姜曉春，李耀明

(江蘇大學(xué) 現(xiàn)代農(nóng)業(yè)裝備與技術(shù)教育部重點實驗室，江蘇 鎮(zhèn)江　212013)

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聯(lián)合收割機差速器式原地轉(zhuǎn)向機構(gòu)設(shè)計

姜曉春，李耀明

(江蘇大學(xué) 現(xiàn)代農(nóng)業(yè)裝備與技術(shù)教育部重點實驗室，江蘇 鎮(zhèn)江212013)

摘要：為了解決傳統(tǒng)聯(lián)合收割機田間轉(zhuǎn)向時對地表的破壞、減少田間頻繁轉(zhuǎn)向時對摩擦片的損耗及縮短田頭轉(zhuǎn)向時間，設(shè)計了一種通過制動差速器齒輪從而使得動力反轉(zhuǎn)的原地轉(zhuǎn)向機構(gòu)。分析了系統(tǒng)的工作原理，計算校核了核心部件的強度，針對相關(guān)轉(zhuǎn)向性能進(jìn)行了干沙路面動力學(xué)仿真。仿真結(jié)果顯示該機構(gòu)可實現(xiàn)3種轉(zhuǎn)向模式：在輸出動力側(cè)加載線速度相同時，原地轉(zhuǎn)向模式轉(zhuǎn)過90°用時最短、功耗最高、轉(zhuǎn)矩最大；自由轉(zhuǎn)向模式中進(jìn)行轉(zhuǎn)向微調(diào)時無需使用摩擦片；單邊制動轉(zhuǎn)向模式能夠進(jìn)行急轉(zhuǎn)向。所建立的路面模型可以為下一步的田間作業(yè)模擬奠定基礎(chǔ)。

關(guān)鍵詞：聯(lián)合收割機；原地轉(zhuǎn)向機構(gòu)；差速器；動力學(xué)仿真

0引言

隨著水稻產(chǎn)量的提高及對于提高收割效率要求的不斷增加，大喂入量水稻聯(lián)合收割機逐步成為市場主流產(chǎn)品。然而，在增加喂入量的同時整機的質(zhì)量隨之上升，為了保證整車在濕田的通過性，需要保證收割機具有一定的接地比壓，從而需要增加履帶的長度。履帶接地長度越大，采用單邊制動轉(zhuǎn)向形式對于地面的刮擦越嚴(yán)重，刮擦引起的土壤壅積會使得轉(zhuǎn)向阻力大大增加，轉(zhuǎn)向能力迅速下降，嚴(yán)重時會導(dǎo)致發(fā)動機熄火[1-4]。為保證聯(lián)合收割機在田間直行，需要頻繁地進(jìn)行轉(zhuǎn)向微調(diào)操作，此時制動摩擦片沒有緊密貼合，從而產(chǎn)生了磨損，增加了機器的故障率，影響田間作業(yè)的流暢性。田間作業(yè)過程中，由于單邊制動轉(zhuǎn)向模式的轉(zhuǎn)向半徑一定，在收割換行時需要頻繁調(diào)整機頭，使得割臺正對植物，操作繁瑣，駕駛員工作強度很高。

為解決單邊制動轉(zhuǎn)向機構(gòu)存在的上述缺陷，設(shè)計了一種帶有原地轉(zhuǎn)向功能的三合一轉(zhuǎn)向機構(gòu)，如圖1所示。此種機構(gòu)依據(jù)兩側(cè)履帶等速反轉(zhuǎn)的原理，實現(xiàn)原地轉(zhuǎn)向；舍棄通常單邊制動轉(zhuǎn)向模式的分離-制動連動式轉(zhuǎn)向方式，將單邊制動轉(zhuǎn)向拆分為自由轉(zhuǎn)向和單邊制動轉(zhuǎn)向。

圖1　三合一轉(zhuǎn)向機構(gòu)的齒輪箱三維圖

1差速器式原地轉(zhuǎn)向機構(gòu)設(shè)計

1.1基本結(jié)構(gòu)

圖2為差速器式原地轉(zhuǎn)向機構(gòu)。該機構(gòu)通過對差速器齒輪及左右剎車齒輪進(jìn)行液壓操作，可實現(xiàn)不同的轉(zhuǎn)向模式。

