鄭鵬淋，朱余清，洪添勝，吳偉峰，蔡嘉杰，劉 岳

(華南農(nóng)業(yè)大學(xué) a.工程學(xué)院；b.電子工程學(xué)院，廣州 510642)

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山地果園履帶運(yùn)輸機(jī)的臺(tái)架試驗(yàn)

鄭鵬淋a，朱余清a，洪添勝a，吳偉峰a，蔡嘉杰a，劉 岳b

(華南農(nóng)業(yè)大學(xué) a.工程學(xué)院；b.電子工程學(xué)院，廣州 510642)

山地果園履帶運(yùn)輸機(jī)采用輪轂電機(jī)作為動(dòng)力源，通過鏈傳動(dòng)方式來減速增矩，為計(jì)算該主減速比，設(shè)計(jì)了一款臺(tái)架，用于獲得電機(jī)的機(jī)械特性曲線模型。將試驗(yàn)數(shù)據(jù)通過SPSS軟件處理，得到電機(jī)的機(jī)械特性曲線，并得到電機(jī)的外特性曲線模型為n=446.835-3.848T，然后根據(jù)設(shè)計(jì)指標(biāo)計(jì)算履帶運(yùn)輸機(jī)在極限工況下所需功率為0.868kW。再根據(jù)無刷直流電機(jī)的調(diào)速及輸出功率特性，求得在該功率輸出下，電機(jī)對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速為179 r/min。又已知驅(qū)動(dòng)輪的設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速為96 r/min，從而求得主減速比為1.86。本試驗(yàn)研究可為設(shè)計(jì)山地果園履帶運(yùn)輸機(jī)提供指導(dǎo)。

輪轂電機(jī)；臺(tái)架試驗(yàn)；主減速比；履帶運(yùn)輸機(jī)；山地果園

0 引言

山地果園履帶運(yùn)輸機(jī)是一種在山地果園環(huán)境下，進(jìn)行短途農(nóng)資搬運(yùn)的小型履帶式運(yùn)輸裝備。與輪式運(yùn)輸機(jī)相比，其具有較強(qiáng)的爬坡能力，更適用于地形復(fù)雜、路況差甚至無路的山地果園，其爬坡度一般不超過20°[1-2]。對(duì)于這類小型履帶搬運(yùn)裝備，國內(nèi)外的許多科研機(jī)構(gòu)都開展了相關(guān)研究，并取得了一定的研究成果[3-8]。華南農(nóng)業(yè)大學(xué)研發(fā)的一款山地果園履帶運(yùn)輸機(jī)采用了輪轂電機(jī)[9]作為動(dòng)力源，通過鏈傳動(dòng)將動(dòng)力傳至驅(qū)動(dòng)輪。由于輪轂電機(jī)的轉(zhuǎn)速較高且輸出扭矩較小，因此通過鏈傳動(dòng)的減速增矩后，再將動(dòng)力傳遞至驅(qū)動(dòng)輪。為了計(jì)算該主減速比的大小，必須獲得該型輪轂電機(jī)的機(jī)械特性曲線。但是，為了獲得輪轂電機(jī)的機(jī)械特性曲線，不僅需要專業(yè)設(shè)備，而且成本高昂[10]。基于上述原因，本文設(shè)計(jì)了一個(gè)簡易臺(tái)架試驗(yàn)裝置，在降低試驗(yàn)成本的同時(shí)，獲取了該電機(jī)的機(jī)械特性曲線，完成了主減速比的計(jì)算。

1 輪轂電機(jī)試驗(yàn)臺(tái)架的結(jié)構(gòu)及試驗(yàn)原理

1.1 輪轂電機(jī)試驗(yàn)臺(tái)架的結(jié)構(gòu)

試驗(yàn)臺(tái)架的結(jié)構(gòu)如圖1所示。其中，電機(jī)支架平放在地面上，輪轂電機(jī)被安放在電機(jī)支架上，可以自由空轉(zhuǎn)；制動(dòng)碟則通過螺釘緊固在輪轂電機(jī)上，隨著輪轂電機(jī)一起轉(zhuǎn)動(dòng)。通過調(diào)速轉(zhuǎn)把(未畫出)來控制輪轂電機(jī)的轉(zhuǎn)速，通過制動(dòng)手把(未畫出)來控制制動(dòng)鉗夾緊制動(dòng)碟的夾緊力度，以對(duì)電機(jī)施加摩擦阻力矩。制動(dòng)鉗焊接在鉸接橫臂的一端，鉸接橫臂的另一端則與橫臂支架通過銷釘連接，橫臂支架則垂直固定在地面上。試驗(yàn)時(shí)，通過一根繩索將鉸接橫臂的活動(dòng)端吊起，讓制動(dòng)碟可以嵌入制動(dòng)鉗中，并保持鉸接橫臂水平；在繩索的頂端則連接一個(gè)拉力傳感器，用來測量繩索受到的拉力。

