拖拉机工作环境恶劣,外界负荷波动频繁,要求变速器能够实时变换转速和转矩来适应负载变化^[1]。传统有级变速器通过有限的机械挡位调节速比,不仅挡位较多、换挡操作不便,而且难以确保拖拉机的燃油经济性。为实现无级调速,通常采用静液压无级变速器^[2](hydraulic static transmission,HST)。HST主要包括液压泵、液压马达和操纵装置。发动机经泵-马达系统输出机械能,通过调节变量泵的斜盘倾角改变马达转速,实现无级变速。由于HST的传动效率远低于齿轮传动,因此可将HST与机械元件并联组成液压功率分流无级变速器^{[3, 4, 5, 6]},该类变速器相比于由液压泵和液压马达组成的HST,有效地利用了液压传动与齿轮传动的优点,在传递大功率时可以保持较高的传动效率^{[7, 8, 9, 10]}。

国外液压功率分流无级传动技术的研究始于20世纪初,但受限于当时的液压系统制造水平,该类变速器直到20世纪60年代末才在装甲和重型工程车辆中有所应用^[11]。20世纪90年代中期,Fendt公司将ML200液压功率分流无级变速器批量应用于191 kW大功率拖拉机926Vario^[9],为该类变速器在拖拉机领域中的首次应用。10年后,Fendt公司又发布了改进的ML75液压功率分流无级变速器^[9],该变速器陆续被装备于300Vario、700Vario、800Vario、900Vario系列拖拉机^[12]。此后,Steyr、Claas、ZF等世界著名拖拉机制造商陆续投入到液压功率分流无级变速器的研发之中,所开发的较为成功的变速器如Steyr的S-matic^[13],Claas的Traxion^[14],ZF的Eccom^[15]、cPOWER^[16]等。

我国对该类变速器的研究起步较晚,至今未能在国产车辆中应用。北京理工大学最早开始研究液压功率分流无级变速器,先后提出了等差与等比两种变速器设计方案^[17]。此后,河南科技大学^[18]、南京农业大学^[19]、燕山大学^[20]等针对该类变速器在拖拉机及工程车辆上的应用进行了较为系统的研究。考虑到高速拖拉机的发展趋势,同时为了简化传动系统结构,本文提出一种适用于大马力轮式拖拉机的中间轴式四区段液压功率分流无级变速器设计方案,并对其传动特性和典型作业工况进行相关研究。

在讨论变速器传动方案时,首先对国外较为典型的液压功率分流无级变速器主要参数(表1)进行分析。一般来说,变速器段位越多,液压功率的扩大倍数越大^[22],当输出功率相同时可选择功率较小的液压系统,但段位过多亦会导致频繁换段,影响拖拉机动态性能,故本研究取段位数量为4;不仅如此,行星排有前置分流与后置汇流两种结构形式,考虑到行星排后置汇流方案中变速器传动比和泵马达排量比呈线性关系,便于传动比的精确控制,故本研究采取行星排后置汇流方案;除此之外,还需确定行星排数量,当选择单排行星排方案时,虽然缩小了变速器体积,但换段瞬间马达需迅速反转,这对液压系统的性能要求较高,现阶段国内比较适合选择双排传动方案。

另外,由表1可知,国外典型液压功率分流无级变速器的装机功率普遍在100 kW以上,调速范围普遍达到50 km·h^-1。出于高速拖拉机的研究需要,同时结合匹配拖拉机的相关参数,确定如下设计指标:拖拉机行驶速度最高50 km·h^-1,最低4 km·h^-1,后桥主减3.7,边减5.6,驱动轮动力半径0.857 9 m,匹配潍柴TBD226B-6型柴油发动机(额定功率143 kW,额定转速2 200 r·min^-1),同时要求变速器具有4个等比前进段和2个倒退段,可实现全程无级调速。所提出的液压功率分流无级变速器传动方案如图1所示。

	图 1 液压功率分流无级变速器传动方案简图 Fig. 1 Schematic diagram of hydraulic power-split continuously variable transmission C为独立操纵双作用离合器;S1~S6为3个换挡同步器;P1、P2为行星排;i1~i8为各齿轮副的传动比。 C represents independent control double-acting clutch;S1-S6 represent synchronizers;P1,P2 represent planetary row;i1-i8 represent the ratio of each gear pair.
图选项

该传动方案主要由两部分组成:一是中间轴式机械有级变速器,该类变速器广泛应用于客车和载货汽车,变速器的第一轴后端与常啮合齿轮做成一体,第二轴经轴承支承在第一轴后端的孔内,且保持两轴线在一条直线上,在变速器中间轴和第二轴的距离不大的条件下,一挡仍然可以有较大的传动比;二是由液压变量泵和定量马达组成的可以实现无级调速功能的HST。

