拖拉機串聯式液力機械復合傳動系統設計與試驗

李賢哲 劉孟楠 徐立友 張明柱 閆祥海,3

(1.河南科技大學車輛與交通工程學院， 洛陽 471003; 2.拖拉機動力系統國家重點實驗室， 洛陽 471039;3.中國一拖集團有限公司技術中心, 洛陽 471039)

0 引言

變速器是拖拉機傳動系統中克服多變負載作業的必要部件，其中包括了許多新技術的應用，也是影響拖拉機各項性能指標的關鍵因素[1-3]。

國內大多數拖拉機依然采用同步器式換擋，其齒輪數較多和動力中斷的缺點對負荷作業效率有較大影響[4-6]。動力換擋變速方案的提出解決了該問題。席志強等[7]對動力換擋變速器動態換擋特性方法和控制策略進行了研究，提出了新的參數評價指標；TANELLI等[8]提出了適用于大功率拖拉機的動力換擋傳動方案，并設計程序對換擋質量進行分類自動優化。但是，隨著拖拉機的田間載荷以及配備農機具的多樣性不斷增加，擁有無級調速能力的液壓機械雙流傳動變速器成為了發展趨勢。徐立友等[9]分析了液壓機械無級變速器循環功率存在條件及其對變速機構輸出的影響；楊樹軍等[10]建立了液壓機械無級變速器排量比調節模型，并對其全功率換段過程進行研究分析。該類變速裝置多采用行星輪系與液壓系統并聯組合，機械結構復雜，模式切換控制過程繁瑣，使用成本較高。近年來，雙離合器自動變速器(Dual clutch transmission，DCT)的興起為拖拉機新型傳動系統研究提供了新思路，其結構動力換擋響應時間極短，也擁有較高傳動效率等優點[11-13]。國內，徐立友等[14]對拖拉機DCT傳動系統進行了動力學建模仿真研究，同時對換擋品質提出了新的評價指標；國外，GOETZ等[15]對DCT綜合換擋動力控制進行了研究。但是，由于拖拉機載荷波動頻繁，DCT在低速換擋時產生的滑摩功和沖擊度較大，對離合器摩擦片材料強度要求很高，而且不易對發動機最佳工況點進行匹配[16]。

本文在雙離合器自動變速器的基礎上，以東方紅1804型拖拉機為研究對象，根據功能需求分析，針對性提出適合拖拉機工況的串聯式液力機械復合傳動方案(HMD)，計算動力性參數，進行試驗證明有效性，建立數學模型對比牽引性能，為拖拉機HMD系統的開發設計提供理論依據。

1 串聯式液力機械復合傳動系統結構方案

1.1 功能需求

HMD拖拉機底盤布局合理，傳動系統質量輕便；擁有全功率或區段無級調速能力；換擋動力傳遞不會出現中斷；配備獨立式動力輸出，滿足多種類農機具裝配需求。

1.2 傳動方案

圖1為串聯式液力機械復合傳動系統原理圖，主要由發動機、動力輸出模塊、無級調速模塊、動力換擋模塊、主變速器模塊、中央傳動模塊組成。

圖1 復合傳動系統原理圖Fig.1 Principle of hybrid transmission system1.發動機 2.動力輸出模塊 3.無級調速模塊 4.動力換擋模塊 5.主變速器模塊 6.中央傳動模塊

1.3 組件特性

HMD系統中主變速器模塊采用雙中間軸式結構，按照牽引負載變化設置6個擋位，定義H1為基本工作段。無級調速模塊采用三元件綜合式液力變矩器，包括鎖止離合器、泵輪、渦輪和導輪。動力換擋模塊采用軸向嵌套布置濕式雙離合器結構。PTO傳動裝置由雙聯離合器獨立控制完成兩種標準轉速輸出。

綜上所述，HMD拖拉機擁有兩種作業模式：重載和輕載區段為液力機械模式；運輸區段為機械模式。各離合器控制邏輯如表1所示。HMD拖拉機能夠在若干區段內無級調速，充分發揮液力傳動自動適應阻力變化的優點，減少主變速器模塊換擋次數和沖擊度。同時，傳動機構尺寸參數減小，結構緊湊。滿足傳動系統功能需求。

表1 離合器控制邏輯Tab.1 Transmission clutch control logic

2 主要參數設計

2.1 發動機參數匹配

拖拉機正常作業時，發動機有效功率應滿足其驅動力的需求。依據變速器在重載Ⅰ擋輸出轉矩最大的特性，以進行犁耕作業時最大設定速度作為參考。此時所需求的驅動功率可表示為

(1)

