全液压驱动高架作业车设计与滑转性能仿真

MACHINE TOOL & HYDRAULICS

机床与液压Jan. 2017Vol. 45 No. 2

DOI： 10.3969/j. issn. 1001-3881. 2017. 02. 020

全液压驱动高架作业车设计与滑转性能仿真

种东风\\王万章\\朱晨辉\\秦伟桦2，王宝山\\王淼森1

(1.河南农业大学机电工程学院，河南郑州450002;

2.河南省烟草公司三门峡市公司，河南三门峡472000)

摘要：为了实现烟草田间管理作业的机械化，设计了全液压驱动的三轮高架作业车。为了研究作业车两后轮驱动马达 在负载不同的工况下滑转性能，运用AMESmi动力学仿真软件对作业车液压驱动系统进行了仿真分析。仿真结果表明：作 业车两后轮驱动马达在负载相同时，转速变化和线位移变化完全同步；负载相差490 N时，在《 = 6.8S转速差异值最大为 在《 = 9.83线位移差异值最大为6.446111,此时后轮的滑转率为5.0%;负载相差980 ^时，在《 = 6.83转速 差异值最大为246. 474 r/mm，在《 = 9. 8 S线位移差异值最大为13. 400 m，此时后轮的滑转率为10.0%。负载不同的情况

118.478 1/1^11,

下，后轮的滑转率能够满足作业车行驶的要求，为作业车液压驱动系统的进一步优化设计提供了参考。

关键词：全液压驱动；三轮高架作业车；滑转性能；AMESmi动力学仿真

中图分类号：S224.4; S219. 8

文献标志码：A

文章编号：1001-3881 (2017) 02-074-5

CHONG Dongfeng1, WANG Wanzhang1, ZHU Chenhui1, QIN Weihua2, WANG Baoshan1, WANG Miaosen1 (1. College of Mechanical and Electrical Engineering, Henan Agricultural University, Zhengzhou Henan

450002, China; 2. Sanmenxia Tobacco Corporation, Sanmenxia Henan 472000, China)

Design and Slip Performance Simulation for Three Wheeled High Frame Field Operation Vehicle with Full Hydraulic Driving

Abstract ： A three wheeled high frame field operation vehicle with full hydraulic drive was designed in order to realize mechaniza­

tion of tobacco field management. The model of the hydraulic driving system was established and the dynamic simulation was finished by using the software AMESim in order to study the slip performance. Simulation results show that in the working conditions of same load, speed change and line displacement change are synchronous completely. In the working condition of load difference 490 N, the maximum speed difference value is 118. 478 r/min at ^ = 6. 8 s, the maximum line displacement difference value is 6. 446 m and rear wheel slip ratio is 5. 0% at ^ = 9. 8 s. In the working condition of load difference 1 000 N, the maximum speed difference value is 246. 474 r/min at ^ = 6. 8 s, the maximum line displacement difference value is 13. 400 m and rear wheel slip ratio is 10. 0% at ^ = 9. 8 s. Thus, speed difference and line displacement difference can meet the requirement of vehicle driving. It provides reference for the fur­ther optimization design of hydraulic driving system of the operating vehicle.

Keywords： Full hydraulic drive； Three wheeled high frame field operation vehicle； Slip performance； AMESim simulation

中国是世界上的烟叶生产大国，烟草行业在国民 经济中占有重要的地位。国外烟草农业机械的发展起 步较早，意大利SPAPPERI公司生产了 JS-820型自走 式喷雾机和JS-120型烟叶打顶机；荷兰DAMC0N公 司生产了 Multitrike 330、Multitrike355等型号果树田

械，严重制约了烟草全程机械化的发展进程。

1作业车的结构设计

针对烟草这种高杆作物的种植生长特点并结合烟

间管理机；法国TECN0MA公司生产了 TRH65、 AXH110和TXH1400型号苗圃管理车。近些年来，国 内烟草农业机械发展迅速，烟草专用农业机械的研发 和使用，在一定程度上减轻了烟农的作业强度，促进 了烟草的提质降耗和增产增收[1]。但是在烟草中后期 的中耕施肥、喷雾、打顶等田间作业过程中，由于没 有适应烟草这种高杆作物特点的高通过性的动力机

