拖拉機液壓功率分流無級變速箱設(shè)計

摘要：

為適應(yīng)拖拉機復(fù)雜的作業(yè)工況并提高其作業(yè)效率，提出一種單行星輸入耦合型液壓功率分流無級變速箱的設(shè)計方案。依據(jù)拖拉機配套動力與速度要求進行變速箱參數(shù)設(shè)計與結(jié)構(gòu)設(shè)計，基于SolidWorks構(gòu)建變速箱虛擬樣機，并基于AMESim構(gòu)建變速箱傳動系統(tǒng)模型，對其整機調(diào)速特性進行分析。研究結(jié)果表明：該變速箱可以實現(xiàn)拖拉機在0～30km/h范圍內(nèi)的無級調(diào)速，且在犁耕等重點工況下具有較小的液壓分流功率從而實現(xiàn)節(jié)能；該變速箱在段位切換時需要將泵馬達排量比從1快速調(diào)制-0.85，通過快速的馬達反向?qū)崿F(xiàn)行星排復(fù)位與換段前后的速度銜接。對我國無級變速拖拉機的國產(chǎn)化設(shè)計與應(yīng)用具有一定的參考價值。

關(guān)鍵詞：拖拉機；無級變速箱；功率分流；仿真；AMESim

中圖分類號：S225.91+1

文獻標識碼：A

Design of tractor hydraulic power distribution stepless transmission

Abstract：

In order to adapt to the complex working conditions of the tractor and improve its working efficiency， a design scheme of tractor hydrostatic power split CVT （Continuously Variable Transmission） was proposed in this paper. Firstly， the transmission principle of the CVT was introduced.Then， according to the parameters of the engine and rear axle， as well as the speed requirements of the tractor， the transmission parameters and structure of the CVT were designed. Finally， the simulation model of the CVT was built under AMESim， and its speed regulation characteristics were analyzed. The research results show that the transmission can realize the stepless speed regulation of the tractor in the range of 0-30 km/h， and has small hydrostatic splitting power under key working conditions such as ploughing to save energy. The ratio of pump to motor displacement of the transmission needs to be quickly modulated from 1 to -0.85 during shift to ensure that the tractor has the same driving speed before and after shift. It has a certain reference value for the domestic application of CVT tractors in China.

Keywords：

tractor; continuously variable transmission; power split; simulation; AMESim

0 引言

隨著我國農(nóng)業(yè)機械化與現(xiàn)代化的發(fā)展，具有較高作業(yè)效率的大功率拖拉機日益成為我國農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中必不可少的農(nóng)業(yè)動力機械。為適應(yīng)復(fù)雜的作業(yè)工況，傳統(tǒng)的大功率拖拉機往往具有較多的工作擋位［1］。例如：國產(chǎn)P2654-N拖拉機具有40個前進擋和40個倒退擋。過多的工作擋位不僅增加駕駛員的選擋難度［25］，而且給變速箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計與換擋控制帶來困難。于是，以液壓功率分流為代表的拖拉機無級變速技術(shù)逐步成為一種理想的拖拉機傳動形式［6］。由于僅有部分發(fā)動機功率流經(jīng)低效率的液壓系統(tǒng)，使得該傳動系統(tǒng)同時具有機械傳動的高效率和液壓傳動的大負載驅(qū)動能力。基于該傳動系統(tǒng)的無級變速拖拉機最早由德國Fendt公司于1996年實現(xiàn)產(chǎn)業(yè)化。繼Fendt之后，ZF、CLAAS、John Deere、Hofer、VDS等公司也相繼推出了各自的拖拉機無級變速箱設(shè)計方案［7］。我國對于液壓功率分流無級變速箱的研究始于20世紀七八十年代，但主要集中于軍工領(lǐng)域。21世紀以來，河南科技大學(xué)、南京農(nóng)業(yè)大學(xué)相繼對履帶拖拉機和輪式拖拉機的液壓功率分流無級變速箱展開研究并試制了樣機［89］。2016年和2021年，中國一拖和濰柴雷沃先后推出了基于液壓功率分流無級變速箱的重型拖拉機商品化樣機。2019年和2021年，山東農(nóng)業(yè)大學(xué)也相繼公開了其134～201kW段單排匯流式拖拉機無級變速箱與26kW小功率輪式拖拉機無級變速箱［1011］，并對單排匯流無級傳動系統(tǒng)的換段動力學(xué)問題以及無級變速箱小型化后的能耗問題率先開展理論研究。考慮到現(xiàn)有的拖拉機液壓功率分流無級變速箱通常需要級聯(lián)多個行星齒輪以實現(xiàn)換段點的速度同步，同時還必須使用專門的濕式離合器配合泵控液壓馬達實現(xiàn)靜液壓起步，致使變速箱的行星排結(jié)構(gòu)過于復(fù)雜，而其工藝制造成本也居高不下。

