工程设计学报

工程设计学报, 2024, 31(5): 670-680 doi: 10.3785/j.issn.1006-754X.2024.04.132

整机和系统设计

自走式三七联合收获机液压系统设计与试验研究

李漫漫,,1,2, 杨全合1,2, 解开婷2,3, 王媛1,2, 徐东辉4, 张兆国,,1,2

1.昆明理工大学 现代农业工程学院，云南 昆明 650500

2.云南省高校中药材机械化工程研究中心，云南 昆明 650500

3.昆明理工大学 机电工程学院，云南 昆明 650500

4.齐齐哈尔大学 机电工程学院，黑龙江 齐齐哈尔 161000

Design and experimental study of hydraulic system of self-propelled Panax notoginseng combine harvester

LI Manman,,1,2, YANG Quanhe1,2, XIE Kaiting2,3, WANG Yuan1,2, XU Donghui4, ZHANG Zhaoguo,,1,2

1.Faculty of Modern Agricultural Engineering, Kunming University of Science and Technology, Kunming 650500, China

2.Research Center on Mechanization Engineering of Chinese Medicinal Materials of Yunnan Province, Kunming 650500, China

3.Faculty of Mechanical and Electrical Engineering, Kunming University of Science and Technology, Kunming 650500, China

4.School of Mechanical and Electrical Engineering, Qiqihar University, Qiqihar 161000, China

通讯作者: 张兆国（1966—），男，教授，博士，从事农业装备设计与制造研究，E-mail: zzg@kust.edu.cn，https://orcid.org/0009-0000-9085-420X

收稿日期: 2024-04-19   修回日期: 2024-05-10  

基金资助: 国家重点研发计划资助项目.  2022YFD2002004
黑龙江省省属高等学校基本科研业务费科研项目.  135509410

Received: 2024-04-19   Revised: 2024-05-10  

作者简介 About authors

李漫漫（1998—），女，硕士生，从事农业装备设计与制造研究，E-mail:limanman@stu.kust.edu.cn，https://orcid.org/0009-0007-1488-2867 , E-mail：limanman@stu.kust.edu.cn

摘要

针对丘陵山区三七收获劳动强度大、效率低及成本高等问题，开展自走式三七联合收获机液压系统研究。首先，对整机关键工作部件的液压系统进行理论分析、计算与设计，完成了液压元件选型。然后，利用AMESim软件建立液压系统仿真模型，开展各液压元件工作状态仿真分析，验证了液压系统设计方案的可行性。最后，制造样机并开展田间试验，完成了对整机液压系统工作性能的测试。试验结果显示：驱动一级升运链、振动轮、二级升运链与提升装置的液压马达的平均转速偏差分别为1.15%，2.05%，5.10%，4.09%；升降、倾角调节与倾卸液压缸的平均收回同步偏差率分别为0.63%，1.16%，0.62%，平均收回锁止偏差率分别为0.34%，0.66%，0.33%；倾卸液压缸的平均伸出同步偏差率与平均伸出锁止偏差率分别为0.56%，0.30%。结果表明，所设计的液压系统满足自走式三七联合收获机的作业要求，可为丘陵山区根茎类联合收获机液压系统的设计提供理论基础与参考。