草中耕、打顶、喷雾作业的要求，设计了作业车的高 通过性三轮“M”形高架结构。作业车包括机架，设 置在机架上的动力系统，由动力系统驱动的三轮液压 行驶机构、前轮转向机构和轮距调整机构；机架包括 水平机架、固定在水平机架前部的驾驶室支撑架和后 部的垂直机架以及固定在所述垂直机架顶部的横梁； 三轮液压行驶机构包括前轮转向支撑臂和两个后轮支 撑臂；前轮转向机构包括方向盘和液压转向器；轮距 调整机构包括固定在横梁两端部的转臂支撑座，转臂

收稿日期：2015-12-21

基金项目：河南省烟草公司科技项目（HYKJ201206)作者简介：种东风（1992—），男，硕士，研究方向为现代农业装备设计。E-mail: df_chong@ 163. com

第2期种东风等：全液压驱动高架作业车设计与滑转性能仿真

• 75 •

支撑座与对应的后轮支撑臂之间铰接有限位拉杆；动 力系统包括柴油发动机、变量液压泵、定量液压泵、 定量液压马达、液压缸、液压油箱和燃油箱等。

三轮“M”形高架结构，既提高了作业车的行间 通过性，又不损伤作物。S轮形式的车辆转弯半径较 小，转向时通过液压转向器的作用实现液压缸的伸缩 来推动前轮的转向，相比四轮形式的车辆，转向更轻 便^]。动力系统中置，在便于布置液压管路的同时， 提高了整车的稳定性。作业车的结构如图1所示。

图1三轮咼架作业车结构图

2液压系统的设计

通过企业调研与理论分析，估算整机质量约为2. 6 t，为保证液压系统能够满足工作要求，按整车 质量3.0 t进行计算。根据烟草田间作业的农艺要求， 烟叶辅助采收的车辆行驶速度为0.5〜1 km/h，烟苗 移栽的速度为1〜1.5 km/h，田间喷雾的作业速度为 2〜3 km/h，田间转弯的速度为lkm/h左右a总体上 考虑该作业车在田间的工作速度，作业车在作业时属 于低速作业状态。

作业车的液压驱动系统采用变量泵控制定量马达 闭式回路调速系统，该调速系统属于容积式调速系 统，通过改变变量泵的排量来调节液压马达的运动速 度，从而改变作业车的行驶速度。在作业车的液压驱 动系统中，液压泵输出的流量全部直接进入液压马 达，无溢流损失和节流损失，而且液压泵的工作压力 随负载变化而变化，系统的传动效率较高[4%为了防 止系统在工作过程中产生大量的热量，对液压元件造 成损害，在作业车液压驱动系统中并联设计了冲洗 阀，当系统温度过高时，通过冲洗阀的冲洗作用对系 统进行散热；为了补充系统中泄漏油量和冲洗阀冲洗 油量，设置了补油泵来给系统补油，保证系统中低压 油路的压力，便于液压泵吸油腔的吸油；同时，在系 统中并联设计了两个溢流阀，用来限定作业车在工作 过程中驱动系统的压力，防止因压力过大对液压元件 造成损坏[5<]。作业车液压驱动系统的原理图如图2 所示。

图2液压驱动系统原理图

3液压系统的参数计算

根据烟草种植的田间道路状况，要求作业车的爬

坡能力须达到20%，即可以爬上坡度为17°的斜坡。 当车辆在爬坡时，它所需牵引力F由以下公式计算：

F

^Ff+H +

F (1)

式中：Ff为滚动阻力；\"为坡度阻力；Fx为工作阻 力（空气阻力和加速阻力)。作业车在田间作业时， 由于滚动阻力和坡度阻力远大于工作阻力，故在计算

时可将工作阻力的影响忽略不计。因此，牵引力主要

用于克服机械运动的滚动阻力和坡度阻力。其中：Ff=/Gc〇sa，丑=Gsina (2)式中：C 为车总重，000x9.8 N = 29 400 N;/为 滚动阻力系数，取0.015; a为坡度角，取17%由 式（1) 一（2)，得牵引F=9 017.46 N，则车轮滚 动所需的力矩M为：