发动机通过定轴齿轮系将功率分给并联的机械有级变速器和HST,在行星排处实现汇流。动力输出轴(PTO)采用与发动机曲轴共轴线的上置全独立式动力输出轴布置。通过独立操纵的双作用离合器,使得动力输出轴的运转和停转可以独立操纵,不受主离合器的影响。

为满足拖拉机低速段的速度微调与高速段的加速要求,采用等比式段位传动比分配传动方案。基于多区段设计和行星排结构与传动比的关系,采用正向汇流排和反向汇流排组成的双行星排汇流机构。通过HST调节汇流排中公用太阳轮的转速和转向,控制同步器联接不同段位的齿轮,从而实现对整个液压功率分流变速器的无级调速。

根据发动机功率、后桥主减及边减、拖拉机时速等设计参数,依次计算出变速器总传动比、各齿轮副传动比和行星排特性参数。

传动系总传动比由拖拉机行驶速度和发动机额定转速共同确定。例如,拖拉机某段(j段)总传动比i_Σj可按下式计算^[23]:

式中:rd为驱动轮动力半径,0.857 9 m;v_j为拖拉机理论行驶速度,4~50 km·h^-1;n₀为发动机额定转速,2 200 r·min^-1。

通过式(1),可得在液压机械段内的总传动比范围为0.687~8.585。考虑到所设计的变速器具有4个液压机械工作段,故各段的传动公比φ通过下式确定:

首先计算变速器各段输出转速。以拖拉机正向行驶时为例建立该变速器输出转速的理论模型。对液压机械段HM₁进行分析,结合P₂行星排转速特性,可得经P₂行星架输出后的转速如式(2)所示:

功率汇流后,动力经定轴齿轮向后输出,可计算得到HM₁段输出转速,同理可得HM₂~HM₄段的输出转速,即有:

式中:n_t2、n_j2、n_q2分别为P₂行星排太阳轮、行星架和齿圈转速;k₁、k₂分别为P₁、P₂行星排特性参数,即齿圈齿数与太阳轮齿数之比;e为泵马达排量比(-1,+1);i₁~i₇为各齿轮副传动比。

由等比传动的定义可知其参数关系满足:当拖拉机HM₁段正向行驶,排量比为+1、-1时输出转速分别达到最小和最大;当拖拉机HM₂段正向行驶,排量比为-1、+1时输出转速分别达到最小和最大,建立其等比关系如式(4)所示,式中φ为公比:

将式(4)整理可得:

为实现无级调速,多区段变速器在相邻两段切换时,必须满足同步换段条件^[22]:1)换段前后相邻两段传动比相等;2)换段前后相邻两段泵马达排量比相等。

根据该同步换段条件可确定各参数之间的相互关系,即:

将(7)式整理可得:

据此,可依次求出i₁~i₇各齿轮副传动比,但其中含有待定参数,即行星排特性参数k₁、k₂。

由文献可知,行星排特性参数k₁、k₂取值对变速器传动效率影响较大,因此有必要研究该参数与变速器传动效率之间的关系。变速器传动效率计算前,需首先明确液压系统的传动效率。研究结果表明,泵的容积效率和机械效率随排量的减小迅速降低。因此,对变量泵而言,排量比是影响传动效率的最重要因素之一。根据文献,液压系统的总传动效率(ηH)为:

式(9)中:η_b和η_m为泵的容积效率和机械效率;μ为液压油动力黏度,Pa·s;Δp为泵出口处油液的压力差,Pa;C_S为层流泄漏系数,0.8×10^-9;Cv为层流阻力系数,0.2×10⁶;Cf为机械阻力系数,0.01;n_b为泵轮转速,r·min^-1;nm为马达的输出转速,r·min^-1;V_max为泵全排量,m³·r^-1;T_c为与进出口压差和转速无关的一定的转矩损失。

考虑到行星排汇流传动中存在功率循环^[23],会导致行星齿轮局部过热、磨损加剧等问题,从而使传动效率降低,应分别对两行星排汇流工况下的变速器传动效率进行分析。

根据文献所述,行星齿轮传动中功率损失主要有啮合齿轮副损失、轴承中摩擦损失和液力损失。啮合齿轮副损失是由于齿廓滑动而引起的摩擦损失;轴承摩擦损失是由于齿轮通过轴承安装在转轴上而造成的,该损失可以用计算的方法求得,但计算误差较大,加之行星传动中多采用滚动轴承,故该摩擦损失很小;液力损失是由于润滑油的搅动和飞溅引起的功率损失, 至今还没有针对行星齿轮传动可使用的计算公式,通常液力损失与啮合损失相比较要小得多,因此在变速器传动效率计算时,仅考虑啮合齿轮副损失。

