橋速比為50，計算可得前橋、后橋馬達的流量比：

計算車速：

式中，V—整車車速，km/h；Vp—泵的排量，cc/r。

爬坡度的計算：

式中，S—爬坡度，a—最大牽引力與機重比。

式中，b—最大牽引力。

式中，d—驅動軸1的牽引力，e—驅動軸2的牽引力。

式中，p為最大壓差，齒輪傳動效率按照95%計算。

爬坡檔和行走檔的計算與以上計算過程類似。

1.3 計算結果

如圖1所示，經過計算，結合實際液壓產品，排量為105 cc/r的泵、排量為75 cc/r的前橋馬達、排量為80 cc/r的后橋馬達可以滿足整車設計參數要求[5-7]。具體參數如下。

圖1 車輛行駛速度與牽引力關系圖

泵的最大排量為105 cc/r，數量為1，最大壓力差p為40 MPa。前橋馬達參數：馬達的最大排量為75 cc/r，馬達的最小排量為75 cc/r，馬達的數量為1。后橋馬達參數：馬達的最大排量為80 cc/r，馬達的最小排量為0 cc/r，馬達的數量為1。（前橋馬達為定量馬達，后橋馬達為變量馬達）

2 分流閥的工作原理

分流閥的原理：分流閥的作用是使液壓系統中的同一個油源向兩個以上執行元件供應固定比例的流量，從而實現執行元件速度保持同步或定比關系。

如圖2所示，以等比例分流閥為例說明，設進油壓力為p0，進油流量為q0，首先油液通過固定節流孔1和2，然后進入油腔a和b，經過可變節流孔3和4進入油口Ⅰ和Ⅱ，最后進入兩個執行元件。如果執行元件的負載相同，則閥出口壓力p3=p4，因為分流閥兩條支路的結構參數完全相同，所以輸出流量相同，即q1=q2，并且p1=p2。當執行元件的負載不相同時，以p3＞p4為例，此時閥芯來不及調整，仍然處于中間位置，必然導致q1＜q2，通過固定節流孔1的壓差小于通過固定節流孔2的壓差，因此p1＞p2。該壓差反饋到分流閥的兩端將使閥芯左移，使得可變節流孔3變大、可變節流孔4變小，從而使得q1變大、q2變小，直到q1=q2，閥芯才能重新達到平衡。這就是分流閥的工作原理[8-9]，分流閥符號如圖3所示。

圖2 分流閥原理圖

圖3 分流閥符號

3 防打滑一泵兩馬達液壓行走系統的設計

3.1 工作模式

當在泥濘路段行駛時，車輛需要實現防打滑的功能，且對于正常路段，車輛可以正常行駛。通常情況來說，僅僅要求一個檔位具備防打滑功能即可，這樣可以最大程度地簡化設計。對于本設計，為了更好地說明如何計算，設計兩個檔位（爬坡檔和工作檔）的防打滑功能。對于農機車輛比較常見的是，會設置一個行走檔位，方便快速轉場；一個工作檔位，用于在農田里作業；一個爬坡檔位，用于在大的傾斜路段行走。顯然，在工作檔位設置防打滑功能是最合適的，這樣可以保證工作區域比較泥濘濕滑時，也不影響工作。

因此，車輛的工作模式可以設置為3種：一種為兩驅模式，對應行走檔位；一種是常規四驅模式（即沒有防打滑功能），對應工作檔和爬坡檔；一種是防打滑四驅模式，對應工作檔。

3.2 工作原理

如圖4所示，本設計中防打滑功能主要是通過分流閥實現的，因此首先要選擇合適比例的分流閥。前面已經經過計算，四驅工作檔位下前橋馬達和后橋馬達的流量比是1.28，選擇最接近流量比的分流閥，即3∶2的分流閥。即使這樣，前橋馬達仍然會處于欠流量的狀態，所欠流量計算如下：

圖4 防打滑四驅液壓行走系統原理圖

式中：Qt為總流量。

可以計算得到，在工作檔下，所欠流量為7.24 L/min，且是后橋馬達應向前橋馬達分配流量。

爬坡檔前橋馬達和后橋馬達的流量比計算與前文類似，可以計算得到所欠流量為28 L/min，且是后橋馬達應向前橋馬達分配流量。

可以看到，兩種不同的檔位下，所欠流量是不同的。如果沒有兩個馬達支路間流量的調節，單純靠分流閥強制分配流量，將會產生嚴重的吸空發熱現象。

分流閥的最大通流量是有限制的，因此本設計采用兩個分流閥4組成一個具有較大通流量的分流比一定的分流閥組。

如果分流閥的分流比與前輪馬達和后輪馬達需求的流量比不一致，那么會導致嚴重的發熱或者馬達吸空現象。

對于7.24 L/min的流量差，考慮采用流量調節閥來溝通兩個馬達通路。并且需要采用最接近的6.28 L/min的流量調節閥，這樣可以最大程度減少在打滑工況時非打滑馬達支路流量的損失。