為此，在山東農(nóng)業(yè)大學(xué)所研發(fā)的134～201kW段單排匯流式拖拉機無級變速箱試驗樣機的基礎(chǔ)上，本研究延續(xù)了其單排構(gòu)型的行星排簡化方案，并將其靜液壓起步方式替換為液壓功率分流段的滑摩起步，設(shè)計并優(yōu)化其第二代樣機。

1 變速箱概述

所設(shè)計的無級變速箱傳動方案如圖1所示，該變速箱配套發(fā)動機功率132.5kW，輸入轉(zhuǎn)速2200r/min，其在前進方向上具有2個工作段位，分別為液壓功率分流段HM1和HM2。HM1是低速作業(yè)區(qū)段，適用于拖拉機田間作業(yè)，HM2是高速作業(yè)區(qū)段，適用于拖拉機道路運輸作業(yè)。其工作原理為：發(fā)動機功率在輸入軸被一分為二，其中一部分功率經(jīng)由泵控液壓馬達傳遞至行星排的太陽輪，其余部分功率經(jīng)由齒輪傳動進入行星排齒圈。兩部分功率在差動行星排匯合后，再通過行星架傳遞至拖拉機后橋。此外，該變速箱還具有1組換向離合器CF和CR，分別用于拖拉機動力換向和滑摩起步。在不同段位下，各離合器的工作狀態(tài)如表1所示。

2 參數(shù)設(shè)計

2.1 調(diào)速范圍確定

根據(jù)Renius等［7］的統(tǒng)計，拖拉機在其總生命周期的68%行駛于4～12km/h，主要涉及犁耕、耙耕、起壟、旋耕、松土等中等負荷和重負荷作業(yè)，而速度范圍14km/h以上則主要應(yīng)用于拖拉機輕負荷作業(yè)與道路運輸作業(yè)。基于前述數(shù)據(jù)，設(shè)定拖拉機在標定發(fā)動機轉(zhuǎn)速下的低速段速度范圍為2～14km/h，而高速段位速度范圍為12～30km/h。兩段速度范圍與主要工況對應(yīng)且略有重疊，不僅能避免換段的頻繁切換，還能減小因速度差引起的換段沖擊。

2.2 傳動比確定

拖拉機工作于某段位下的傳動系總傳動比

式中：

rd——驅(qū)動輪動力半徑；

v——車輛行駛速度，km/h；

neb——發(fā)動機標定轉(zhuǎn)速，r/min。

變速箱傳動比

式中：

ih——后橋傳動系總傳動比。

泵控液壓馬達位于液壓功率分流系統(tǒng)的液壓支路上，一般由相同排量的變量泵和定量馬達組成，是變速箱進行無級調(diào)速的核心部件。通過調(diào)節(jié)變量泵的斜盤傾角，就可以改變泵的排量以及閉式系統(tǒng)的流量，進而改變馬達的轉(zhuǎn)速。變量泵與定量馬達的原理相同，只是變量泵作為驅(qū)動元件，定量馬達作為負載使用，其流量與轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系滿足式（3）、式（4）。

