盤九保，韋海燕，黃曉冬

高速乘坐式插秧機無級變速系統(tǒng)行星齒輪機構研究

盤九保，韋海燕，黃曉冬

（廣西大學機械工程學院，廣西南寧530004）

行星齒輪機構的效率和轉矩是評價行星齒輪傳動性能優(yōu)劣的重要指標。分析已有的兩種行星齒輪機構，提出與HST靜液式無級變速器匹配的第三種行星齒輪機構，對比探討三種行星齒輪機構的結構特點和傳動比、機械效率、轉矩，在最大傳動比一致（為32）且HST靜液式無級變速裝置變量泵操作臂轉過相同角度的情況下，第三種結構的行星齒輪機構傳動比可以在較大值的范圍內變化，曲線平緩，最小值是-3.3，并且當變量泵定量馬達排量比變化率在-0.85ˉ0.425時其機械效率達到90%以上，同時它的輸出轉矩較大，使高速乘坐式插秧機具有足夠大的驅動力，并且變量泵操縱臂的改進設計也簡單，與HST靜液式無級變速器匹配構成的插秧機無級變速系統(tǒng)可適用于農(nóng)用機械中。

插秧機無級變速系統(tǒng)；傳動比；機械效率和轉矩；變量泵定量馬達排量比變化率

隨著我國國民經(jīng)濟的發(fā)展，農(nóng)村城鎮(zhèn)化的程度不斷提高，大量使用機械耕作是未來農(nóng)業(yè)發(fā)展的趨勢。但是目前我國許多地區(qū)田間插秧仍然采用手工作業(yè)，工作效率不高，勞動強度也大[1]，即使有進口的或者外資企業(yè)生產(chǎn)的自動化程度較高的農(nóng)用機械，價格也相當昂貴[2]，開發(fā)具有自主品牌的農(nóng)用機械，是目前農(nóng)機制造廠亟待研究的一項重要內容。

為了保證插秧作業(yè)的平穩(wěn)性，適應變化的環(huán)境條件，目前先進的插秧機均采用無級變速，農(nóng)用機械無級變速系統(tǒng)通常由HST靜液式無級變速裝置、行星齒輪機構和有級式的變速器構成。本文根據(jù)高速乘坐式插秧機無級變速系統(tǒng)的結構特點，在已知的兩種行星齒輪機構的基礎上分析第三種行星齒輪機構，目前該種方案在國內外還未研究過。文中探討三種方案的行星齒輪機構與靜液式無級變速器匹配的結構特點，對三種方案行星齒輪機構的傳動比、傳動效率和轉矩進行對比分析，對第三種方案的HST控制臂的結構進行改進設計，為高速乘坐式插秧機無級變速器廣泛運用于農(nóng)用機械提供理論依據(jù)。

1 行星齒輪機構特性分析

1.1 結構

高速乘坐式插秧機HMT無級變速系統(tǒng)通常采用一種雙動力自動轉換輸出裝置，組合運用機械傳動與液壓傳動，在低轉速時通過液壓傳動，可實現(xiàn)平穩(wěn)的無級調速，高轉速時由發(fā)動機直接驅動機械變速器，實現(xiàn)大功率輸出，提高了插秧機無級變速系統(tǒng)效率。已知兩種插秧機無級變速系統(tǒng)與HST組合的行星齒輪機構結構分別如圖1、圖2[3-4]，兩者的主要區(qū)別在于行星齒輪機構，前者是恒星輪、行星架作為輸入，齒圈作為輸出，后者是齒圈、恒星輪作為輸入、行星架作為輸出。

圖1 第一種行星齒輪機構

圖2 第二種行星齒輪機構

在此基礎上提出第三種插秧機無級變速系統(tǒng)，如圖3所示，其行星齒輪機構與上述兩種相似，同樣為單排2K—H型周轉輪系。

圖3 第三種行星齒輪機構

為了便于比較分析，對于上述三個圖中行星齒輪機構的恒星輪、齒圈、行星架分別用a、b、x表示，且有Za=24，Zb=51，Z3=13.設HST輸入軸轉速為n0，恒星輪轉速為na，周轉輪轉速為nb，行星架轉速為nx，qp為變量泵排量，qm為馬達排量，定義e為變量泵-定量馬達排量比變化率[5]，則有：

若均采用與第一種插秧機相同的HST無級變速裝置，且HST容積效率為固定值ηv=0.85.在圖3所示的行星齒輪機構中，HST的輸入軸與齒輪6同軸，行星排特性參數(shù)：a=Zb/Za=2.125，其中齒輪齒數(shù)：Z6=17，Z1=58.