关键词： 三七 ; 联合收获机 ; 液压系统 ; 仿真分析 ; 田间试验

Abstract

Aiming at the problems of high labor intensity, low efficiency and high cost of Panax notoginseng harvesting in hilly and mountainous areas, the hydraulic system of the self-propelled Panax notoginseng combine harvester was studied. Firstly, the hydraulic system of the key working components of the whole machine was theoretically analyzed, calculated and designed, and the selection for hydraulic components was completed. Then, the hydraulic system simulation model was established by AMESim software, and the simulation analysis for the working state of each hydraulic component was carried out to verify the feasibility of the hydraulic system design scheme. Finally, a prototype was manufactured and the field test was carried out to test the working performance of the hydraulic system of the whole machine. The test results showed that the average speed deviations of the hydraulic motors driving the first-stage lifting chain, the vibrating wheel, the second-stage lifting chain and the lifting device were 1.15%, 2.05%, 5.10% and 4.09%, respectively. The average retraction synchronization deviation rates of lifting, inclination adjustment and dumping hydraulic cylinders were 0.63%, 1.16% and 0.62%, respectively, and the average retraction locking deviation rates were 0.34%, 0.66% and 0.33%, respectively. The average extension synchronization deviation rate and the average extension locking deviation rate of dumping hydraulic cylinder were 0.56% and 0.30%, respectively. The results indicate that the designed hydraulic system can meet the operation requirements of self-propelled Panax notoginseng combine harvester, which can provide theoretical basis and reference for the design of the hydraulic system of rhizome combine harvesters in hilly and mountainous areas.

Keywords： Panax notoginseng ; combine harvester ; hydraulic system ; simulation analysis ; field test

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本文引用格式

李漫漫, 杨全合, 解开婷, 王媛, 徐东辉, 张兆国. 自走式三七联合收获机液压系统设计与试验研究[J]. 工程设计学报, 2024, 31(5): 670-680 doi:10.3785/j.issn.1006-754X.2024.04.132

LI Manman, YANG Quanhe, XIE Kaiting, WANG Yuan, XU Donghui, ZHANG Zhaoguo. Design and experimental study of hydraulic system of self-propelled Panax notoginseng combine harvester[J]. Chinese Journal of Engineering Design, 2024, 31(5): 670-680 doi:10.3785/j.issn.1006-754X.2024.04.132

本文链接：https://www.zjujournals.com/gcsjxb/CN/10.3785/j.issn.1006-754X.2024.04.132

三七是云南省的道地中药材，其价格昂贵，药用价值极高，市场需求逐年攀升[1-4]。然而，传统的三七收获机采用机械传动，作业效率低下，严重制约着三七的产业化发展[5]。液压传动具有作业响应快、控制准确及效率高等优点，因此有必要开展三七收获机的液压系统研究。

随着农机自动化技术的不断提升，液压系统的应用日益普及。杜小强等[6]设计了跨式油茶果收获机履带底盘行走液压系统并开展了田间试验，得到液压底盘的直线行驶偏移率为1.7%，验证了履带式液压底盘直线行驶的稳定性。朱晨辉[7]采用双泵-双马达的底盘液压驱动方案，开展了履带式烟叶采收机液压行驶系统设计，并采用模糊PID（proportional-integral-derivative，比例-积分-微分）控制方法来控制该采收机的直行与转向。Song等[8]在位置误差控制算法和角度误差控制算法的基础上，提出了收获机底盘的液压调平控制策略，通过减少液压缸的伸缩来减小收获机中心位置的移动量，从而实现收获机的稳定运行。然而，上述文献仅针对液压底盘，缺乏对收获机关键工作部件液压系统的研究。为此，张兆国等[9]设计了一款全液压驱动的履带自走式温室三七收获机，其配置的本地控制系统与远程控制系统均能实现整机前进、后退以及升运链旋转、挖掘装置升降等功能。张建龙[10]设计了一套履带式辣椒收获机液压系统，包括底盘行走液压系统、采摘机构液压系统与料箱清选液压系统，并通过田间试验证明了该收获机具有良好的行驶性能、稳定性与安全性。王恒[11]对谷物联合收获机液压系统的动态特性进行了研究，在收获机行走、采收、调平等功能方面，仿真分析结果与田间试验结果具有良好的一致性，验证了该液压系统设计方案的合理性与可行性。Wang等[12]对联合收获机的集管液压系统进行了设计，并研究了液压泵转速对集管液压系统工作效率的影响，结果表明：所设计的液压系统在收获过程中能够满足收获机割台的工作要求。

上述研究表明，应用液压系统可提升收获机的工作效率和稳定性。然而，目前仍缺乏针对自走式三七联合收获机液压系统设计的研究。基于此，本文拟对自走式三七联合收获机关键工作部件的液压系统进行设计与分析，并通过开展田间试验来测试所设计的液压系统的工作性能，旨在为丘陵山区根茎类联合收获机液压系统的设计提供理论基础与参考。