本設(shè)計在液壓馬達(dá)動力輸入齒輪箱后將其分為A、B兩股動力，A、B兩股動力流對稱布置于箱體內(nèi)：A路動力流由左動力輸入齒輪4與左動力輸出齒輪5構(gòu)成，其中齒輪4與齒輪5為牙嵌連接；B路動力流由右動力輸入齒輪10與右動力輸出齒輪11構(gòu)成，其中齒輪10與齒輪11牙嵌連接。左右輸出齒輪5、11分別與左右制動齒輪2、13嚙合，左右撥叉1、14分別控制左右動力流的通斷，摩擦片組3、6、12均由液壓油驅(qū)動壓合，差速器齒輪9與差速器制動齒輪8嚙合。

1.左撥叉　2.左制動齒輪　3.左制動摩擦片組

1.2工作原理

1.2.1自由半徑轉(zhuǎn)向

當(dāng)收割機需要左右轉(zhuǎn)向微調(diào)時，只要切斷對應(yīng)的動力流即可完成。如需左轉(zhuǎn)向時，具體操作為：操縱撥叉1，將動力輸入齒輪4與動力輸出齒輪5分離。

1.2.2單邊制動轉(zhuǎn)向

當(dāng)收割機需要實現(xiàn)緊急轉(zhuǎn)向時，需要首先切斷動力流，然后制動對應(yīng)的輸出齒輪。如需進(jìn)行緊急左轉(zhuǎn)向動作時，具體操作流程為：操縱撥叉1將動力輸入齒輪4與動力輸出齒輪5分離，隨后通過摩擦片組3制動左制動齒輪2，從而使得輸出齒輪5被制動，完成單邊制動動作。

1.2.3原地轉(zhuǎn)向

如使用向左原地轉(zhuǎn)向，具體操作步驟如下：操縱撥叉1將動力輸入齒輪4與動力輸出齒輪5分離，隨后通過摩擦片組6制動差速器制動齒輪8，從而使得差速器齒輪9被制動。由于右側(cè)動力未被切斷，差速器齒輪9上設(shè)置有4個小行星錐齒輪，使得右側(cè)的正向動力被反向加載到左側(cè)輸出齒輪5上，從而實現(xiàn)原地轉(zhuǎn)向。

差速器齒輪9結(jié)構(gòu)圖如圖3所示，各行駛工況如表1所示。

圖3　差速器齒輪14結(jié)構(gòu)

行駛模式動力輸入動力輸出摩擦片差速器齒輪直行兩側(cè)同時同向等速無摩擦無磨損轉(zhuǎn)動自由轉(zhuǎn)向單側(cè)同向不等速無摩擦無磨損轉(zhuǎn)動單邊制動轉(zhuǎn)向單側(cè)單側(cè)有速度抱死無磨損轉(zhuǎn)動原地轉(zhuǎn)向單側(cè)反向等速抱死無磨損不轉(zhuǎn)動

1.3原理分析

在分析研究國內(nèi)外現(xiàn)有單雙流差速轉(zhuǎn)向機構(gòu)的基礎(chǔ)上[5-13]，設(shè)計出一種新型的差速器式原地轉(zhuǎn)向機構(gòu)，構(gòu)思來源于汽車用差速器。兩者主要差別在于：汽車用差速器是由差速器齒輪帶動車輛行走，而本設(shè)計中的差速器齒輪僅僅套用了其結(jié)構(gòu)。當(dāng)差速器齒輪不受外力作用時，兩側(cè)動力流可以看作是互相獨立的，一旦通過外力制動了差速器齒輪，差速器齒輪上的行星輪就會起作用。此時，若是切斷了一側(cè)的動力，另一側(cè)的動力流就會經(jīng)過行星齒輪的作用反向加載到一側(cè)，使得左右兩側(cè)實現(xiàn)等速反向的運轉(zhuǎn)，實現(xiàn)原地轉(zhuǎn)向。