1.2 三種行星齒輪機構的傳動比

分析第三種行星齒輪機構的傳動比：

將（3），（4）代入（2）中得該機構傳動比：

由上式可得：

且有：

同理，可求得第一種插秧機無級變速系統(tǒng)行星齒輪機構傳動比：

且有：

類似地第二種插秧機無級變速系統(tǒng)行星齒輪機構傳動比是：

且得到：

1.3 三種行星齒輪機構機械效率

以HST變量泵斜盤傾角在-15°～0°范圍（即變量泵排量比相對變化率e在-0.85～0區(qū)間）進行分析。當-0.85＜e＜-0.293時，對于圖3的行星齒輪機構，恒星輪、齒圈作為輸入件，行星架為輸出件，用嚙合功率法[6]可得其機械效率：

由差動行星齒輪機構嚙合功率損失計算公式[3]得出嚙合損失系數(shù)：

當e=0時，在行星齒輪機構中，由齒圈輸入、恒星輪固定，行星架輸出，通過類似的計算求出行星輪輸入的傳動效率：

將（6）、（7）和（15）代入公式（14）得：

第一種插秧機行星齒輪機構由恒星輪、行星架輸入、齒圈輸出，在-0.85＜e＜-0.293的機械效率：

而當e=0時：

η（ab）x=0.987

同理求得第二種插秧機行星齒輪機構在-0.85＜e＜-0.293的機械效率：

當e=0時，在行星齒輪機構中，由恒星輪輸入，齒圈固定，行星架輸出

類似地，可以推導得到HST變量泵斜盤傾角在0°～15°范圍（即變量泵排量比相對變化率e在0～0.85區(qū)間）時的三種插秧機行星齒輪機構的機械效率，不再贅述。

1.4 三種行星齒輪機構的轉矩

忽略不計行星齒輪在摩擦力損失的情況下，在行星齒輪傳動轉矩平衡時，作用于基本構件a，b，x上的扭矩以及他們所傳遞的功率的代數(shù)和為零，即有：對于第一種結構，e=0時，從齒b輸入的扭矩：

e≠0，則由式（8）得到：

類似地對于第二種機構，e=0時，從行星架x輸出的扭矩是：當e≠0，則由式（11）得到：

對于第三種機構，e=0時，從行星架x輸出的扭矩是

e≠0當，則由式（5）得到：

由此得到e=0時一、二、三種機構的轉矩分別是：

Tb=2.32T0，Tx=10.67T0，Tx=5T0

e≠0時，對于一、二、三種機構轉矩的輸出和輸入之比用K表示。

2 三種行星齒輪機構的傳動比、機械效率和轉矩對比分析

考慮到第三種行星齒輪機構它的傳動比在e>0.598以后增長過快，在探討三種行星齒輪機構的傳動比和傳動效率時，取-0.85＜e＜0.598，分別得到圖4、5、6.圖中把圖1、2、3的插秧機無級變速系統(tǒng)行星齒輪機構分別用1、2、3來表示，并且傳動比為負值表示其輸出動力軸的旋轉方向與發(fā)動機的旋轉方向相反。

圖4 三種行星齒輪機構傳動比對比

圖5 第1和3兩種無級變速系統(tǒng)行星齒輪機構機械效率對比

圖6 第2和3種行星齒輪機構機械效率對比

由圖4可知，當變量泵排量比相對變化率e從-0.85～0.598之間變化時，第一種行星齒輪機構的傳動比從最大值32.4逐漸減小，并且趨近于0，第二種無級變速系統(tǒng)行星齒輪機構的傳動比則隨著排量比的增加，從-2.12開始逐漸增大，在e=0.135傳動比達到-510，e=0.155傳動比為85.9.第三種無級變速系統(tǒng)行星齒輪機構傳動比則隨著排量比的增加，從-1.49開始逐漸增大，e=0.598附近達最大值-125.