1 自走式三七联合收获机的结构与工作原理

1.1　收获机的结构

自走式三七联合收获机的三维模型如图1所示，整机长5 000 mm，宽2 000 mm，高2 800 mm，最大横向爬坡角度为25°，最大纵向爬坡角度为30°，其整体机型较小，能够满足云南小地块及大坡度的作业要求。该收获机的质量为3 500 kg，最大行驶速度为7.2 km/h；收获机采用履带式底盘来增大与地面的接触面积，以保证整机稳定行驶与作业。

图1

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图1   自走式三七联合收获机三维模型

Fig.1   Three-dimensional model of self-propelled Panax notoginseng combine harvester


1.2　收获机的工作原理

当自走式三七联合收获机处于工作状态时，升降液压缸处于浮动状态，依靠外接负载进行伸缩；一级挖掘输送装置在自身重力的作用下下降，并通过限深轮紧贴地面，使挖掘铲达到挖掘深度；倾角调节液压缸通过钢丝拉动一级升运链的驱动轴，使其沿导轨上下滑动，从而实现一级升运链倾角的调节；液压马达通过齿轮传动来驱动一级升运链和振动轮转动，以实现对三七根土混合物的初步分离以及向下一级输送，其中振动轮可在导轨上滑动，并通过钳制器固定在任意位置处，从而实现一级升运链振幅的调节；液压马达通过链轮传动来驱动二级升运链和提升装置转动，以实现三七的输送、提升与收集；当收集箱满载后，通过液压控制来实现收集箱的翻转。

当三七联合收获机处于运输状态时，一级挖掘输送装置在升降液压缸的拉力作用下被抬起，同时所有液压马达停止转动，柴油发动机的输出动力主要通过齿轮变速箱传递给半轴，以驱动履带底盘的前进或后退，从而实现收获机的运输功能。

2 自走式三七联合收获机液压系统设计

2.1　液压系统原理

本文针对自走式三七联合收获机所设计的液压系统的总体原理如图2所示。该液压系统主要由液压伸缩系统（一级挖掘输送装置升降回路、一级升运链倾角调节回路、收集箱倾卸回路）与液压旋转系统（一级升运链旋转回路、振动轮旋转回路、二级升运链旋转回路、提升装置旋转回路）组成。其中，液压伸缩系统采用单泵-多缸的形式，液压泵的排量固定，液压缸采取节流调速方式，即通过调节调速阀的开度来调节液压缸流量，进而调节液压缸的伸缩速度。为了避免液压缸活塞的位置发生变化，使用2个电磁锁止阀来固定液压缸活塞的位置，并采用同步马达使2个液压缸的伸出和收回运动保持一致。液压旋转系统采用单泵-单马达的形式，液压泵与液压马达的排量固定，采取节流调速方式，即通过控制电磁比例阀的开度来控制液压马达的流量，进而控制液压马达的转速[13-14]。

图2

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图2   自走式三七联合收获机液压系统总体原理

1—过滤器；2—液压泵；3—电磁溢流阀；4—电磁换向阀；5—调速阀；6—电磁锁止阀；7—一级挖掘输送装置升降液压缸；8—一级升运链倾角调节液压缸；9—收集箱倾卸液压缸；10—电磁比例阀；11—一级升运链驱动液压马达；12—振动轮驱动液压马达；

13—二级升运链驱动液压马达；14—提升装置驱动液压马达。

Fig.2   Overall principle of hydraulic system of self-propelled Panax notoginseng combine harvester


自走式三七联合收获机液压系统控制框图如图3所示。

图3

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图3   自走式三七联合收获机液压系统控制框图

Fig.3   Control block diagram of hydraulic system of self-propelled Panax notoginseng combine harvester