M ~YFr

(3)

其中：r为车轮半径，r = 0. 373 m。由式（3)可得力 矩M=1 119.67 N • m。马达的排量匕为：

vm-^PV

(4)

式中：匕为马达的输出转矩，

A/>为系统工

作压差，A/>= 16 MPa; w为马达效率，通常取0.9。 由式（4)可得马达的排量匕=488.3 〇^八[8]。作业 车在道路行驶状态下最高行驶速度为：

27Trnnym

max 60

(5)

式中：〃max为作业车道路行驶状态下最高行驶速度， 设计要求〃max=17 km/h; amax为行走马达的最高转速， r/min; r为驱动轮半径，r= 0. 373 m&由式（5)可 得行走马达的最高转速为121. 32 r/min0

由于作业车工作时，管路压力损失和泄漏对系统 影响较小，在此不考虑管路压力损失和泄漏。定量马 达的转速与变量液压泵的排量之间的关系如式（6) 所示：

• 76 •

机床与液压第45卷

后轮马达的负载会出现不同的情况。唐两后轮所处的 地面滚动摩擦因数不同时，两后轮的滚动摩擦力不

式中\\分别为变量液压泵的流量、排量和 转速；％为变量液压泵的效率，通常％取0.9。在 式（6)中，定量液压马达的排量Fm是常数，变量 液压泵在一定转速〃p下，调节液压泵的排董^即可 以调节定量液压马达的转速。在液压传动系统的设计 中，采用变量液压泵与发动机直连的形式，所以液压 泵转速\\的值取发动机的额定转速，\\ = 2 600 r/min。将 nMax、

Fm、：Tm、％ 的值代入公式（6)

中，计算得变量液压泵的最大排量为75. 95 mL/ra

同，这时两马达的负载便会不同。由于液压驱动系统 在工作时，两后轮马达是自由分流，两后轮马达负载 不同便会导致进入两液压马达的流量出现差异，从而 影响作业车在行驶过程中的滑转性能。为了研究负载 的差异对作业车滑转性能的影响程度，运用液压仿真

软件AMESim对作业车两后轮不同负载差异程度进行 了仿真[9、

4.1草图模式

根据高架作业车液压驱动系统原理图，在 AMESim软件中运用液压库、机械库和信号库提供的 元件，建立图3所示的作业车液压驱动系统仿真模型。

1、2、3、4一发动机模型 5 —补油泵

6— 液压油箱7— 查量液压栗8— 变量泵信号源 9 一补油单向阀01 10—系统溢流阀01 11 一系统溢流阀0212— 补油单向阀0213— 补油溢流阀 14 一冲洗溢流阀 15—冲洗换向阀 16 —前轮驱动马达 17、 18、 19、 20、 21、22 —前轮负载模型23、 25 —后轮贪载24、 26—后轮马达

4液压系统的仿真

烟田高架作业车液压驱动系统在实际工作时，两

图3液压驱动系统仿真模型

4.2子模型模式

在AMESim的子模型模式中为每个模型图标选择 对应的子模型04. 3参数模式

为了使仿真结果更加合理，对实际生产有指导性 作用，需要对每个模型设置相应的参数。进入 AMESim参数模式，根据液压系统实际的工况为系统

模型名称液压油发动机转速发动机转矩液压泵工作系统溢流阔补油系统&流阀液压马达旋转负载旋转弹簧阻尼质块(前轮）质量块(后轮1)质量块(后轮2)

信号

主要元件设置初始参数[10_11]。在作业车行驶过程中， 由于两后轮驱动马达会出现负载不同的工况，导致两 马达不同步，进而使作业车的直线行驶稳定性降低。 为了研究两后轮马达负载的不同对作业车直线行驶稳 定性的影响程度，在参数设置的过程中设置了负载相 同、负载相薦500 N、负载相差1 000 N 3种梯度。主 要元件参数如表1所示[12_13]s参数设置