2差速器齒輪參數(shù)設(shè)計

2.1計算轉(zhuǎn)矩

收割機在進(jìn)行原地轉(zhuǎn)向時，一側(cè)的正向動力通過差速器齒輪上的小錐齒輪反向加載到另一側(cè)，小錐齒輪承受的轉(zhuǎn)矩為[14]

(1)

式中G—車體重力，取G=55 000N；

f—履帶滾動系數(shù)，取f=0.16；

μ—轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)，取μ=0.67；

λ—轉(zhuǎn)向比，λ=L/B，取λ=1.4；

r—驅(qū)動輪節(jié)圓半徑，取r=0.16m；

im—最終傳動比，取im=4.83。

將上述數(shù)據(jù)代入式(1)得：T=172.96N·m。

2.2強度計算

收割機在進(jìn)行原地轉(zhuǎn)向運作時，差速器齒輪上的小錐齒輪受較大的接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力，需對小錐齒輪的模數(shù)進(jìn)行選擇。小錐齒輪的強度主要由其大端面模數(shù)決定，因此分別計算接觸強度和彎曲強度下的大端分度圓直徑，來決定小齒輪的模數(shù)[15]。

2.2.1接觸強度

接觸強度計算公式為

(2)

式中 d1—小齒輪大端分度圓直徑；

e—錐齒輪類型幾何系數(shù)，取e=1 100；

Zb—變位后影響系數(shù)，取Zb=1；

ZΦ—齒寬比系數(shù)，取ZΦ=1.683；

T1—小齒輪轉(zhuǎn)矩，取T1=175.96N·m；

KA—使用系數(shù)，取KA=1.5；

KHβ—齒向載荷分布系數(shù)，取KHβ=1.2；

u—大小錐齒輪齒數(shù)比，取u=1.5；

σHlim—試驗齒輪的接觸疲勞極限，取σHlim=1 450。

2.2.2彎曲強度

彎曲強度計算公式為

(3)

式中KFβ—齒向載荷分布系數(shù)，取KFβ=1.2；

YF—齒形系數(shù)，取YF=1.6；

σFlim—試驗齒輪的彎曲疲勞極限，取σFlim=300；

z1—小錐齒輪齒數(shù)，取z1=12。

由式(3)算得：d1=90.55mm。

d1=mz1

(4)

其中，m為齒輪模數(shù)。

為了保證強度，齒輪分度圓需大于90mm，模數(shù)要大于5。同時，考慮到齒輪需取較小的直徑，以減少箱體的體積。因此取d1=96mm，算得m=8。由于原地轉(zhuǎn)向功能并不是經(jīng)常使用，根據(jù)實際加工經(jīng)驗，模數(shù)取6完全能夠滿足要求。

3轉(zhuǎn)向性能分析

差速器式轉(zhuǎn)向機構(gòu)的轉(zhuǎn)向性能主要包括轉(zhuǎn)向角速度、轉(zhuǎn)向半徑及轉(zhuǎn)向功耗等[16]。

3.1轉(zhuǎn)向半徑和轉(zhuǎn)向角速度分析

本設(shè)計3種轉(zhuǎn)向模式下運動學(xué)參數(shù)如圖4所示。

圖4　動力學(xué)參數(shù)

圖4中：B為收割機的履帶中心距；R為自由轉(zhuǎn)向時的轉(zhuǎn)向半徑；O為自由轉(zhuǎn)向的轉(zhuǎn)向中心，ω為此時的轉(zhuǎn)向角速度；O1為單邊制動轉(zhuǎn)向的轉(zhuǎn)向中心，ω1為此時的轉(zhuǎn)向角速度；O2為原地轉(zhuǎn)向的轉(zhuǎn)向中心，ω2為此時的轉(zhuǎn)向角速度；v1為高速側(cè)履帶前進(jìn)速度；v2為低速側(cè)履帶前進(jìn)速度；vc為車體轉(zhuǎn)向時的瞬時速度。由此可得出3種轉(zhuǎn)向模式下的轉(zhuǎn)向半徑和轉(zhuǎn)向角速度，如表2所示。