2.2　主要液压元件的选型

2.2.1　液压马达的选型

本文所设计的液压系统包括1个一级升运链驱动液压马达、1个振动轮驱动液压马达、1个二级升运链驱动液压马达以及1个提升装置驱动液压马达。所选用的液压马达须满足收获机关键部件工作时所需的驱动扭矩与转速。

液压马达扭矩的计算式如下：

T=FRnη1

式中：T为液压马达扭矩，N·m；F为工作部件的工作载荷，N；R为驱动轮半径，m；n为液压马达个数；η1为液压马达传动效率，本文取0.95[15]。

液压马达的理论排量可表示为：

V1=2πTp1η2

式中：V1为液压马达的理论排量，mL/r；p1为液压马达的最高工作压力，MPa；η2为液压马达的机械效率，本文取0.90[16-17]。

除了要满足最大扭矩外，液压马达还应满足收获机作业时最高转速的要求。液压马达最高转速的计算式如下：

nmax=1 000vmax60×2πR

式中：nmax为液压马达的最高转速，r/min；vmax为工作部件的最大升运速度，m/s。

将4个液压马达的相关工作参数代入式(1)至式(3)，根据实际工况计算得到收获机中液压马达工作时所需的最大扭矩、理论排量和最高转速。各液压马达的计算参数与选型如表1所示。

表1   各液压马达的计算参数与选型

Table 1  Calculation parameters and selection of each hydraulic motor

液压马达计算参数所选型号及相关参数
一级升运链驱动液压马达

最大扭矩：372.28 N·m

理论排量：289.02 mL/r

最高转速：114.65 r/min

型号：BMR-400

最大扭矩：418 N·m

理论排量：392.9 mL/r

最高转速：140 r/min

振动轮驱动液压马达

最大扭矩：178.76 N·m

理论排量：89.10 mL/r

最高转速：120.00 r/min

型号：BMR-125

最大扭矩：220 N·m

理论排量：120.9 mL/r

最高转速：440 r/min

二级升运链驱动液压马达

最大扭矩：99.17 N·m

理论排量：49.43 mL/r

最高转速：133.76 r/min

型号：BMR-100

最大扭矩：178 N·m

理论排量：98.2 mL/r

最高转速：551 r/min

提升装置驱动液压马达

最大扭矩：37.73 N·m

理论排量：18.81 mL/r

最高转速：254.78 r/min

型号：BMR-50

最大扭矩：89 N·m

理论排量：52.9 mL/r

最高转速：730 r/min

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2.2.2　液压缸的选型

本文所设计的液压系统包括2个一级挖掘输送装置升降液压缸、2个一级升运链倾角调节液压缸和2个收集箱倾卸液压缸。所选用的液压缸须满足收获机关键部件工作时所需的推力、拉力以及平稳性要求。

液压缸的缸径和活塞杆直径（下文简称杆径）的计算式如下：

D=2Fmaxπη3p2
d=Dλ1-1λ1

式中：D为缸径，mm；d为杆径，mm；Fmax为单个液压缸的最大工作载荷，kN；p2为单个液压缸的工作压力，MPa；η3为液压缸的机械效率，本文取0.90[18]；λ1为液压缸的速度比。

液压缸作往复运动时的速度相差不大，故取液压缸速度比λ1=1.46[10]。基于此，计算得到一级挖掘输送装置升降液压缸、一级升运链倾角调节液压缸和收集箱倾卸液压缸的缸径分别为31.02，17.67，20.77 mm，杆径分别为17.42，9.92，11.66 mm。