(1)当变速器工作于HM₁、HM₃段时,正相汇流排P₂工作,如图2(A)所示,此时变速器传动效率(η)计算^[24]结果如下:

	图 2 行星排汇流方案 Fig. 2 The planetary row convergence program
图选项

1)正相汇流排P₂工作时,当e≥0,i^a_cI i^b_cI≤0,且|i^b_cI|≥|i^a_cI|时,存在功率循环,各功率循环存在于b-Ⅰ路中;当e≤0,i^a_cI i^b_cI≥0时,不存在功率循环:

2)根据通常条件下的齿轮副加工精度,外啮合效率取0.97,内啮合效率取0.98。将啮合齿轮副损失系数代入式(10)可得此时变速器的总传动效率。

(2)当变速器工作于HM₂、HM₄段时,反相汇流排P₁工作,如图2(B)所示,此时变速器传动效率计算公式如下:

将啮合齿轮副损失系数代入式(11)可得此时变速器的总传动效率。

综上可以得到变速器总传动效率的表达式,本文以传动效率最高为目标确定行星排特性参数。已知行星排特性参数k₁的取值范围为1.5~3.0^[11],当k₁确定时,k₂也同时被确定。通过查表^[23],将满足条件的k₁值代入效率计算公式(10)(11),得到k₁与变速器传动效率之间的关系如图3所示。由图3可知该变速器具有较高的传动效率。满足要求的行星排参数如表2所示。

	图 3 不同k1对应的效率曲线 Fig. 3 Different k1 corresponding efficiency curve
图选项

以拖拉机HM₁段正向行驶为例进行分析,该段输出转速的理论模型如式(3)所示。在HM₁段,仅P₂行星排工作,该行星排通过行星架向后输出转矩,据此得到P₂行星排行星架输出转矩为:

功率流经P₂行星排行星架汇流后通过定轴齿轮向后输出,故有:

式中:M_HM1为液压机械HM₁段输出转矩,N·m;M_t、M_j分别为行星排太阳轮、齿圈和行星架转矩,N·m。

由式(3)和(12)可得液压机械HM₁段输出功率的理论模型:

于是有:

式中:P_y为液压元件的功率,kW;M_m为液压马达转矩,N·m。

当不考虑功率损失时,发动机功率为143 kW,取液压元件最小放大系数,得到所需液压元件的最小功率为63 kW。本研究选用林德公司生产的DuraForce HPV系列闭式回路变量泵和HMV系列闭式回路定量马达,额定功率75 kW,额定转速3 300 r·min^-1,额定压力42 MPa,额定排量54.8 cm³·r^-1。

液压功率分流无级变速器无级调速关键在于其容积调速液压回路^[9],该系统由变量泵和定量马达组成,具有传动效率高、承载能力大的特点,其油路构成如图4所示。

	图 4 泵-马达调速系统 Fig. 4 The speed control system of pump and motor
图选项

在选型阶段,使变量泵与定量马达额定排量相同,通过调节变量泵排量,可控制定量马达转速在正负两个极值之间变化。泵-马达进出口油路一侧为高压油管,其压力由负载决定,当其压力过高时,由安全阀对其进行泄流;另一侧为低压油管,当该油路压力过低时,由补油泵对其进行补油,使低压油管压力等于补油压力,此外,补油泵与变量泵共轴,其动力最终由发动机提供。

该调速系统通过电压控制变量泵斜盘倾角,进而调节泵-马达排量比及传动比。试验表明(图5):变量泵斜盘倾角励磁电压与泵-马达传动比之间基本呈线性关系,这为变速器传动比的精确控制提供了方便。

	图 5 泵-马达传动比与比例电磁阀通电电压关系 Fig. 5 The relationship between pump-motor speed ratio and the voltage of the proportional electromagnets
图选项

基于图1传动原理图建立液压功率分流无级传动系统AMEsim仿真模型,如图6所示。该模型主要由静液压无级变速器模块和机械有级变速器模块组成。前者主要包括变量泵和定量马达,后者主要包括同步器和双汇流行星排。

	图 6 液压功率分流无级变速器仿真模型 Fig. 6 The simulation model of the transmission
图选项

仿真时,发动机转速分别设置为750、1 100、1 900、2 200 r·min^-1,负载500 N·m。仿真时间设置为:主离合器起动和HM₁段,0~6 s;HM₂段,6~12 s;HM₃段,12~18 s;HM₄段,18~24 s。