式中FTl——犁耕驅動力，kN

PTl——犁耕驅動功率，kW

ugl——犁耕行駛速度，km/h

ηΣ——傳動系統總效率

在產品目錄上選擇合適的發動機，其額定功率PN應滿足關系

PN≥PTl

(2)

2.2 動力輸出模塊參數設計

動力輸出軸標準轉速一般在發動機標定轉速的80%～90%時達到。當拖拉機通過PTO連接旋耕裝置進行作業時，其功率需求為

(3)

式中Pd——動力輸出功率，kW

hk——耕深，cm

kl——土壤比阻，kN/cm2

Bl——耕幅，cm

ms——整機質量，kg

f——滾動阻力系數

g——重力加速度，m/s2

ugx——旋耕行駛速度，km/h

2.3 無級調速模塊參數設計

根據相似性原理，幾何相似、運動相似、動力相似的一系列液力變矩器存在關系[17-20]

(4)

式中λb——泵輪轉矩系數

λw——渦輪轉矩系數

Tb——泵輪轉矩，N·m

Tw——渦輪轉矩，N·m

nb——泵輪轉速，r/min

nw——渦輪轉速，r/min

ρ——工作油液密度，kg/m3

DY——循環圓有效直徑，mm

發動機曲軸與泵輪為剛性連接，由式(4)確定循環圓有效直徑為

(5)

式中nN——發動機額定轉速，r/min

TN——發動機額定轉矩，N·m

利用λb和λw，在泵輪轉矩和轉速不變的條件下，變矩系數K隨渦輪轉速改變而連續變化，即

(6)

在某一時刻，液力變矩器的效率和變矩系數存在關系

(7)

式中ηY——液力變矩器瞬時效率

此外，當拖拉機處于運輸擋位工作時，由于鎖止離合器接合，變矩器的輸入軸和輸出軸成為剛性連接，有K=1，ηY=1。

2.4 動力換擋模塊參數設計

雙離合器作為動力換擋模塊重要組件，設計方案以所選發動機和液力傳動模塊參數為依據。摩擦片尺寸已系列化與標準化，其外徑由離合器所承受最大轉矩得到，即

(8)

式中Twmax——渦輪最大輸出轉矩，N·m

Dc——摩擦片外徑，mm

kc——摩擦片直徑系數

根據摩擦定律和壓力均勻假設，同時保證離合器在任何情況下都能可靠傳遞轉矩，單位摩擦片上工作壓緊力可以表示為

(9)

式中Fc——單位摩擦片工作壓緊力，kN

Rc——摩擦力有效作用半徑，mm

β——離合器后備系數，取1.8～4.0

μ——滑動摩擦因數

Zc——摩擦面數

2.5 主變速器模塊參數設計

主變速器模塊傳動比分配由拖拉機不同模式作業下輸出轉矩設置。重載Ⅰ擋傳動比iH1由最大驅動力FTl確定，運輸Ⅱ擋傳動比iS2由最高行駛速度確定，即

(10)

(11)

式中umax——拖拉機最高行駛速度，km/h

Rb——驅動輪半徑，m

ηT——機械傳動部分總效率

i0——中央傳動模塊傳動比

根據田間載荷測量分析，實際生產中拖拉機擋間級比應根據發動機的調速特性按照近似等比級數原則分配，同時應滿足外部牽引阻力矩增值比δ，即各擋位擋間級比的設定應適應多變載荷作業和提高生產效率，有

(12)

(13)

式中q1——負載擋位擋間級比

iL2——輕載Ⅱ擋傳動比

iS1——運輸Ⅰ擋傳動比

q2——運輸擋位擋間級比

δmax——牽引阻力矩增值比最大值

δs——運輸工況下阻力矩增值比

3 實例驗證

3.1 實例設計

根據東方紅1804型拖拉機配套農機具作業情況要求，確定額定牽引力為67.5 kN，最大使用質量下的驅動力需求為75.2 kN。基于上述方法，整理計算出HMD 1804型拖拉機整機主要參數及傳動系統排擋設置，如表2所示。

表2 復合傳動系統裝機參數Tab.2 Hybrid transmission system installed parameters

3.2 試驗方案

為了驗證HMD傳動系統的有效性，對無級調速模塊核心部件進行試驗驗證。試驗在河南省新能源重點實驗室傳動臺架上進行，如圖2所示。

圖2 液力傳動部件加載試驗平臺Fig.2 Loading test platform for hydraulic transmission1.綜合性能測試系統平臺 2.驅動電機模塊 3.慣性能量飛輪 4.速矩監測傳感模塊 5.液力變矩器安裝機位防護罩 6.加載裝置