为了保证液压缸的结构强度，须对液压缸进行结构尺寸校核。活塞杆所受的应力可表示为：

σ=4FmaxπD2

式中：σ为活塞杆所受的应力，MPa。

鉴于活塞杆所受的应力σ应小于所选取液压缸的许用应力[σ]，结合收获机的实际工作状态，对液压缸进行选型。各液压缸的计算参数与选型如表2所示。

表2   各液压缸的计算参数与选型

Table 2  Calculation parameters and selection of each hydraulic cylinder

液压缸计算参数所选型号及相关参数
一级挖掘输送装置升降液压缸

缸径：31.02 mm

杆径：17.42 mm

型号：HSG-63

缸径：63 mm

杆径：35 mm

行程：400 mm

一级升运链倾角调节液压缸

缸径：17.67 mm

杆径：9.92 mm

型号：HSG-40

缸径：40 mm

杆径：25 mm

行程：300 mm

收集箱倾卸液压缸

缸径：20.77 mm

杆径：11.66 mm

型号：HSG-80

缸径：80 mm

杆径：50 mm

行程：350 mm

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2.2.3　液压泵的选型

本文所设计的液压系统包括1个一级升运链驱动液压泵、1个振动轮驱动液压泵、1个二级升运链驱动液压泵、1个提升装置驱动液压泵和1个液压缸驱动液压泵。所选用的液压泵须满足液压元件（液压马达、液压缸等）稳定工作时的流量与压力需求。液压泵输出流量与理论排量的计算式如下：

Q=4Vrnmax1 000η4
Vp=1 000Qnaη5

式中：Q为液压泵的输出流量，L/min；η4为液压马达的容积效率，本文取0.95；Vr为液压马达的最大排量，mL/r；Vp为液压泵的理论排量，mL/r；na为液压泵的转速，r/min；η5为液压泵的容积效率，本文取0.95。

利用式(7)和式(8)计算得到收获机中液压泵的输出流量与理论排量并进行选型。各液压泵的计算参数与选型如表3所示。

表3   各液压泵的计算参数与选型

Table 3  Calculation parameters and selection of each hydraulic pump

液压泵计算参数所选型号及相关参数
一级升运链驱动液压泵理论排量：30.03 mL/r

型号：CBS-S32

理论排量：32 mL/r

最高工作压力：25 MPa

液压缸驱动液压泵理论排量：20.08 mL/r
振动轮驱动液压泵理论排量：9.67 mL/r

型号：CBN-310

理论排量：10 mL/r

最高工作压力：20 MPa

二级升运链驱动液压泵理论排量：8.76 mL/r
提升装置驱动液压泵理论排量：8.99 mL/r

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3 自走式三七联合收获机液压系统仿真分析

3.1　液压系统仿真模型的建立

为验证本文所设计的自走式三七联合收获机液压系统的可行性及合理性，对其液压元件进行细致建模。本文利用AMESim软件中的相关应用库对液压系统进行仿真分析。所构建的液压系统仿真模型如图4所示。

图4

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图4   自走式三七联合收获机液压系统仿真模型

1—过滤器；2—液压泵；3—电磁溢流阀；4—液压油；5—电磁换向阀；6—调速阀；7—电磁锁止阀；8—一级挖掘输送装置升降液压缸；9—一级升运链倾角调节液压缸；10—收集箱倾卸液压缸；11—电磁比例阀；12—一级升运链驱动液压马达；13—振动轮驱动液压马达；14—二级升运链驱动液压马达；15—提升装置驱动液压马达。

Fig.4   Simulation model of hydraulic system of self-propelled Panax notoginseng combine harvester


3.2　液压旋转系统仿真分析

3.2.1　一级升运链旋转回路仿真分析

考虑到一级升运链在工作时受三七根土混合物重力的影响较大，对一级升运链旋转回路的空转与满载状态进行仿真分析，得到空转和满载状态下该旋转回路中液压泵的输入扭矩与输出流量以及液压马达的输出转速与输出扭矩随时间的变化规律，结果分别如图5至图8所示。

图5

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图5   一级升运链驱动液压泵的输入扭矩曲线

Fig.5   Input torque curves of hydraulic pump driving first-stage lifting chain


图6

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图6   一级升运链驱动液压泵的输出流量曲线

Fig.6   Output flow curves of hydraulic pump driving first-stage lifting chain


图7

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图7   一级升运链驱动液压马达的输出转速曲线

Fig.7   Output speed curves of hydraulic motor driving first-stage lifting chain


图8

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图8   一级升运链驱动液压马达的输出扭矩曲线

Fig.8   Output torque curves of hydraulic motor driving first-stage lifting chain