1.電機(jī)支架 2.制動(dòng)碟 3.拉力計(jì) 4.繩索 5.輪轂電機(jī) 6.鉸接橫臂 7.橫臂支架

1.2 臺(tái)架的試驗(yàn)原理

試驗(yàn)時(shí)，先把調(diào)速轉(zhuǎn)把轉(zhuǎn)至某一角度處，并保持不變；通過制動(dòng)手把控制制動(dòng)鉗對(duì)制動(dòng)碟的夾緊力度，從而對(duì)輪轂電機(jī)施加一系列穩(wěn)定的摩擦阻力矩。根據(jù)力矩平衡原理，此時(shí)電機(jī)的輸出扭矩就等于制動(dòng)碟受到的摩擦阻力矩。與此同時(shí)，在每一個(gè)穩(wěn)定的摩擦阻力矩下，電機(jī)均對(duì)應(yīng)有一個(gè)穩(wěn)定輸出轉(zhuǎn)速，測出這個(gè)轉(zhuǎn)速，可以得到一系列電機(jī)的輸出扭矩與轉(zhuǎn)速數(shù)據(jù)。通過拉力計(jì)，可以得到鉸接橫臂活動(dòng)端受到的向上的拉力；再通過靜力平衡公式，得到鉸接橫臂上制動(dòng)鉗處受到的向下的力，此力乘以制動(dòng)碟半徑就是制動(dòng)碟受到的摩擦阻力矩。電機(jī)的轉(zhuǎn)速可以通過手持式光電轉(zhuǎn)速計(jì)讀取，再將得到的轉(zhuǎn)速與扭矩?cái)?shù)據(jù)輸入SPSS數(shù)據(jù)處理軟件，得到輪轂電機(jī)的相應(yīng)機(jī)械特性曲線模型。

2 輪轂電機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)

2.1 試驗(yàn)儀器

推拉力計(jì)傳感器，數(shù)顯式推拉力計(jì)，光電式轉(zhuǎn)速計(jì)。

2.2 試驗(yàn)方法

啟動(dòng)電機(jī)，先將轉(zhuǎn)把逐漸轉(zhuǎn)至最大角度即100%位置；通過制動(dòng)手把對(duì)電機(jī)施加摩擦阻力矩，拉力計(jì)隨之有讀數(shù)，讓該讀數(shù)固定于某值F(N)，同時(shí)確保轉(zhuǎn)把轉(zhuǎn)至最大角度；當(dāng)電機(jī)穩(wěn)定于某一轉(zhuǎn)速附近時(shí)，用轉(zhuǎn)數(shù)計(jì)讀出此時(shí)電機(jī)的轉(zhuǎn)數(shù)n(r/min)；重復(fù)進(jìn)行5次，記錄下對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速。載荷按等差數(shù)列遞增，進(jìn)行7組試驗(yàn)，得出對(duì)應(yīng)的拉力F和轉(zhuǎn)數(shù)n。將每組F換算成對(duì)應(yīng)的阻力矩T，將該7組數(shù)據(jù)輸入SPSS軟件，得到輪轂電機(jī)外特性曲線模型；然后再分別將轉(zhuǎn)把轉(zhuǎn)至80%、60%位置，按同樣方法，得到相應(yīng)位置電機(jī)的機(jī)械特性曲線。

2.3 試驗(yàn)結(jié)果與處理分析

拉力計(jì)讀數(shù)在0～60 N加載區(qū)間內(nèi)遞增加載，公差為10 N，得出對(duì)應(yīng)的讀數(shù)并記錄，如表1、表2和表3所示。

表1 調(diào)速轉(zhuǎn)把角度為100%情況下輪轂電機(jī)的轉(zhuǎn)速

Table 1 Speed of the hub motor with the speed adjustment of 100% r/min

表2 調(diào)速轉(zhuǎn)把角度為80%情況下輪轂電機(jī)的轉(zhuǎn)速

表3 調(diào)速轉(zhuǎn)把角度為60%情況下輪轂電機(jī)的轉(zhuǎn)速

將所得數(shù)據(jù)輸入到SPSS軟件，得到轉(zhuǎn)把在各角度下的機(jī)械特性曲線模型。同時(shí)，對(duì)外特性曲線模型進(jìn)行線性分析，回歸系數(shù)為0.996，得到其外特性線性關(guān)系為n=446.835-3.848T，其空載最高轉(zhuǎn)速為446.835r/min,抱死最大扭矩為116.121N·m。在T=58 N·m、n=222.5r/min時(shí)，存在最大輸出功率1.496kW。