式中：

Qp——泵的進出口油路流量，L/min；

Qm——馬達的進出口油路流量，L/min；

Vp——泵的額定排量，cm3/r；

Vm——馬達的額定排量，cm3/r；

nm——液壓馬達轉(zhuǎn)速，r/min；

np——變量泵轉(zhuǎn)速，r/min。

在不考慮泄露的情況下，Qp與Qm相等，整理可得式（5）。

nm=e×np（5）

式中：

e——變量泵與定量馬達排量之比。

對于普通定軸齒輪副，各齒輪轉(zhuǎn)速由其傳動比確定，如式（6）所示。

nz=ig×nc（6）

式中：

nz——主動齒輪轉(zhuǎn)速，r/min；

nc——從動齒輪轉(zhuǎn)速，r/min；

ig——齒輪副傳動比。

對于標準行星排，齒圈、太陽輪與行星架轉(zhuǎn)速滿足式（7）。

nt+knq－（1+k）nj=0（7）

式中：

nt——太陽輪轉(zhuǎn)速，r/min；

nq——齒圈轉(zhuǎn)速，r/min；

nj——行星架轉(zhuǎn)速，r/min；

k——行星排特性參數(shù)。

基于式（1）～式（7），結(jié)合圖1的變速箱傳動原理，推得變速箱在HM1和HM2段下的傳動比如式（８）、式（９）。

式中：

ix——各齒輪副的傳動比，x=1～5；

iHM1、iHM2——HM1、HM2段的傳動比。

式（8）、式（9）中e的最大值與最小值分別取其在兩個馬達轉(zhuǎn)向下的極值1與-1，結(jié)合2.1節(jié)中給出的拖拉機調(diào)速范圍，即可初步計算得到各齒輪副所需傳動比。

2.3 變速箱結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)定

2.3.1 齒輪參數(shù)確定

齒輪設(shè)計中不僅要滿足給定的傳動比要求，還要對裝配中的同心條件、安裝條件、齒輪尺寸和質(zhì)量等進行考慮與設(shè)計，普通嚙合齒輪分度圓直徑滿足公式（10）。

式中：

d1t——齒輪分度圓直徑，mm；

Kt——試選載荷系數(shù)，一般取1.2～1.4；

T1——齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，N·m；

Φd——齒寬系數(shù)；

μ——齒數(shù)比；

ZE——材料的彈性影響系數(shù)；

σH——齒輪的接觸疲勞許用應(yīng)力，MPa。

依據(jù)齒根彎曲強度計算，普通嚙合齒輪模數(shù)可通過式（11）取值。

式中：

m——齒輪模數(shù)，mm；

K——載荷系數(shù)；

T1——齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩，N·m；

Φd——齒寬系數(shù)；

z1——齒輪齒數(shù)；

YFa——齒形系數(shù)；

YSa——應(yīng)力校正系數(shù)；

σF——彎曲疲勞許用應(yīng)力，MPa。

齒輪齒數(shù)可由分度圓直徑與模數(shù)之比求得，如式（12）所示。

基于前述齒輪副的初算傳動比，由式（10）～式（12）確定出變速箱中各齒輪齒數(shù)，如表2所示。

在此基礎(chǔ)上，進一步整理得到變速箱各軸的最大轉(zhuǎn)速如表3所示。

2.3.2 傳動軸參數(shù)確定

變速箱各軸軸徑由其所傳遞的轉(zhuǎn)矩確定，而各軸轉(zhuǎn)矩則同時受到發(fā)動機轉(zhuǎn)矩與地面附著力的限制，故需要在前后兩個方向進行轉(zhuǎn)矩計算，并取2次計算結(jié)果的較小值。

變速箱各軸轉(zhuǎn)矩由發(fā)動機端向負載端推導(dǎo)稱之為正推算，如式（13）所示。

Ta=T0iaμa（13）

式中：

Ta——各軸最大正推轉(zhuǎn)矩，N·m；

T0——發(fā)動機的額定轉(zhuǎn)矩，N·m；

ia——發(fā)動機傳至各軸的傳動比；

μa——發(fā)動機傳至各軸的傳動效率。

變速箱各軸轉(zhuǎn)矩由負載端向發(fā)動機端推導(dǎo)稱之為反推算，其方法與正推算類似，關(guān)鍵在于負載端地面附著力的確定，如式（14）所示。