由图5至图8所示的仿真结果可知，在0—2 s内，一级升运链驱动液压马达不工作；在2—4 s内，该液压马达处于工作状态，且其输出转速逐渐趋于稳定。在空转与满载状态下，一级升运链驱动液压马达的输出转速分别为121.91，121.57 r/min。

3.2.2　振动轮旋转回路仿真分析

对振动轮旋转回路的转速调节过程进行仿真分析，得到该旋转回路中液压泵的输入扭矩与输出流量以及液压马达的输出转速与输出扭矩随时间的变化规律，结果分别如图9和图10所示。

图9

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图9   振动轮驱动液压泵的输入扭矩与输出流量曲线

Fig.9   Input torque and output flow curves of hydraulic pump driving vibrating wheel


图10

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图10   振动轮驱动液压马达的输出转速与输出扭矩曲线

Fig.10   Output speed and output torque curves of hydraulic motor driving vibrating wheel


由图9和图10所示的仿真结果可知，在2—10 s内，液压马达驱动一级升运链的振动轮运行；在经过大约2 s后，振动轮旋转回路趋于稳定，振动轮驱动液压马达的输出转速稳定在123.21 r/min。

3.2.3　二级升运链旋转回路仿真分析

对二级升运链旋转回路的转速调节过程进行仿真分析，得到该旋转回路中液压泵的输入扭矩与输出流量以及液压马达的输出转速与输出扭矩随时间的变化规律，结果分别如图11和图12所示。

图11

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图11   二级升运链驱动液压泵的输入扭矩与输出流量曲线

Fig.11   Input torque and output flow curves of hydraulic pump driving second-stage lifting chain


图12

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图12   二级升运链驱动液压马达的输出转速与输出扭矩曲线

Fig.12   Output speed and output torque curves of hydraulic motor driving second-stage lifting chain


由图11和图12所示的仿真结果可知，在2—10 s内，液压马达驱动二级升运链运行；在经过大约3 s后，二级升运链旋转回路趋于稳定，二级升运链驱动液压马达的输出转速稳定在151.97 r/min。

3.2.4　提升装置旋转回路仿真分析

对提升装置旋转回路的转速调节过程进行仿真分析，得到该旋转回路中液压泵的输入扭矩与输出流量以及液压马达的输出转速与输出扭矩随时间的变化规律，结果分别如图13和图14所示。

图13

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图13   提升装置驱动液压泵的输入扭矩与输出流量曲线

Fig.13   Input torque and output flow curves of hydraulic pump driving lifting device


图14

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图14   提升装置驱动液压马达的输出转速与输出扭矩曲线

Fig.14   Output speed and output torque curves of hydraulic motor driving lifting device


由图13和图14所示的仿真结果可知，在2—10 s内，液压马达驱动提升装置运行；在经过大约4 s后，提升装置旋转回路趋于稳定，提升装置驱动液压马达的输出转速稳定在281.97 r/min。

3.3　液压伸缩系统仿真分析

自走式三七联合收获机一共安装了6个液压缸，2个一组，分别用于一级挖掘输送装置升降、一级升运链倾角调节和收集箱倾卸。为了简化仿真过程，本文在仿真时对上述3组液压缸的伸缩系统采用单泵-单缸的形式。通过仿真分析得到的升降液压缸的收回速度与活塞位移随时间的变化规律如图15所示，倾角调节液压缸和倾卸液压缸的伸缩速度与活塞位移随时间的变化规律分别如图16和图17所示。

图15

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图15   升降液压缸的收回速度与位移曲线

Fig.15   Retraction speed and displacement curves of lifting hydraulic cylinder


图16

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图16   倾角调节液压缸的伸缩速度与位移曲线

Fig.16   Telescopic speed and displacement curves of inclination angle adjustment hydraulic cylinder