本試驗方案中輸入源相關特性由加載試驗平臺驅動電機模塊模擬提供。如圖3所示，HMD傳動系統匹配的發動機外特性由中國一拖集團有限公司提供，在發動機轉速處于1 500 r/min時輸出轉矩達到峰值809 N·m；轉速為1 700～2 200 r/min時，功率變化相對平緩，可以看作恒功率輸出，在1 700 r/min時達到最大值134.9 kW。

圖3 發動機外特性曲線Fig.3 Engine external characteristic curves

無級調速模塊核心部件液力變矩器為YJ375A型，循環圓有效直徑為375 mm，最高效率為88%，最大變矩系數為3.1。設計試驗參照GB/T 7680—2005和QC/T 1056—2017進行，分別進行基本牽引工況特性試驗和實用匹配牽引性能試驗。液力變矩器輸入端通過聯軸器連接慣性能量飛輪，輸出端連接加載裝置，同時加裝機位防護罩，驅動設備與加載裝置按設定旋轉方向工作，通過速矩傳感模塊監測動態數據。試驗時進口油溫為(90±10)℃，出口油溫不超過120℃，測量儀器精度為轉矩±5%(N·m)，轉速±4%(r/min)，壓力和溫度1.5級，流量±1.5%，待工況穩定后采集數據，繪制YJ375A型液力變矩器相關特性曲線。

基本牽引工況特性試驗方法為：提高泵輪輸入軸轉速到規定值并保持不變，通過調節負載，改變渦輪軸轉速，測量試驗點根據轉速比間隔確定為0.1，在最高效率點處以及耦合器工況處縮小間距至0.05。圖4為YJ375A型液力變矩器基本牽引工況特性曲線。能容系數基本覆蓋整個液力變矩器工作區間，泵輪軸吸收功率能力符合拖拉機驅動要求。液力變矩器高效區(ηY≥0.75)對應轉速比范圍為0.39～0.85，最高效率為0.894，此時對應轉速比為0.65，能容系數為5.5×10-3；當轉速比超過0.85時，轉換為耦合工況。

圖4 液力變矩器基本牽引工況特性曲線Fig.4 Basic traction characteristic curves of hydraulic torque converter

實用匹配牽引性能試驗方法為：輸入力矩和轉速按照匹配發動機油門全開時凈轉矩曲線值輸入到液力變矩器泵輪軸上的外特性曲線進行調節，試驗從輸出轉速為0開始，以設定增量逐次提高至預定值，再以相同的增量逐次降低至0。如圖5a所示，以液力變矩器高效區特性曲線通過發動機恒功率區間，使得變矩器高效區盡可能與發動機高功率區重合，根據式(4)，對于每個轉速比都有唯一λb與其對應，有

圖5 發動機與液力變矩器匹配牽引特性曲線Fig.5 Engine and torque converter matching traction characteristic curves

(14)

式中a0、a1、a2、a3——多項式待定系數

nbi——不同轉速比對應泵輪輸入轉速，r/min

λbi——不同轉速比對應泵輪轉矩系數

采用Matlab非線性方程求根函數，得到共同工作點泵輪轉速范圍為1 620～1 910 r/min。如圖5b所示，以速矩監測模塊采集樣點(nwi，Twi)為離散函數值，利用最小二乘法對其進行一元線性擬合，渦輪高效區轉速范圍為814～1 562 r/min，最大輸出扭矩為1 768.7 N·m。在實際使用時，轉速分布規律f(nw)隨拖拉機外載荷呈現不規則變化，因此采用均勻分布比較性計算方法獲得接近實際的特性，有

f(nw)=1/(n″w-n′w)

(15)

式中n′w——高效區渦輪最小工作轉速，r/min

n″w——高效區渦輪最大工作轉速，r/min

高效區平均輸出功率為

(16)

共同工作輸出穩定且范圍較寬，符合設計要求。

4 性能分析

機組牽引特性作為拖拉機作業時主要動力性能指標，同時也是驗證發動機與傳動系統、行走機構與負載農機具之間參數匹配合理程度的重要依據[21-25]。根據圖1傳動結構方案與表1離合器控制邏輯，在SimulationX仿真軟件中建立性能計算模型如圖6所示，導入拖拉機相關尺寸參數以及試驗數據，繪制HMD1804型拖拉機牽引特性曲線，并進行性能對比分析。