图7所示为变速器的无级调速特性仿真结果。由图7可知,通过变量泵排量与各同步器的协同控制,该变速器可以实现拖拉机在0~50 km·h^-1范围内的无级调速。当发动机工作于较低的750、1 100 r·min^-1时,拖拉机各段速度变化均较为平缓,便于速度微调;而当发动机工作于较高的1 900、2 200 r·min^-1时,拖拉机在低速段速度平缓,在高速段加速性能较好。

	图 7 拖拉机行驶速度 Fig. 7 The tractor′s speed
图选项

图8所示为变速器的输出转矩特性仿真结果。由图8可知,马达轴与变速器输出轴的转矩之比在段内维持恒定,而在段间近似呈双曲线规律变化,发动机2 200 r·min^-1时HM₁~HM₄段马达输出转矩分别为变速器输出转矩的5.519%、8.867%、18.230%和34.420%,可视为恒功率传递^[22]。

	图 8 转矩特性曲线 Fig. 8 The curve of torque property
图选项

图9所示为变速器的液压功率分流特性仿真结果。由图9可知,变速器在调速过程中的最高液压分流功率不足变速器总输入功率的44%,且各段中速度较高的一侧液压分流功率较小,因而具有较高的传动效率。特别是,当排量比为0时,变速器转为纯机械传动,此时系统传动效率最高。

	图 9 液压功率分流比 Fig. 9 Hydraulic power distributing ratio
图选项

对犁耕工况进行仿真分析,由于不同工况下发动机的转速、转矩是变化的,所以根据发动机特性曲线采用试验建模的方法建立新的发动机模型;因本文不对转向特性进行研究,故在建立负载模型时,将主减速器、轮边减速器和差速器合成一个整体进行建模。将4.1节中的变速器模型进行封装并与新建的发动机模型和负载模型组合成新的仿真模型(图10)。

	图 10 负载工况仿真模型 Fig. 10 The simulation model of the load condition
图选项

对犁耕工况下不同发动机输出转速、转矩和段位匹配情况进行研究,由于各段中点处排量比等于0为纯机械传动,效率最高,因此进行两次仿真,具体条件如下所述:

仿真1:拖拉机轮胎处设置负载为27 000 Nm,保持发动机油门开度为1,HM₁段同步器工作,0~20 s变量泵排量由-1变为+1,第20秒换段HM2段同步器工作,排量比在第20~30秒由+1变为0,并维持到仿真结束。

仿真2:拖拉机轮胎处设置负载为27 000 Nm,保持发动机油门开度为0.6,HM₁段同步器工作,0~10 s变量泵排量由-1变为0,并维持到仿真结束。对犁耕工况的仿真结果如图11所示。

	图 11 犁耕工况仿真结果 Fig. 11 The simulation results of the ploughing conditions
图选项

仿真结果表明:

1)仿真1与仿真2的拖拉机稳定行驶速度分别为8.5和6.1 km·h^-1,均满足犁耕作业所需的5~10 km·h^-1拖拉机行驶速度^[19]。根据此时的发动机输出转速与转矩,由发动机万有特性曲线得到两种工况下的发动机比油耗分别为215、300 g·(kW·h)^-1。由此可知,在同等作业工况下,应当尽可能使用高段位与低发动机转速实现所需拖拉机行驶速度,从而节省燃油消耗。

2)段位切换时,变量泵进出口油路压力发生互换,即原高压油路转换为低压油路,原低压油路转换为高压油路,这是由换段时马达负载扭矩方向发生反转导致的。不仅如此,在负载换段时,变量泵进出口油路压力与拖拉机行驶速度均产生一定波动,由于变速器在设计过程中遵循等速换段条件,故这种波动并未形成真正意义上的动力中断。

1)首次提出一种将中间轴式机械变速器和HST并联的新型液压功率分流无级变速器传动方案。该方案具有4个液压机械工作段位,采用同步器进行换段,通过双排行星机构实现功率汇流,可实现拖拉机0~50 km·h^-1范围内的无级调速。

2)以总传动效率最高为目标对行星排特性参数进行选择,进而确定各齿轮系传动比参数,并对HST油路进行了设计和元件选型。

3)基于AMEsim对所提出的变速器设计方案传动特性和典型工况进行了分析。仿真结果表明:所设计的功率分流无级变速器具有预期的无级调速特性,完全符合设计要求;该变速器在各段的马达轴与输出轴转矩之比近似满足恒功率传递,从而适应拖拉机在低速重载与高速轻载等各类工况下的传动需求;该变速器的最高液压功率分流比为44%,为提高变速器的传动性能和经济性能,应当尽可能使泵-马达排量比在零值附近工作。犁耕工况仿真结果表明:在同等作业工况下,为使拖拉机获得燃油经济性,应当尽可能使用高段位与低发动机转速实现所需拖拉机行驶速度。