式中：

Tb——各齒輪最大反推轉(zhuǎn)矩，N·m；

m——負載狀態(tài)下拖拉機總質(zhì)量，kg；

σ——附著系數(shù)；

f——滾動摩擦系數(shù)；

if——各軸至驅(qū)動輪的總傳動比；

ηf——各軸至驅(qū)動輪的總效率。

在前述計算中，對于普通定軸齒輪副，各齒輪轉(zhuǎn)矩由其傳動比確定，如式（15）所示。

Tc=ig×Tz（15）

式中：

Tz——主動齒輪轉(zhuǎn)速，N·m；

Tc——從動齒輪轉(zhuǎn)速，N·m。

在前述計算中，涉及行星齒輪的轉(zhuǎn)矩計算，其各軸轉(zhuǎn)矩遵循如式（16）所示的比例關(guān)系。

Tt∶Tq∶Tj=1∶k∶（1+k）（16）

式中：

Tt——太陽輪扭矩，N·m；

Tq——齒圈扭矩，N·m；

Tj——行星架扭矩，N·m。

此外，泵軸和馬達軸的轉(zhuǎn)矩與閉式系統(tǒng)高低壓油管之間的壓力差滿足式（17）。

式中：

PP——液壓泵的進出口油路壓力差，MPa；

Pm——馬達的進出口油路壓力差，MPa；

Tp——液壓泵軸的理論轉(zhuǎn)矩，N·m。

Tm——馬達軸的理論轉(zhuǎn)矩，N·m。

基于式（13）～式（18），確定出該變速箱各軸的理論轉(zhuǎn)矩如表4所示。

在表4基礎(chǔ)上，根據(jù)軸系材料35CrMO進一步計算得到各軸的最小直徑，如表5所示。

2.3.3 液壓元件選型

根據(jù)表3和表4，選用與之匹配的DuraForce HPV閉式變量泵和DuraForce HMV定量馬達作為核心調(diào)速部件，選用WOC系列濕式離合器作為換段執(zhí)行器，各選型部件的參數(shù)分別如表6和表7所示。

3 結(jié)構(gòu)設(shè)計

根據(jù)變速箱各項參數(shù)，對其進行結(jié)構(gòu)設(shè)計。考慮到各零部件裝配關(guān)系與工藝要求，各軸系結(jié)構(gòu)特征如下。

1） 在匯流行星排中，行星輪需要使用行星輪軸銷、滾針軸承和擋圈固定于行星架上，并使用螺栓與螺母進行固定。行星架軸采用通孔設(shè)計，其與太陽輪直接嵌套。匯流機構(gòu)爆炸視圖如圖2所示。

2） 考慮到拖拉機所需的四驅(qū)設(shè)計，在輸出軸增加一級齒輪用于前驅(qū)，使用濕式離合器控制其分離與接合，其結(jié)構(gòu)如圖3所示。

3） 考慮各軸裝配工藝要求和空間布局，以及變速箱同發(fā)動機與后橋的接口形式，對變速箱箱體進行設(shè)計，并分別完成變速箱整機和拖拉機傳動系整體的虛擬樣機裝配，如圖4所示。

4 性能分析

4.1 仿真模型構(gòu)建

在AMESim下構(gòu)建本研究所需的傳動系統(tǒng)模型。在AMESim中，泵控液壓馬達系統(tǒng)需要由液壓元件庫中的基本元件進行組合搭建。由于泵控液壓馬達的效率遠低于機械系統(tǒng)，故需要考慮機械摩擦與泄露對泵和液壓馬達的傳動性能的影響。

式中：

Tfp——泵軸的摩擦轉(zhuǎn)矩，N·m；

Tfm——馬達軸的摩擦轉(zhuǎn)矩，N·m；

ηmp——泵的機械效率；

ηmm——馬達的機械效率；

Qlp——泵的泄露流量，L/min；

Qlm——馬達的泄露流量，L/min；

ηvp——泵的容積效率；

ηvm——馬達的容積效率；

Tp——變量泵的理論轉(zhuǎn)矩，N·m；

Tm——定量馬達的理論轉(zhuǎn)矩，N·m；

Qp——變量泵的理論流量，L/min。

Qm——定量馬達的理論流量，L/min。

除了變量泵、定量馬達以及與進出口油路相連的油管外，該系統(tǒng)還包括補油油路、安全閥和卸荷閥等組件：補油油路由補油泵、溢流閥和分別連接變量泵進出口油管的單向閥組成，其通過溢流閥調(diào)定補油壓力，并通過單向閥自動向低壓油路補油；安全閥的原理等同于溢流閥，當(dāng)高壓油路中的壓力超出設(shè)定值后便通過相應(yīng)一側(cè)的安全閥向油箱卸油；卸荷閥是一個液動三位三通換向閥，閥芯移動的動力來源于高低壓油路的壓力差，其總是移向低壓油路一側(cè)并卸載其多余油液，從而確保低壓油路壓力穩(wěn)定在補油壓力附近。