图17

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图17   倾卸液压缸的伸缩速度与位移曲线

Fig.17   Telescopic speed and displacement curves of dumping hydraulic cylinder


由图15至图17所示的仿真结果可知，升降液压缸的收回速度为185.22 mm/s，倾角调节液压缸的收回、伸出速度分别为130.59，134.97 mm/s，倾卸液压缸的伸出、收回速度分别为79.51，130.37 mm/s。仿真结果与理论分析结果基本保持一致，说明所选用的液压缸能够满足收获机关键工作部件的作业需求。仿真结果验证了液压系统设计方案的可行性与合理性。

4 自走式三七联合收获机工作性能测试

基于上述结构设计、理论分析、计算选型及仿真分析，完成自走式三七联合收获机样机的加工制造并开展田间试验，以测试其液压系统的工作性能，如图18所示。

图18

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图18   自走式三七联合收获机测试现场

Fig.18   Test site of self-propelled Panax notoginseng combine harvester


4.1　试验条件

在校内田间试验基地，参考三七收获机械的行业标准与液压元件相关试验方法的国家标准[19-20]，对自走式三七联合收获机各液压元件的工作性能进行测试。试验器材主要包括记录设备、转速传感器、位移传感器、秒表和游标卡尺等。

4.2　试验方案

4.2.1　液压马达的工作性能测试

收获机液压系统共包括4个液压马达。液压马达驱动工作部件旋转的传动方式有2种：齿轮传动与链轮传动。通过在齿轮和链轮附近安装转速传感器，对液压马达的转速进行采集，如图19所示。将电磁比例阀的开度调节到100%，对液压马达的最高转速进行采集，在液压马达稳定运行5 min后，记录第1次转速，之后每间隔5 min记录一次，共记录5次，由此得到4个液压马达的最高转速。

图19

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图19   液压马达的转速采集方式

Fig.19   Speed acquisition method for hydraulic motor


4.2.2　液压缸的工作性能测试

收获机液压系统共包括6个液压缸，通过在液压缸开始伸出位置处安装位移传感器，对液压缸活塞的位移进行采集，如图20所示。控制液压缸从完全收回状态伸出，记录液压缸的伸出长度与伸出时间，并计算液压缸的伸出速度；随后，控制液压缸从完全伸出状态收回，记录液压缸的收回长度与收回时间，并计算液压缸的收回速度。与此同时，记录每组液压缸伸出长度的差值，以测试同步马达的同步性能。最后，将发动机熄火30 min，并记录熄火前后各组液压缸伸出长度的差值，以测试电磁锁止阀的锁止性能。重复以上动作5次，并计算各工作性能指标的平均值。

图20

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图20   液压缸位移采集方式

Fig.20   Displacement acquisition method for hydraulic cylinder


4.3　试验结果与分析

按照上述试验方案，对自走式三七联合收获机关键工作部件液压系统中各液压元件的工作性能进行测试，结果如表4至表7所示。需要说明的是，在测试时，升降液压缸和倾角调节液压缸处于伸长状态且收回到合适位置后无须再伸出，故仅测试了其在收回状态下的工作性能。

表4   液压马达最高转速测试结果 (r/min)

Table 4  Test results of maximum speed of hydraulic motor

试验序号一级升运链驱动液压马达振动轮驱动液压马达二级升运链驱动液压马达提升装置驱动液压马达
平均值115.97117.54140.58265.20
1117.16114.84144.69258.76
2115.82116.79140.57267.92
3116.63120.08137.82270.34
4114.89117.53138.03266.34
5115.34118.47141.78262.66

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表5   升降液压缸收回状态下的工作性能测试结果

Table 5  Working performance test results of lifting hydraulic cylinder under retracted state

试验序号收回位移/mm收回时间/s收回速度/(mm/s)同步偏差/mm锁止偏差/mm
平均值393.172.22177.272.471.34
1392.452.21177.582.541.30
2396.622.26175.502.271.41
3390.272.19178.212.611.26
4393.952.22177.452.441.38
5392.572.21177.632.491.33