圖6 串聯式液力機械復合傳動拖拉機性能計算模型Fig.6 Performance calculation model of series hydraulic mechanical hybrid drive tractor

圖7為滑轉率-牽引力關系曲線。對于自然密實粘性新切土典型地面條件，滑轉率有經驗公式

圖7 牽引力與滑轉率關系曲線Fig.7 Relationship curves between traction and slippage rate

(17)

式中ξ——滑轉率

FTM——牽引力，kN

可以看出，當牽引力低于52 kN時，滑轉率小于0.1，此時滑轉對整機牽引性能影響較小；當滑轉率達到0.18時，拖拉機能夠發揮出最大牽引力67.5 kN；當達到最大驅動力75.2 kN時，滑轉率超過0.4，對牽引穩定性有較大影響。

圖8為牽引力-牽引功率關系曲線。可以看出，HMD牽引特性場基本位于原拖拉機與HMCVT之間，擋位數量減少50%，各擋牽引功率峰值幅度變化平穩，深谷面積明顯減小，覆蓋牽引力范圍提升15.3%。處于基本工作段H1時，由于液力傳動能耗損失以及較大的滑轉率，導致牽引功率低于原特性場；處于L1段附近時，能夠達到最大牽引功率86.2 kW，原因在于此時地面附著能力良好，滑轉率影響較小；處于S1段時，牽引功率為79.3 kW，高于原拖拉機功率需求。

圖8 牽引力與牽引功率關系曲線Fig.8 Relationship curves between traction and traction power

圖9為牽引力-作業速度關系曲線。可以看出，HMD拖拉機在滿足額定牽引力條件下，負載作業速度較原拖拉機和HMCVT平均提升8.2%和4.7%，并且在H1、H2、L1、L2區段擁有無級調速特性。處于重載區段時，發揮最大牽引力的車速為3.25 km/h，此時牽引力覆蓋范圍較大，充分實現高效率耕作；處于輕載區段的牽引力變化范圍為8.5～59.4 kN，作業速度變化范圍為0～19.6 km/h，占拖拉機正常工況需求的75.4%；處于運輸區段最高行駛速度可以達到38.9 km/h，低負載工況下效率得到大幅度提升。

圖9 牽引力與作業速度關系曲線Fig.9 Relationship curves between traction and working speed

圖10為HMD 1804型拖拉機犁耕特性曲線。取耕深hk與土壤比阻kl的乘積為0.30 kN/cm，在正常工作負載范圍內，重載區段能夠提供驅動力72.2 kN供六鏵犁作業；輕載區段能夠滿足四鏵犁(47.6 kN)到雙鏵犁(24.3 kN)驅動力需求。

圖10 犁耕驅動力與犁鏵個數關系曲線Fig.10 Relationship curves between plough driving force and number of ploughshares

圖11為HMD 1804型拖拉機旋耕特性曲線。設拖拉機配套旋耕機作業時，土地為留茬地，耕幅為180 cm，耕深為15～22 cm，旋耕速度為2～10 km/h。高速和低速PTO穩定區間為990～1 010 r/min和530～550 r/min，旋耕機正常作業時輸出功率可以達到118.9 kW，能夠滿足旋耕機較大耕深作業需求。

圖11 動力輸出負載特性曲線Fig.11 Load characteristics curves of power take-off

5 結論

(1)通過分析現有拖拉機傳動系統的缺陷，提出了液力變矩器與雙離合器變速器串聯組合傳動方案，包括功能需求、傳動路線設計、組件特性分析、性能參數計算、仿真模型搭建、試驗驗證、牽引性能對比等。

(2)對無級調速模塊有效性進行牽引特性試驗和匹配性能試驗，結果表明：液力變矩器高效區對應轉速比范圍為0.39～0.85，最高效率為0.894，最大輸出扭矩為1 768.7 N·m；依據均勻分布比較性計算方法獲得接近實際的平均輸出功率為105.7 kW；充分發揮了液力傳動自適應阻力調速的優點，重載和輕載區段實現了無級調速，減少了主變速模塊換擋次數和沖擊度。

(3)基于SimulationX軟件搭建性能計算模型，結果表明：HMD牽引特性場位于原拖拉機與HMCVT之間，各擋牽引功率峰值幅度變化平穩，深谷面積明顯減小；犁耕工況下，牽引力覆蓋范圍平均提升15.3%，負載作業速度平均提升8.2%；旋耕工況下，動力輸出功率平均提升1.7%。對比分析結果證明了所提出的HMD拖拉機綜合性能較好。