表 2　3種轉(zhuǎn)向模式下轉(zhuǎn)向半徑和轉(zhuǎn)向角速度的比較

由于自由轉(zhuǎn)向的轉(zhuǎn)向中心根據(jù)地面的摩擦阻力決定，當(dāng)?shù)孛婺Σ磷枇o窮大時，R=B/2；若3種轉(zhuǎn)向模式的高速側(cè)履帶速度相同，則v1>vc。由此可初步得出3種轉(zhuǎn)向模式的轉(zhuǎn)向半徑的大小關(guān)系：自由轉(zhuǎn)向>單邊制動轉(zhuǎn)向>原地轉(zhuǎn)向；3種轉(zhuǎn)向模式的轉(zhuǎn)向角速度的大小關(guān)系為ω<ω1<ω2。

3．2轉(zhuǎn)向功率分析

履帶車輛轉(zhuǎn)向功率主要包括以下幾種：克服行駛阻力消耗的功率，克服地面轉(zhuǎn)向阻力矩的功率，克服滑轉(zhuǎn)和滑移的功率，齒輪箱半制動時摩擦件消耗的功率。由于滑轉(zhuǎn)滑移功率消耗和摩擦件的功率消耗無法直接通過測量獲得，且對整體功率消耗影響因素較小，因此在理論計算時舍去。轉(zhuǎn)向功率計算公式為

Px=FR1v1+FR2v2+μmgLωx/4

(5)

式中Px—轉(zhuǎn)向總功率；

FR1—高速側(cè)地面阻力；

FR2—低速側(cè)地面阻力；

μ—轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)；

m—收割機質(zhì)量；

L—履帶接地長度；

g—重力常數(shù)；

ωx—不同轉(zhuǎn)向模式下對應(yīng)的角速度。

將表2中的角速度代入式(5)，即可得出各轉(zhuǎn)向模式消耗功率表達(dá)式為

自由轉(zhuǎn)向為

P=fmg(v1+v2)/2+μmgLw/4

(6)

單邊制動轉(zhuǎn)向為

P1=fmgv1/2+μmgLw1/4

(7)

原地轉(zhuǎn)向為

P2=fmgv1+μmgLw2/4

(8)

由式(6)～式(8)可得出：當(dāng)高速側(cè)履帶轉(zhuǎn)速相同時，隨著轉(zhuǎn)向半徑的減小，轉(zhuǎn)向功耗逐步增加。

4動力學(xué)仿真

本設(shè)計使用RecurDyn軟件進(jìn)行動力學(xué)仿真測試該設(shè)計的可行性和可靠性。該軟件以多體動力學(xué)理論為基礎(chǔ)，采用相對坐標(biāo)系運動方程理論和遞歸算法，減少絕對坐標(biāo)體系中約束方程的數(shù)量，適合于求解大規(guī)模復(fù)雜的多體動力學(xué)仿真問題。軟件中含有低速履帶行走模塊，適合于工程機械和農(nóng)業(yè)機械的仿真[17-20]。

4.1實體建模

為減少仿真時間，在保留原有功能基礎(chǔ)上對收割機模型進(jìn)行簡化?，F(xiàn)有收割機長寬比約1.5，因此定義模型長3 600mm，寬2 400mm，整車質(zhì)量取5.5t；隨后建立兩個履帶系統(tǒng)，每個履帶系統(tǒng)包括1個主動輪、1個導(dǎo)向輪、5個支重輪、1個托帶輪及54節(jié)履帶板。

轉(zhuǎn)向機構(gòu)也進(jìn)行了簡化，包括1對驅(qū)動軸、1對驅(qū)動輪、1個差速器齒輪和2對互相嚙合錐齒輪，如圖5所示。

4.2約束添加

設(shè)置車輛各部件之間的鏈接，主要定義項有：車架與母體之間定義為Fixed，主動輪與母體間定義為Revolute，支重輪、托帶輪、導(dǎo)向輪均與車架定義為Revolute，差速器齒輪與母體定義為Revolute，外側(cè)兩個錐齒輪與母體定義為Revolute，差速器齒輪上兩個錐齒輪與差速器齒輪定義為Revolute。