圖5中第三種無級變速系統(tǒng)行星齒輪機構在變量泵排量比相對變化率e=-0.85～-0.295時的機械效率變化不大，e>0后減小，e>0.53后減小的幅度加快，e>0.598以后無動力傳遞；第一種插秧機行星齒輪機構機械效率e=-0.85～0時隨著排量比的增加逐漸增大，在e=0時達到最大值，隨后有所減小。

對于第二種行星齒輪機構在變量泵排量比相對變化率e=-0.85時，機械效率最大，近似等于1，隨著變量泵排量比相對變化率e的增加，機械效率逐漸減小，e=0.132時機械效率基本為零，當e=0.14時，機械效率開始增大，e=0.59時接近最大值，在1.33≤e≤1.4之間無動力傳動。

從上述分析可以得到，插秧機無級變速系統(tǒng)機械效率與HST變量泵的排量比、行星齒輪機構的傳動比有關的。HST變量泵的排量比在一定值時，傳動比達到較大的值，行星齒輪機構的機械效率低。要獲得較大的機械效率和適當?shù)膫鲃颖龋谝?、二種無級變速系統(tǒng)HST靜液式無級變速裝置的排量比變化率分別選擇在-0.85～0、-0.727～0.093之間，第三種無級變速系統(tǒng)HST靜液無級變速裝置的排量比變化率選擇在-0.85～0.528之間，在最大傳動比一致且HST靜液無級變速裝置操作轉過相同角度的情況下，這三種結構的傳動比最小值分別是2.32、-1.7、-3.3，從此數(shù)值可以看到，采用第三種行星齒輪機構的傳動比可以在較大的值范圍內變化，曲線平緩，排量比變化率自-0.85～0.425時機械效率仍然能夠達到90%，使高速乘坐式插秧機具有較大的驅動力。3種機構從HST輸入到行星齒輪機構輸出轉矩關系如圖所示。

圖7 3種機構從H S T輸入到行星齒輪機構輸出轉矩關系

對比可知，第一種行星齒輪機構輸出轉矩與輸入轉矩之比最大可達33.33倍，第二種可達694（圖中未表示出來，但是這數(shù)值因為傳動比在排量比變化率為0.137附近突然增大或減小不好控制），第三種最大達94.7，可獲得較高的動力性。

3 HST控制臂操作對比

液壓無級變速裝置HST是通過調節(jié)變量泵排量比相對變化率實現(xiàn)傳動比的連續(xù)變化，從而實現(xiàn)無級變速的，變量泵排量比相對變化率e的計算公式是：

根據(jù)公式（25），排量比在-1～1之間變化，故變量泵排量比相對變化率e在-ηv～ηv的范圍內變化時，液壓傳動系統(tǒng)傳動比iHST可正反方向在其范圍內進行連續(xù)取值。

第一種插秧機HST變量控制角度在-15°～0°范圍，即e在-0.85→0區(qū)間變化。常態(tài)下，未踩油門踏板，HST變量控制桿位置在-15°附近，恒星輪轉速na約為-0.85n0，行星輪機構輸出轉速nb=-0.03n0；當油門踏板踩到底時，HST變量控制桿轉至0°位置（從上往下看為順時針轉動），泵排量變?yōu)榱?，液壓路無功率流，恒星輪轉速na=0，行星輪機構輸出轉速nb=-0.43n0，此時整個HMT相當純機械傳動機構，傳動效率達到最高。

對于圖2，同圖1，HST變量泵控制桿轉動角度約設定在-15°～0°范圍時，即變量泵排量比相對變化率e在-0.85→0區(qū)間變化，nx=-（0.67～0.09）n0.根據(jù)公式（25）可知，在油門踏板踩下約2/3行程的時候，HST變量控制桿轉至-5.3°附近，即nx≈0.294n0，此時整個HMT傳動效率達到最高。

同理，可以得到圖1和圖2在HST變量泵控制桿轉動角度約設定在0°～10.5°范圍時變量泵排量比相對變化率e對傳動效率的影響關系。

對于圖3，當變量泵排量比相對變化率e由0.59→-0.85變化設計時，nx=-（0.01～0.47）n0，此時根據(jù)公式（25）可知把HST變量泵控制桿轉動角度約設定在10.5°～-15°范圍，控制桿轉動方向—從上往下看為逆時針。此方案中，整機各傳動齒輪的齒數(shù)均不需改變。與第一、第二種插秧機無級變速系統(tǒng)之間的差異：HST變量控制桿轉動角度大，相同擺臂的擺動行程大；變量控制角由正角度變?yōu)樨摻嵌?，即恒星輪轉動方向會變化；整個HMT傳動效率最高的時候出現(xiàn)在油門踏板踩下約2/5行程的時候，即HST變量控制桿轉至-5.58°附近，此時nx≈0.298n0.按e由0.59→0變化設計時，nx=-（0.01～0.20）：此時HST變量控制桿轉動角度約設定在10.5°～0°范圍，控制桿轉動方向—從上往下看為逆時針，同時前橋傳動比、后橋傳動比及株距傳動比需調整至原來的0.46倍。此方案可實現(xiàn)油門踏板踩到底時傳動效率最高，同時避免恒星輪轉動方向的變化，但HST速比變化范圍小，同時需對前橋傳動、后橋傳動及株距傳動做適當調整。

