三角履帶式甘蔗收割機轉向系統的設計與試驗

武 濤，柏元強，鄒小平，張增學，劉慶庭

(華南農業大學 南方農業機械與裝備關鍵技術教育部重點實驗室/工程學院，廣州 510642)

0 引言

我國的甘蔗主要種植區如廣西、云南等多以丘陵山地為主，為機械化作業帶來困難[1-2]。目前，甘蔗收割機采用的底盤都是輪式或者兩條平履帶式的行走裝置，在爬坡性能和靈活性上很難適應丘陵山地。三角履帶的理論研究有許多，主要集中在結構設計、仿真分析和試驗參數確定等研究和分析上[3-9]。

三角履帶輪具有噪音低、接地比壓小、適應能力強、通過性能好的特點，附著力和牽引力比輪胎提高1.5倍，可增強惡劣環境中車輛的作業性能[7]。林程、王文偉等對三角履帶輪進行工況仿真，對三角履帶輪結構進行了改進設計[8]。劉澤旭、王立海等結合集材機工作環境，推導了5種不同集材機的三角履帶的參數值[9]。

除了對三角履帶的理論研究，三角履帶的運用也成為一種趨勢，目前主要運用在農用車輛和工程車輛上，如約翰迪爾的9620RX三角履帶拖拉機。目前，三角履帶在甘蔗收割機上的運用與相關研究較少，本文針對三角履帶式甘蔗收割機底盤的轉向問題，展開對該底盤的機械偏轉轉向系統的研究，以期驗證自行設計的轉向系統是否達到預期要求，為提高該三角履帶底盤的靈活性提供理論依據。

1 整體結構與底盤結構

三角履帶式切斷式甘蔗聯合收割機主要組成，如圖1所示。

1.分行器 2.推到輥筒 3.浮動刀臺及根切器 4.三角履帶輪 5.燃油箱 6.車架 7.平履帶輪 8.機械轉向系統 9.發動機 10.集蔗箱 11.輸送小臂 12.蔗段輸送大臂 13.排雜風機 14.切段刀輥 15.液壓控制系統 16.液壓油箱 17.駕駛室圖1 三角履帶式甘蔗收割機總體結構布局Fig.1 General structure of the triangle track sugarcane harvester

三角履帶輪、平履帶輪和車架構成該甘蔗收割機的行走系統主體，行駛系統采用了前三角履帶、后平履帶的四輪驅動行走方式，轉向系統位于后橋處。底盤結構如圖2所示。

2 轉向系統結構設計

2.1 轉向系統的組成

由于前三角履帶輪之間是收割機的工作通道，為了不影響收割作業，不能在三角履帶上設計轉向系統，因此考慮將轉向系統設計在后平履帶上。

1.三角履帶輪 2.車架 3.平履帶輪 4.轉向系統圖2 甘蔗收割機底盤結構Fig.2 The chassis general structure of the sugarcane harvester

該收割機的轉向系統為履帶輪機械偏轉式轉向系統。機械轉向系統主要由機械轉向液壓油缸、擺動后橋、轉向橫拉桿、輪橋連接板、輪橋連接銷，以及車架-后橋連接銷等幾部分組成，如圖3(a)的爆炸圖所示，轉向系統的裝配圖如圖3(b)所示。

本設計中左右兩側結構關于縱向中心面對稱，轉向時，液壓油缸一側伸長另一側縮短，實現履帶輪的左右偏轉轉向，轉向橫拉桿保證兩平履帶始終平行[10-11]。為了適應山地行走，后橋可繞著車架-后橋連接銷轉動，氣彈簧限制擺動幅度，實現左右兩履帶輪高低不平行走時底盤傾斜量小；爬坡行走時，履帶的支撐架可繞輪橋連接銷轉動，輪橋連接架的限位結構也可限制轉動范圍。因此，該機械轉向系統可以實現后平履帶輪繞車輛的X、Y、Z3個方向轉動，實現復雜山地的靈活適應和靈活轉向。其中，后橋和輪橋連接架的設計和轉向液壓油缸的行程確定是設計重點。

(a) 轉向系統的爆炸三維圖

(b) 轉向系統的裝配三維圖 1.后橋 2.轉向橫拉桿 3.輪橋連接架 4.后履帶輪的支撐架 5.輪橋連接銷 6.機械轉向液壓油缸 7.車架-后橋連接銷圖3 機械轉向系統Fig.3 The system of mechanical steering

2.2 后橋設計

后橋的作用是連接履帶輪和車架，也是整機的重要支撐結構，要求有足夠的強度和剛度。作為轉向橋，相對車架的連接也應具有足夠的靈活性，后橋可繞著車架-后橋連接銷轉動，氣彈簧限制擺動幅度，實現左右兩履帶輪高低行走時底盤傾斜量小。

為了減輕整機的質量、節約材料，本后橋采用內部空心的結構，整體由10mm的鋼板焊接成型。為了保證強度足夠、剛度及耐磨性能好，軸銷孔由加工好的空座內嵌焊接而成，兩側的立柱軸也是加工好后焊接在橋體上，從而達到輕量化的同時確保了強度和剛度要求。

2.3 輪橋連接架設計

該輪橋連接架作為后履帶輪與車橋的連接結構，強度和剛度必須滿足。它可以繞著車橋的豎直銷軸轉動，帶動整個履帶輪實現轉向；另一方面，它與履帶的支撐架采用水平銷軸連接，履帶支撐架可繞著該輪橋連接架在縱向豎直面內擺動，實現整車上下坡時，履帶輪隨地面起伏而擺動，以提高整機的地面適應性。