由于軟件中的錐齒輪嚙合模塊不好直接調(diào)用，因此對錐齒輪嚙合進(jìn)行接觸定義，即通過定義錐齒輪齒與齒的接觸來進(jìn)行力的傳遞。由于導(dǎo)入的錐齒輪的齒和齒面是分開的，因此首先要通過布爾運算將齒和面接合為一個整體，然后對需要接觸的齒面進(jìn)行定義，最后使用Contact命令中的Extended Surface to Surface進(jìn)行齒面接合，完成約束定義。

圖5　轉(zhuǎn)向機構(gòu)及履帶模型

4.3路面模型的建立

本仿真采用的是二維平地，設(shè)定地面為干沙路面，通過建立的兩條平行直線直接拉成路面，在路面模塊中設(shè)置好參數(shù)，如表3所示。

表3　土壤參數(shù)

4.4仿真過程及結(jié)果

由于是采用的簡化模型，因此需要根據(jù)設(shè)計意圖對轉(zhuǎn)向機構(gòu)分別進(jìn)行驅(qū)動定義。差速器齒輪部位定義一個Motion，左右嚙合錐齒輪各定義一個Motion。由于軟件定義Motion需要設(shè)定表達(dá)式，因此設(shè)置Motion1為速度-時間驅(qū)動形式，然后輸入Step(Time,0,0,2,3.6)。該表達(dá)式的含義為在0～2s時間內(nèi)從0加速至3.6rad/s；隨后設(shè)置Motion2為0，模擬完全制動的工況。進(jìn)入主界面進(jìn)行仿真，分別對3種模式進(jìn)行加載。

4.4.1自由半徑轉(zhuǎn)向

外側(cè)履帶施加動力Motion1，差速器齒輪和另一側(cè)履帶不施加動力，點擊仿真，完成后進(jìn)入Polt模塊，分別調(diào)出角速度—時間曲線和驅(qū)動力—時間曲線。仿真得左右兩側(cè)履帶速度分別為v1=0.576m/s，v2=0.538m/s，轉(zhuǎn)動角速度ω=0.15rad/s，驅(qū)動力為12 500.5N。

4.4.2單邊制動轉(zhuǎn)向

外側(cè)履帶施加動力Motion1，差速器齒輪不施加動力，另一側(cè)履帶施加動力Motion2，點擊仿真，完成后進(jìn)入Polt模塊，分別調(diào)出角速度-時間曲線和驅(qū)動力-時間曲線。仿真結(jié)果為：驅(qū)動側(cè)履帶速度v1=0.576m/s，轉(zhuǎn)動角速度ω=0.38rad/s，驅(qū)動力20 000N。

4.4.3原地轉(zhuǎn)向

外側(cè)履帶施加動力Motion1，差速器齒輪施加動力Motion2，另一側(cè)履帶不施加動力，點擊仿真，完成后進(jìn)入Polt模塊，分別調(diào)出角速度-時間曲線和驅(qū)動力-時間曲線。仿真結(jié)果為：驅(qū)動側(cè)履帶速度為v1=0.576m/s，轉(zhuǎn)動角速度ω=0.78rad/s，驅(qū)動力41 250N。

3種轉(zhuǎn)動模式下角速度時間曲線和驅(qū)動力時間曲線如圖6和圖7所示。

圖6　3種轉(zhuǎn)向模式下角速度-時間曲線

圖7　3種轉(zhuǎn)向模式下驅(qū)動力-時間曲線

由圖6可知：當(dāng)驅(qū)動側(cè)轉(zhuǎn)速相同時，單邊制動轉(zhuǎn)向和原地轉(zhuǎn)向的角速度之比近似為1:2，這與之前理論轉(zhuǎn)向公式相符。自由轉(zhuǎn)向由于半徑的不確定性，不能給出量化的對比；但根據(jù)仿真輸出圖像，在干沙路面上單邊制動的角速度大于自由轉(zhuǎn)向的角速度，這與之前的理論分析相符。由此可說明，仿真模型建立正確，轉(zhuǎn)向機構(gòu)確實可行。

根據(jù)公式有

P=F·v

(9)