根據(jù)上面的分析，對于插秧機無級變速系統(tǒng)要獲得較佳的傳動特性，不僅要考慮無級變速系統(tǒng)行星齒輪機構的結構，還要考慮與HST無級變速裝置的合理匹配，第一種插秧機無級變速系統(tǒng)HST的排量比選擇在-0.85＜e＜0之間，傳動比是逐漸減小的，而第三種無級變速系統(tǒng)HST的排量比取0＜e＜0.6，而第二種的排量比大致選擇在-0.415＜e＜0.13之間。

4 結束語

（1）插秧機無級變速系統(tǒng)行星齒輪機構與HST無級變速裝置匹配對整個傳動系統(tǒng)的傳動比和機械效率有較大的影響，同時還需要適當?shù)剡x擇HST靜液式無級變速傳動裝置排量比的變化率。

（2）提出第三種行星齒輪機構與已存在的二種插秧機無級變速系統(tǒng)行星齒輪機構和HST無級變速裝置構成的插秧機無級變速系統(tǒng)進行對比分析。在最大傳動比一致（為32）且HST靜液式無級變速裝置轉過相同角度的情況下，第一、二、三種結構的行星齒輪機構傳動比最小值分別是2.32、-1.7、-3.3。第三種行星齒輪機構的傳動比可以在較大值的范圍內變化，曲線平緩。

（3）第三種插秧機無級變速系統(tǒng)輸出軸的旋轉方向與發(fā)動機的旋轉方向相反，只需對變量泵操作臂進行簡單的改進設計即可，其在高轉速時運轉平穩(wěn)自如，并且在變量泵定量馬達排量比變化率在-0.85～0.425時具有較高的傳動效率，使得插秧機的整體性能得到提高。

[1]陳品.稻作方式的擴散及影響因素研究——基于江蘇省的實證研究[D].揚州：揚州大學，2013.

[2]陳凌霄.福建省水稻機械化育插秧技術推廣現(xiàn)狀與發(fā)展對策研究[D].福州：福建農(nóng)林大學，2012.

[3]洋馬農(nóng)機株式會社.插秧機用變速器[P].中國：ZL200810135871.9，2008.

[4]一拖（黑龍江）東方紅工業(yè)園有限公司.插秧機行星輪系傳動裝置[P].中國：ZL201110359541.X，2012.

[5]高翠.液壓機械無級變速傳動特性分析與仿真[D].鎮(zhèn)江：江蘇大學，2010.

[6]饒振綱.行星齒輪傳動設計[M].2版.北京：化學工業(yè)出版社，2014.

Research on Planet Gear Mechanism of Step less Speed Regulation System for High Speed Riding Rice Transplanter

PAN Jiu-bao，WEI Hai-yan，HUANG Xiao-dong
（School of Mechanical Engineering，Guangxi University，Nanning Guangxi 530004，China）

The efficiency and torque of planetary gears mechanism are important index to evaluate its transmission performance.This paper puts forward with a third planetary gear mechanism on the basis of the existing the other two kinds.The structures，transmission ratio，mechanical efficiency and torque are compared for the three kinds of planetary gear mechanisms.When their transmission ratios maximum are as the same as each other（gratitude 32），and the manipulation arm of the pump of the HST hydrostatic steeples speed devices rotate at the same degree，the transmission ratio of the third kind of planetary gear transmission change in a wide range without large fluctuation，can reach a minimum of-3.3.When the change rate of displacement ratio for PV and MF varies in-0.85～0.425，the mechanical efficiency of the third planetary gear mechanism can be higher than 90%.Meanwhile its output torque is bigger，leading to adequate driving force of high-speed riding transplanted，and the improving design of the manipulation arm of PV is simple.

steeples gear system of transplanted；transmission ratio；mechanical efficiency and torque；change rate of displacement ratio for PV and MF

S223.91

A

1672-545X（2017）02-0009-05

2015-04-07

廣西制造系統(tǒng)與先進制造技術重點實驗室資助項目“基于HMT的插秧機多目標融合變速控制研究”（14-045-15S02）

盤九保（1988-），男，瑤族，廣西桂林人，碩士研究生，研究方向：車輛動力傳動及其綜合控制；韋海燕（1963－），女，壯族，廣西南寧人，副教授，博士，研究方向：汽車節(jié)能與排放控制、車輛動力傳動及其綜合控制。