本文不涉及換段動力學(xué)研究，故離合器的摩擦行為可簡化為庫倫摩擦力模型，并由邏輯信號0和1直接控制。

TlMax=slnlcl（23）

式中：

TlMax——離合器傳遞的最大滑摩轉(zhuǎn)矩，N·m；

sl——離合器控制信號，1、0分別為接合與分離；

nl——摩擦盤接觸表面數(shù)量；

cl——單個摩擦表面最大庫倫摩擦扭矩，N·m。

當(dāng)離合器處于穩(wěn)定接合狀態(tài)時，如其所傳遞的負載轉(zhuǎn)矩小于TlMax，則離合器轉(zhuǎn)矩等于負載轉(zhuǎn)矩，否則等于TlMax；而當(dāng)離合器處于滑摩狀態(tài)時，其動態(tài)滑摩轉(zhuǎn)矩通過雙曲正切函數(shù)進行計算。

式中：

TLR——離合器能夠傳遞的實際扭矩，N·m；

nt、nd——離合器主、從摩擦盤之間的相對轉(zhuǎn)速與特征轉(zhuǎn)速（當(dāng)達到95%最大滑摩扭矩時的摩擦相對轉(zhuǎn)速），r/min。

其余模型的數(shù)學(xué)解釋，包括齒輪的效率計算等，參考課題組的前期研究，這里不再贅述。在此基礎(chǔ)上，進一步構(gòu)建變速箱的整機模型，如圖5所示。

4.2 調(diào)速特性分析

基于前述仿真模型，得到拖拉機調(diào)速特性的仿真結(jié)果如圖6所示。

1） 拖拉機在HM1低速段的調(diào)速范圍為1.81～14.08km/h，在HM2高速段的調(diào)速范圍為11.97～30.31km/h。不僅如此，大型拖拉機的犁耕作業(yè)速度通常位于5～10km/h，其中位點7.5km/h所對應(yīng)的變速箱泵馬達排量比近似為0，此時變速箱的液壓分流功率也為零，使傳動系統(tǒng)具有最高傳動效率，滿足拖拉機在最重要作業(yè)工況下的節(jié)能要求。

2） HM1低速段與HM2高速段存在較窄的速度重疊區(qū)，從而確保相鄰兩段的速比銜接。由于該變速箱在HM2低速段的負排量處存在寄生功率［10］，故應(yīng)當(dāng)在HM1低速段排量比e為1時進行段位切換，此時拖拉機行駛速度約為14km/h。為確保換段前后變速箱的傳動比相等，將e=1代入方程（8）得到iHM1，再依據(jù)iHM1=iHM2計算得到變速箱切換至HM2段時的理論排量e=-0.85。

3） 齒圈軸和太陽輪軸在換段前后均存在速度差。在標定輸入轉(zhuǎn)速下由HM1切換至HM2段，除了離合器c1/c3分離、c2/c4接合外，泵排量需要快速反向，使泵馬達排量比e從1快速調(diào)整至如前所述的-0.85。在此期間，齒圈軸轉(zhuǎn)速從704r/min躍遷至1954r/min，而太陽輪軸轉(zhuǎn)速則從1548r/min下調(diào)至-2126r/min。顯然，該變速箱可在不控油門的情況下完成段位切換，但需協(xié)調(diào)變量泵與離合器之間的動作。建議采用比例壓力閥對濕式離合器壓力實施精準控制，從而減小換段沖擊。

5 結(jié)論

本文設(shè)計了一種單行星排匯流式液壓功率分流無級變速箱，并對其傳動特性進行了分析。

1） 該液壓功率分流無級變速箱僅設(shè)計有單個行星排，且各區(qū)段的調(diào)速范圍不遵循等差約束，從而改善了拖拉機的加速性能。

2） 該變速箱在HM1低速段和HM2高速段的調(diào)速范圍分別為2～14km/h和12～30km/h，分別對應(yīng)于拖拉機的中、重負荷作業(yè)工況和輕負荷、道路運輸作業(yè)工況，且HM1段傳動效率最高即液壓分流功率為零的工作點對應(yīng)于大型拖拉機的犁耕常規(guī)作業(yè)速度，從而滿足拖拉機在最重要工況下的節(jié)能要求。