式中F—驅(qū)動力；

v—主動部件線速度。

驅(qū)動側(cè)施加的速度都是相同的，根據(jù)圖6可得出3種轉(zhuǎn)向方式功率總消耗，如表4所示。

表4　理論功耗和仿真功耗的對比

由表4可知：仿真數(shù)據(jù)與理論數(shù)據(jù)所得的趨勢走向基本一致，具體數(shù)值上自由轉(zhuǎn)向和單邊制動轉(zhuǎn)向的仿真所得數(shù)據(jù)為理論數(shù)據(jù)的85%。這是由于實際仿真過程中模擬了履帶滑轉(zhuǎn)滑移的工況，仿真半徑大于理論半徑，因此仿真消耗功率小于理論消耗功率。原地轉(zhuǎn)向的仿真功率比理論功率略大，是由于履帶仿真轉(zhuǎn)向時產(chǎn)生滑移，消耗了一部分功率。由圖7可知：原地轉(zhuǎn)向的消耗功率在外側(cè)履帶速度相同時遠(yuǎn)大于其他兩種轉(zhuǎn)向模式，這個結(jié)論與之前的理論分析類似。其原因在于：原地轉(zhuǎn)向時，轉(zhuǎn)向半徑最小，相比其他兩種轉(zhuǎn)向模式，耗時最短；根據(jù)能量守恒原理，當(dāng)外側(cè)動力一致，轉(zhuǎn)過角度相同時，消耗總能量一致，耗時最短的轉(zhuǎn)向模式功耗最高。

5結(jié)論

針對單塊水田田頭短、收割機無效轉(zhuǎn)向動作過多及作業(yè)時頻繁換向?qū)δΣ疗斐蓳p害等問題，提出了一種三合一轉(zhuǎn)向功能的差速器式轉(zhuǎn)向機構(gòu)。同時，介紹了該設(shè)計的結(jié)構(gòu)原理，并對核心零部件進(jìn)行校核設(shè)計，在RecurDyn環(huán)境下建立轉(zhuǎn)向機構(gòu)-履帶-地面模型，進(jìn)行了動力學(xué)仿真，論證了該設(shè)計確實可行。仿真得出3種轉(zhuǎn)向方式各有優(yōu)點：自由轉(zhuǎn)向能夠?qū)崿F(xiàn)轉(zhuǎn)向微調(diào)時不耗損摩擦片；在需要急轉(zhuǎn)時采用單邊制動轉(zhuǎn)向，保留現(xiàn)有收割機的功能；水田田頭進(jìn)行轉(zhuǎn)向時采用原地轉(zhuǎn)向，減少無效轉(zhuǎn)向動作，減輕工作強度。根據(jù)仿真運算可得出：由于原地轉(zhuǎn)向功耗很大，轉(zhuǎn)矩也大，因此在滿負(fù)荷的情況下應(yīng)盡量減少使用此功能，確保機器的可靠性。

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Design of Differential Type Pivot Steering Transmission for Combine Harvester

Jiang Xiaochun, Li Yaoming

(Key Laboratory of Modern Agricultural Equipment and Technology, Ministry of Education, Jiangsu University, Zhenjiang 212013, China)

Abstract：In order to solve the damage of the field surface when the combine harvester steering,reduce the loss of the friction plate when combine harvester frequently steering in the field, shorten the turnaround time.design a pivot steering transmission which reversal the power by brake differential gear. Analyse the working principle of the system, calculate and check the strength of the core components, in connection with the related steering performance conduct a dynamic simulation. The result show that the mechanism can achieve three types of steering, when the power output side load the same line speed, the pivot steering with the shorst time, the maximum power consumption and the maximum torque,fine-turn steering don’t need to use friction plate, the pavement model can lay the foundation for next field operations simulation.

Key words：combine harvester; pivot steering mechanism; differential; dynamic simulation

文章編號：1003-188X(2016)04-0107-06

中圖分類號：S225.3

文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A

作者簡介：姜曉春(1990-)，男，江蘇鹽城人，碩士研究生，(E-mail)jxcwzk@163.com。通訊作者：李耀明(1959-)，男，江蘇張家港人，教授，博士生導(dǎo)師，(E-mail)ymli@ujs.edu.cn。

基金項目：江蘇省科技成果轉(zhuǎn)化資金項目(BA2014062)

收稿日期：2015-03-30