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表6   倾角调节液压缸收回状态下的工作性能测试结果

Table 6  Working performance test results of inclination angle adjustment hydraulic cylinder under retracted state

试验序号收回位移/mm收回时间/s收回速度/(mm/s)同步偏差/mm锁止偏差/mm
平均值291.332.39121.833.381.92
1290.102.37122.413.251.83
2292.952.44120.063.561.99
3288.512.32124.362.911.79
4293.262.45119.703.672.06
5291.832.38122.623.491.91

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表7   倾卸液压缸的工作性能测试结果

Table 7  Working performance test results of dumping hydraulic cylinder

试验序号伸出位移/mm伸出速度/(mm/s)

伸出同步

偏差/mm

伸出锁止

偏差/mm

收回位移/mm收回速度/(mm/s)

收回同步

偏差/mm

收回锁止

偏差/mm

平均值341.5374.251.911.02340.95123.272.121.13
1341.2274.501.881.02340.82123.042.101.11
2340.6374.051.850.95339.56123.932.071.08
3338.9474.661.840.93343.98122.412.051.04
4344.2573.872.031.13338.54124.012.241.25
5342.6274.161.961.09341.85122.972.151.16

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对4个液压马达工作状态下的最高转速进行测试，得到驱动一级升运链、振动轮、二级升运链与提升装置的液压马达的平均最高转速分别为115.97，117.54，140.58，265.20 r/min，能够满足4个旋转工作部件理论最高转速的要求；4个液压马达的平均转速偏差（最高转速实测平均值与理论值的相对偏差）分别为1.15%，2.05%，5.10%，4.09%，平均转速偏差较小，说明液压马达的输出转速稳定。

升降液压缸的平均收回时间为2.22 s，平均收回速度为177.27 mm/s；升降液压缸的平均收回同步偏差率与平均收回锁止偏差率分别为0.63%，0.34%，升降液压缸的同步性较高，电磁锁止阀的锁止性能较好，能够满足一级挖掘输送装置升降的工作要求。

倾角调节液压缸的平均收回时间为2.39 s，平均收回速度为121.83 mm/s；倾角调节液压缸的平均收回同步偏差率与平均收回锁止偏差率分别为1.16%，0.66%，倾角调节液压缸的同步性较高，电磁锁止阀的锁止性能较好，能够满足一级升运链倾角调节的工作要求。

倾卸液压缸的平均伸出、收回时间与平均伸出、收回速度分别为4.61，2.77 s和74.25，123.27 mm/s；倾卸液压缸的平均伸出同步偏差率、平均伸出锁止偏差率、平均收回同步偏差率、平均收回锁止偏差率分别为0.56%，0.30%，0.62%，0.33%，倾卸液压缸的同步性较高，电磁锁止阀的锁止性能较好，能够满足收集箱翻转倾卸、收回的工作要求。

5 结 论

1）根据自走式三七联合收获机的结构参数与作业要求，对其关键工作部件的液压系统进行了设计，并完成了液压元件的选型。

2）利用AMESim软件建立了自走式三七联合收获机液压系统的仿真模型，完成了对各液压元件工作状态的仿真分析。仿真结果与理论分析结果基本保持一致，说明所选用的液压元件能够满足该收获机关键工作部件的作业要求，验证了液压系统设计方案的可行性和合理性。

3）制造自走式三七联合收获机样机并在校内田间试验基地开展了液压系统工作性能测试试验。测试结果如下：驱动一级升运链、振动轮、二级升运链与提升装置的液压马达的平均转速偏差分别为1.15%，2.05%，5.10%，4.09%；升降、倾角调节与倾卸液压缸的平均收回同步偏差率分别为0.63%，1.16%，0.62%，平均收回锁止偏差率分别为0.34%，0.66%，0.33%；倾卸液压缸的平均伸出同步偏差率与平均伸出锁止偏差率分别为0.56%，0.30%。试验结果表明，液压马达的输出转速稳定，液压缸的同步性高，电磁锁止阀的锁止性能好，能够满足自走式三七联合收获机的作业需求。

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