3） 該變速箱在換段時需使泵馬達排量比從HM1段的e=1快速調(diào)整至e=-0.85，從而避免寄生功率對HM2段作業(yè)的影響。但馬達的反向過程需與濕式離合器的切換過程相配合，否則容易產(chǎn)生換段沖擊，故建議對濕式離合器采用比例壓力控制。

該變速箱結(jié)構(gòu)簡單，成本和工藝均可控，但換段動力學(xué)相對復(fù)雜，屬于典型的“以控制換成本”，故在后續(xù)的研究中，應(yīng)當(dāng)著重解決其換段品質(zhì)問題。

參 考 文 獻

［1］ 朱思洪. 德國拖拉機發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢［J］. 農(nóng)業(yè)機械學(xué)報， 2002， 33（1）： 111-114.

Zhu Sihong. Development trend of tire tractor in Germany ［J］. Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery， 2002， 33（1）： 111-114.

［2］ Renius K T. Fundamentals of tractor design ［M］. Cham， Switzerland： Springer Nature Switzerland AG， 2020.

［3］ Li B， Sun D， Hu M， et al. Automatic starting control of tractor with a novel power-shift transmission ［J］. Mechanism and Machine Theory， 2019， 131： 75-91.

［4］ Geske D M. Bigger， smarter tractors from Fendt ［J］. Diesel Progress North American Edition， 2004， 70（8）： 68-70.

［5］ 陳萬強， 曹允蓮， 倪向東， 等. 采棉機液壓功率分流無級變速箱傳動特性研究［J］. 中國農(nóng)機化學(xué)報， 2020， 41（10）： 118-124.

Chen Wanqiang， Cao Yunlian， Ni Xiangdong， et al. Study on transmission characteristics of hydrostatic power split CVT of cotton picker ［J］. Journal of Chinese Agricultural Mechanization， 2020， 41（10）： 118-124.

［6］ I·nce E， Güler M A. On the advantages of the new power-split infinitely variable transmission over conventional mechanical transmissions based on fuel consumption analysis ［J］. Journal of Cleaner Production， 2020， 244： 118795.

［7］ Renius K T， Resch R. Continuously variable tractor transmissions［C］. 2005 Agriculture Equipment Technology Conference. Louisville， Kentucky， USA： ASME， 2005： 1-37.

［8］ 張明柱， 周志立， 徐立友， 等. 農(nóng)業(yè)拖拉機用多段液壓機械無級變速器設(shè)計［J］. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報， 2003， 19（6）： 118-121.

Zhang Mingzhu， Zhou Zhili， Xu Liyou， et al. Design of a multi-range hydrostatic mechanical transmission for farm tractors ［J］. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering， 2003， 19（6）： 118-121.

［9］ 張海軍， 劉峰， 朱思洪， 等. 大馬力拖拉機新型液壓功率分流無級變速器優(yōu)化設(shè)計［J］. 南京農(nóng)業(yè)大學(xué)學(xué)報， 2016， 39（1）： 156-165.

Zhang Haijun， Liu Feng， Zhu Sihong， et al. The optimization design of a new type of hydraulic power-split continuously variable transmission for high-power tractors ［J］. Journal of Nanjing Agricultural University， 2016， 39（1）： 156-165.

［10］ 陳萬強. 拖拉機HMCVT無級變速箱的換段系統(tǒng)設(shè)計與控制［D］. 泰安： 山東農(nóng)業(yè)大學(xué)， 2021.

Chen Wanqiang. Design and control of range shifting system for tractor hydro-mechanical continuously variable transmission［D］. Taian： Shandong Agricultural University， 2021.

［11］ 曹允蓮. 串聯(lián)式拖拉機液壓功率分流無級變速箱的設(shè)計［D］. 泰安： 山東農(nóng)業(yè)大學(xué)， 2021.

Cao Yunlian. Design of hydrostatic power split continuously variable transmission for series tractor［D］. Taian： Shandong Agricultural University， 2021.