HM46w = 2 600 r/min

表1主要元件参数

T= 178 N • m

Pl = 25 MPa

h = 5 MPa7=494.8 mL/rF=75 mL/r

k - 200 N • m/ (°)；^=1 N • m • min/ r

1 000 kg

1 000 kg，950 kg，900 kg

1 000 kgS，设置 0^ = 0.2 s，设置 178^ = 9.8 s，

I- 0.001 kg • m2

信号

设置 178 ;£= 10 s，设置 0;£= 15 s，设置 0

信号 8^=0 s，设置 0;£=0.2 s，设置 0^=3.2 s，设置 1 ;£ = 6.8 s，

设置1 4 = 9.8 s,设置0y= 15 s，设置0

第2期种东风等：全液压驱动高架作业车设计与滑转性能仿真

• 77 •

4. 4仿真运行模式轮的线位移差逐渐增大；在^3.2 s时，一后轮的 线位移值为14.597 m，另一后轮的线位移值为 13. 867 m，线位移差为 0.730 m; ^6. 8 s 时，一后 轮的线位移值为82. 205 m，另一后轮的线位移值为 78. 095 m，线位移差为 4. 110 m; t = 9. 8 s 时，一后 轮的线位移值为128. 943 m，另一后轮的线位移值 为 122.497 m，线位移差为 6.446 m[15]。

参数设置完毕后，对作业车的行驶驱动系统进行

仿真。在AMESim动力学仿真软件中，可以得到3个 驱动马达的位移时间曲线、速度时间曲线，并通过两 后轮马达的位移时间曲线对比得到它们位移差曲线， 从而量化分析负载差异对作业车滑转性能的影响程 度[14]。构建的发动机模型输入信号曲线和变量泵输 入信号曲线如图4所示。

图4输入信号变化曲线

在工况1的情况下，设定两后轮质量块M质量 相同，且质量1 000 kg，两后轮驱动马达的转速 时间曲线、线位移时间曲线如图5所示。可以看出： 当两后轮驱动马达负载相同时，马达的转速时间曲线 与线位移时间曲线完全重合，说明了负载相同时两后 轮在行驶过程中完全同步。

图5负载相同时行驶状况曲线

在工况2的情况下，设定两后轮质量块M质量 相差50 kg，一后轮质量块的质量为1 000 kg，另一后 轮质量块的质量为950 kg，两后轮驱动马达的转速时 间曲线、转速差曲线如图6所示。由图6可得：t =3. 2 s时，液压泵的排量达到最大，此时后轮两马达 的加速度达到最大，转速分别为1 208.957、1 148. 517 r/min，转速差为 60. 440 r/min; £ = 6. 8 s 时，两后轮马达的转速达到最大，转速分别为2 369.788、2 251.310 r/min，转速差为 118.478 r/min; £ = 9. 8 s时，随着变量泵排量为0作业车逐渐 减速，两后轮马达的转速分别为0.057、0.041 r/min，转速差为0.016r/min。变量泵的排量在由小 到大、由大到小调整过程中，在^6. 8 s时，两后轮 马达速度差的最大值为118.478 r/min。两后轮驱动 马达的线位移时间曲线、线位移差曲线如图7所示。 可得：变量泵的排量在由小到大调节的过程中，两后