3 主減速比的計(jì)算

履帶運(yùn)輸機(jī)的主減速比出現(xiàn)在履帶運(yùn)輸機(jī)在最大爬坡角度且滿載工況下，為滿足其動(dòng)力性設(shè)計(jì)指標(biāo)而需要的傳動(dòng)比。為了計(jì)算主減速比，必須分別計(jì)算驅(qū)動(dòng)輪和電機(jī)的轉(zhuǎn)速。履帶運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)路線如圖2所示。該型履帶運(yùn)輸機(jī)采用左右兩條履帶分別由兩個(gè)獨(dú)立電機(jī)驅(qū)動(dòng)的方式，國內(nèi)已經(jīng)有相關(guān)學(xué)者對(duì)這一傳動(dòng)方式展開了相關(guān)研究，并取得了一定成果[11-13]。該型履帶運(yùn)輸車的設(shè)計(jì)指標(biāo)如表4所示。

根據(jù)給定的設(shè)計(jì)指標(biāo)，履帶f2運(yùn)輸機(jī)在以最大角度爬坡且滿載時(shí)，其總質(zhì)量為

M=M0+M2

其中，M為履帶運(yùn)輸機(jī)以最大角度爬坡且滿載時(shí)的總質(zhì)量(kg)。

單邊履帶受到驅(qū)動(dòng)輪的驅(qū)動(dòng)力為

其中，F(xiàn)為單邊履帶受到驅(qū)動(dòng)輪的驅(qū)動(dòng)力(N)。

單邊驅(qū)動(dòng)輪的輸出功率為

其中，P驅(qū)為單邊驅(qū)動(dòng)輪的輸出功率(kW)。

單邊電機(jī)需要輸出的功率為

其中，P電為單邊電機(jī)需要的輸出功率(kW)。

根據(jù)上式，得到輪轂電機(jī)所需輸出功率為0.868kW，驅(qū)動(dòng)輪的設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速為96r/min。

1.輪轂電機(jī) 2.鏈傳動(dòng) 3.驅(qū)動(dòng)輪

類別單位參數(shù)值整備質(zhì)量M0kg200最大爬坡角度q(°)20平地最大載重M1kg250最大爬坡角度最大載重M2kg150滾動(dòng)阻力因數(shù)f10．1內(nèi)部阻力因數(shù)f20．05鏈傳動(dòng)效率h0．95穩(wěn)定運(yùn)行速度區(qū)間vkm/h1．4～3．5驅(qū)動(dòng)輪半徑rm0．2

由于輪轂電機(jī)屬于無刷直流電機(jī)，其調(diào)速原理為降壓調(diào)速，電壓大小通過霍爾調(diào)速轉(zhuǎn)把控制[14]，調(diào)速轉(zhuǎn)把轉(zhuǎn)過的角度越大，通過電樞的等效電壓越高，電機(jī)轉(zhuǎn)速越快。無刷直流電機(jī)的降壓調(diào)速特性曲線[15]如圖3所示。從圖3可以看出：無刷直流電機(jī)降壓調(diào)速特性曲線為一組斜率為負(fù)的平行線，電壓越低，相同轉(zhuǎn)速情況下，其輸出轉(zhuǎn)矩越小。臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果如圖4所示。試驗(yàn)所得曲線模型近似為1組斜率為負(fù)的平行線，說明試驗(yàn)結(jié)果與理論模型相吻合，試驗(yàn)存在一定的合理性，且電壓越高，試驗(yàn)結(jié)果與理論模型愈加相似。根據(jù)圖3可繪制出在調(diào)速轉(zhuǎn)把各角度情況下電機(jī)的輸出功率曲線示意圖，如圖5所示。其功率輸出曲線為1組二次函數(shù)曲線，轉(zhuǎn)把角度越大，等效電壓越高，最大輸出功率也就越大，且最大輸出功率是在輸出轉(zhuǎn)矩為最大轉(zhuǎn)矩的1/2時(shí)取得。根據(jù)圖5及試驗(yàn)所得外特性曲線模型可知：電機(jī)在調(diào)速轉(zhuǎn)把角度達(dá)到100%時(shí)，有最大輸出功率1.496kW，超過設(shè)計(jì)指標(biāo)下履帶運(yùn)輸機(jī)需要的最大功率0.868kW。因此，當(dāng)履帶運(yùn)輸機(jī)在極限工況下運(yùn)行時(shí)，調(diào)速轉(zhuǎn)把不需要轉(zhuǎn)到底，仍有部分剩余角度，此部分角度可用來加速或爬坡，即相當(dāng)于后備功率[16]。根據(jù)得到的電機(jī)外特性模型及無刷直流電機(jī)調(diào)速特性曲線模型推算，當(dāng)電機(jī)的最大輸出功率為0.868kW時(shí)，調(diào)速轉(zhuǎn)把剛好轉(zhuǎn)至79.9%的位置，此時(shí)電機(jī)的轉(zhuǎn)速為179r/min，扭矩為46.432 Nm，仍有20.1%的角度用于后備功率。因此，主減速比為