通過插裝閥電磁閥的開啟可以控制實現車輛的3種模式。

當插裝閥2和3的控制電磁閥均失電時，插裝閥2和3處于通路狀態，此時可以實現兩驅或者常規四驅狀態。相比于分流閥的壓損，插裝閥的壓差顯然小得多，因此泵的流量將全部從插裝閥2和3進入馬達8和9，這種情況下相當于液壓泵1直接通過液壓管路驅動前橋馬達8和后橋馬達9。當后橋馬達全排量時，實現的是常規四驅模式；當后橋馬達切到0排量時，即實現兩驅模式。需要注意的是，兩驅模式時必須將后橋馬達切到0排量，不能單純通過將插裝閥的通路關閉實現，因為后橋馬達的轉動將導致嚴重的吸空發熱。在兩驅模式中，還需要計算車速最大時后橋馬達的轉速，因為后橋速比小于前橋速比，后橋馬達容易出現超過額定轉速的情況。

當插裝閥2和3的控制電磁閥均得電時，泵的排量將完全通過分流閥進入兩個馬達，從而實現流量的強制分配，即使一個馬達處于打滑狀態，流量也不至于全從該馬達經過。此時不管前輪或者后輪發生打滑，流量都會以固定的比例向兩馬達分配，液壓系統仍然可以建立起壓力，從而使整機可以駛出泥濘打滑地段。其中元件5為流量調節閥，元件7為調速閥。在工作檔下，流量調節閥5的作用是從后橋馬達向前橋馬達分配7.24 L/min的流量；在爬坡檔下，流量調節閥5和調速閥7共同作用，從后橋馬達向前橋馬達分配28 L/min的流量。需要說明的是，一般調速閥的通流量要比流量調節閥大，因此在工作檔位下，應選擇盡可能接近所欠流量的流量調節閥。這樣的好處是，在打滑工況下，非打滑馬達支路可以盡可能少地向打滑馬達支路分配流量。當處于爬坡檔位時，僅僅依靠流量調節閥已經不能彌補所欠流量，這時同時開啟調速閥7，共同作用，調節所欠流量。調速閥7通過開關閥6開啟，其開關應該同爬坡檔檔位同步開啟，即轉入爬坡檔時，開關閥6開啟。

3種工作模式與閥2、3、6應該存在如表1所示邏輯關系：

表1 工作模式與電磁閥開啟的邏輯關系

4 熱平衡測試

通過分流閥進行流量的強制分配，不可避免地會增加壓損，如果設計不合理，很容易產生嚴重的發熱，影響液壓系統的使用壽命。為此，進行了以下熱平衡實驗[10-12]。

4.1 防打滑四驅爬坡檔熱平衡測試

如圖5所示，筆者對防打滑四驅爬坡檔熱平衡進行了測試。

圖5 防打滑四驅爬坡檔熱平衡測試

測試條件：田地，環境溫度-0.2℃，發動機最大轉速，防打滑四驅爬坡檔跑車。

測試結果：泵殼體泄油測試溫度30.2℃，換算溫度61.8℃（換算溫度45℃），前橋馬達殼體泄油測試溫度43.7℃，換算溫度75.3℃（換算溫度45℃）。

結論：熱平衡換算溫度允許值≤90℃（換算溫度45℃），符合液壓系統使用要求。

4.2 防打滑四驅工作檔熱平衡測試

如圖6所示，筆者對防打滑四驅工作檔熱平衡進行了測試。

圖6 防打滑四驅工作檔熱平衡測試

測試條件：田地，環境溫度-0.2℃（與圖中有差異，長時間跑車后環境溫度傳感器數據偏高），發動機最大轉速，防打滑四驅工作檔跑車。

測試結果：泵殼體泄油測試溫度33.2℃，換算溫度67.7℃（換算溫度45℃），前橋馬達殼體泄油測試溫度50.2℃，換算溫度84.2℃（換算溫度45℃）。

結論：熱平衡換算溫度允許值≤90℃（換算溫度45℃），符合液壓系統使用要求。

5 結論

車輛打滑時，液壓行走系統的流量將全部流向打滑側的馬達，為此筆者設計了一種防打滑四驅液壓系統，通過分流閥實現流量的強制分配。由于分流閥的分流比很難與實際需求一致，欠流量的液壓元件會產生吸空和發熱現象，為盡可能減少不同檔位下的欠流量，采用了調速閥和流量調節閥調節兩個分流支路間的流量。通過熱平衡實驗驗證，系統的發熱量符合液壓系統的設計要求，并且考慮到防打滑模式一般在短時間內使用，實際上的發熱量更少。