图7负载相差490 N时线位移状况曲线 在工况3的情况下，设定两后轮质量块M的质 量相差100 kg，一后轮质量块的质量为1 000 kg，另

一

后轮质量块的质量为900 kg，两后轮驱动马达的转

速时间曲线、转速差曲线如图8所示。可得：£ = 3.2 s时，液压泵的排量达到最大，此时后轮两马达的加

速度达到最大，转速分别为1 256.542、1 130.904 r/min，$专速差为 125. 638 r/min; t = 6. 8 s 时，两后轮 马达的速度达到最大，速度分别为2 464.985、 2 218. 511 r/min，转速差为 246. 474 r/min; t = 9. 8 s 时，随着变量泵排量为〇作业车逐渐减速，两后轮马 达的转速分别为〇. 066、0. 035 r/min，转速差为0.031 r/min;变量泵的排量在由小到大、由大到小 调整的过程中，在^6. 8 s时，两后轮马达速度差的 最大值为246. 474 r/min。两后轮驱动马达的线位移 时间曲线如图9所示。可得：变量泵的排量在由小到 大调节的过程中，两后轮的线位移差逐渐增大；在 t = 3. 2 s时，一^后轮的线位移值为15. 152 m，另一^后 轮的线位移值为13. 637 m，线位移差为1. 515 m; ^ 6. 8 s时，

一

后轮的线位移值为85. 456 m，另一后轮

的线位移值为76. 911 m，线位移差为8.545 m; ^ 9. 8 s时，一后轮的线位移值为134. 007 m，另一后轮 的线位移值为120. 607 m，线位移差为13. 400 m。

• 78 •

22

5o

机床与液压第45卷

(T-.2

s

11

0o

5 05

.\"o

l)M

--o -o

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■

■

■

■

■

■

■

■

11(--—i/d1~~I~~I~~I~~I~~I~~I~~I~~I

o

10 4

()两后轮马达的转速时间曲线

a

t/s 8 12 16 0 4

（)两后轮马达的转速差曲线

b

t/s8 12 16

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图9负载相差980 N时线位移状况曲线

5仿真结果分析

根据作业车两后轮驱动马达3种不同工况的仿真

结果，可知两后轮驱动马达在负载相同、负载相差

490 N、负载相差980 N 3种工况下，变量泵的排量由 小变大、由大变小的过程中，两马达转速差的最大值 分别为〇、118.478、246.474 r/min，线位移差的最 大值分别为 〇、6.446、13.400 m。

在负载相同的情况下，两后轮驱动马达转速与位 移完全同步，后轮的滑转率为〇。

在负载相差490 N的情况下：£ = 6. 8 s时，两后 轮马达转速分别为2 369.788、2 251.310 r/min，转 速差达到最大118.478 r/min，此时后轮的滑转率为

5.

0%m

在负载相差980 N的情况下：£ = 6. 8 s时，两后

轮马达转速分别为2 464.985、2 218.511 r/min，转 速差达到最大246. 474 r/min，此时后轮的滑转率为 10. 0%〇

6结论

在两后轮驱动马达负载相同、负载相差490 N、

负载相差980 N这3种不同的工况下，作业车在行驶 的过程中，后轮出现了不同程度的滑转，但是滑转率 较低，能够满足作业车行驶的要求。文中研究为作业 车液压驱动系统的进一步优化提供了参考。

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(下转第99页）

第2期

陶柳等：基于AMESim节流调速回路仿真及实验研究• 99 •

回，加载缸的活塞杆向前伸出，两者顶靠在一起。漏对于液压系统流量、速度的影响；推导出了泄漏对

② 逐次用溢流阀11调节加载缸的工作压力/>7, 于速度的影响表达式，为今后系统的研究提供了更好

的参考；基于AMESim建立了进油节流调速回路仿真 分次测出工作油缸19的活塞运动速度〃，负载应加到 工作缸活塞不运动为止。

③ 调节/^和^按步骤（2)操作。

④ 重复步骤（3)，至实验方案结束（记录在表2中）。

此项若用秒表记，则需用两块接替。

模型，仿真研究了外加负载对液压缸泄漏塞以及泄漏

量对活塞速度的影响，得出了负载-流量、负载-速 度、流量-速度曲线。

利用QCS003C教学实验台进行实验验证，验证 了所建立模型的准确性，为节流调速回路的进一步研 究提供了理论依据。

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所测量的实验数据如表2所示。

表2

压力/MPa

45

6

时间/s

39.7

40.240.5

实验数据距离/mm

200200200

速度/(m • s—1)

0.005 02

0.004 980.004 95

&

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通过理论推导、软件仿真及实验分析，研究了泄

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(上接第7S页）

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