圖3 無刷直流電機(jī)降壓調(diào)速特性曲線

圖4 臺(tái)架試驗(yàn)所得電機(jī)調(diào)速機(jī)械特性曲線

圖5 調(diào)速轉(zhuǎn)把各角度電機(jī)輸出功率特性曲線示意圖

4 結(jié)論

針對(duì)山地果園履帶運(yùn)輸機(jī)的主減速比的計(jì)算，設(shè)計(jì)了一款簡易臺(tái)架實(shí)驗(yàn)裝置。通過臺(tái)架試驗(yàn)，得到的輪轂電機(jī)的外特性機(jī)械特性曲線模型，其相關(guān)系數(shù)為0.996；然后通過計(jì)算履帶運(yùn)輸機(jī)在極限功率輸出情況下所需的電機(jī)功率，推算出最大輸出功率恰好為這一功率的情況下，電機(jī)的轉(zhuǎn)速為179r/min，又已知驅(qū)動(dòng)輪的設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速為96r/min，從而求得履帶運(yùn)輸機(jī)的主減速比為1.86。通過臺(tái)架試驗(yàn)得到的模型與理論模型對(duì)比可知：試驗(yàn)得到的模型與理論模型相近，說明了臺(tái)架設(shè)計(jì)的合理性。但在試驗(yàn)過程中，拉力加載的范圍還不夠大，且到低電壓情況下，模型的波動(dòng)開始增大。此外，該主減速比的選擇僅是為了滿足履帶運(yùn)輸機(jī)的動(dòng)力性要求，未考慮電機(jī)是否在其高效區(qū)間運(yùn)行。因此，為了得到使電機(jī)能耗最低的最優(yōu)主減速比，仍有待進(jìn)一步的研究。

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Bench Test of Mountainous Orchard Crawler Transporter

Zheng Penglina, Zhu Yuqinga, Hong Tianshenga, Wu Weifenga, Cai Jiajiea, Liu Yueb

(a.College of Engineering; b.College of Electronic Engineering, South China Agricultural University, Guangzhou 510642, China)

Because of hub motors were used as the power source of the mountainous orchard crawler transporter and increased the torque by chain, to calculate the main reduction radio, a bench was designed to obtain the mechanical characteristics of the motors. The mechanical characteristic curves of the motor was obtained by the SPSS software, and the model of the external characteristic curve of the motor was n=446.835-3.848T. According to the design index, the required power of the crawler transporter under extreme condition is 0.868kW. At this power output, the corresponding rotational of the motor was 179 r/min, according to the speed and output power characteristics of Brushless DC Motor. The main reduction radio was 1.86 when the design speed of the driving wheel was 96 r/min. The study can provide reference for the design of mountainous crawler transporter.

hub motor; bench test; main reduction radio; crawler transporter; mountainous orchard

2015-12-17

公益性行業(yè)(農(nóng)業(yè))科研專項(xiàng)(201203016)；現(xiàn)代農(nóng)業(yè)產(chǎn)業(yè)技術(shù)體系建設(shè)專項(xiàng)(CARS-27)；廣東省“揚(yáng)帆計(jì)劃”引進(jìn)創(chuàng)新創(chuàng)業(yè)團(tuán)隊(duì)專項(xiàng)(201312G06)

鄭鵬淋(1993-),男，浙江磐安人，碩士研究生，(E-mail) molinxiaozi@163.com。

洪添勝(1955-)，男，廣東梅縣人，教授，博士生導(dǎo)師，(E-mail)tshong@scau.edu.cn。

S229.+1

A

1003-188X(2017)01-0192-05