履帶輪在縱向豎直面內擺動必須有一定的幅度限制，因此在設計時，設計了斜面限制擺動結構，防止履帶輪擺動幅度過大。輪橋連接架的三維結構和限位結構如圖4所示。

2.4 轉向液壓油缸的行程確定

該機械轉向機構采用的是液壓油缸作為轉向動力來源，通過控制轉向液壓油缸的伸長和縮進控制履帶輪偏轉，實現機械轉向。在這里需要考慮轉向油缸的伸長范圍，以便選擇液壓油缸的型號。

該轉向油缸在車輛直線行駛時，兩側的伸出長度相同，當左轉向時，后履帶右偏轉，左側油缸伸長，右側收縮；向右轉向時，結果相反。因此，轉向油缸的總行程為

H≥h1+h2

(1)

式中H—液壓油缸的總行程：

h1—轉向時伸長的行程；

h2—轉向時收縮的行程。

(a) 輪橋連接架三維圖

(b) 輪橋連接架二維圖圖4 輪橋連接架的結構Fig.4 The structure of wheel bridge connection frame

轉向示意圖如圖5所示。

A、B.車橋與輪橋連接架連接點位置 C、D.直線行駛轉向液壓油缸活動端位置 C1、D1.轉向時液壓油缸活動端的位置 O.轉向油缸固定端的固定位置 e.車橋中心向和轉向油缸的距離圖5 轉向示意圖(左轉向時俯視圖)Fig.5 Power steering principle view(top view)

后橋立柱銷的中心距AB為950mm，轉向液壓油缸固定點與后橋之間的間距e為150mm，轉向時履帶輪的偏轉角最大值為30°。根據幾何關系，推出液壓油缸的伸長行程h1(OC1長度與OC長度之差)為28.5mm，收縮行程為h2(OD1長度與OD長度之差)為74.5mm。所以，轉向液壓油缸的行程H應大于103mm。考慮到油缸的柱塞不能完全推出，實際行程要比理論要求大一些，實際的液壓油缸行程約為150mm。

3 轉向系統的力學分析

3.1 理論受力分析

履帶轉向阻力關系到履帶行動的靈活性，由于地面與車輛的關系復雜[12-14]，在這里必須做兩條假設：①履帶接地段的法向載荷均勻分布履帶上；②履帶車的質心在地面的投影與車輛的平面中心重合[13]。因此，該履帶有效接地段上單位長度上受到的法向載荷為P，由于轉向阻力與載荷是成正比的關系，比例系數為μ，則單位長度上的轉向阻力Fzd為

(2)

(3)

其中，G2為轉向履帶輪受到的法向載荷，G2=G/2，G=mg，m為整車質量，m=13t；μ為比例系數；L為單條履帶的有效接地長度。

當履帶在轉向時，轉向履帶輪接地面積上受到的阻力，可看做4個矩形區域內的阻力，履帶內外受到的阻力分布如圖6所示[10-11]。其中，Fzhw、Fzhn、Fzqw、Fzqn分別代表各個區域分布載荷的合力。

圖6 履帶輪轉向時接地段上的阻力分布Fig.6 The resistance distribution on the track when steering

由于4個小矩形面積相同，4個區域上的轉向阻力大小都相同，則有

(4)

為了使轉向系統具有良好的轉向，轉向系統需要克服地面阻力對履帶輪的轉向阻力矩Tz。其主要是由上述4個力造成的，將4個力對履帶輪的平面中心C點取矩，可得轉向阻力矩為

(5)

該履帶車輛的轉向為履帶輪邊滾動邊轉向，屬于滾動滑動混合，根據尼基金提出的計算履帶車輛平均μ值的經驗公式得[15]

(6)

式中μmax—履帶車輛做R=B/2轉向時的最大轉向阻力系數，該值由實驗求得，見表1；

a—經驗系數，a取值0.8～0.87，代表性取值a=0.85；

R—履帶車輛轉彎半徑，根據式(7)計算可得R=6.4m；

B—左右履帶中心距(m)，B=1.3。

表1 部分不同地面的μmax值[15]Table 1 The μmax value of some different ground

根據前面的數據和設計數據，該收割機主要工作路面為干黏土和沙質土地、黏土土壤和干泥砂土[15]，取μmax=0.9，可求得μ=0.541，代入式(5)可得轉向阻力矩為4 334N·m。

3.2 零件的有限元應力分析

3.2.1 后橋的應力分析

首先，將三維模型導入帶ANSYS Workbench中，網格劃分尺寸為10mm，將后橋與車架連接的銷軸孔作為固定端，左右兩端的立柱為載荷施加位置。簧上質量約9t，四履帶輪支撐力視為均等，故立柱受力為22 185N。后橋的應力應變分析結果如圖7和圖8所示。

圖7 后橋應力圖Fig.7 Stress diagram of rear axle

圖8 后橋應變圖Fig.8 Deformation diagram of rear axle

經有限分析得出：后橋的最大應力值為43.67MPa，最大應力變形為0.07mm，最大單位長度變形量為0.000 22mm/mm，變形比例為0.022%。后橋的靜應力遠小于材料Q275的工程許用應力183MPa，變形也在0.2%范圍內，滿足設計強度和剛度要求。

3.2.2 輪橋連接架的應力分析

在該設計中，輪橋連接架傳遞后橋與履帶輪之間的力，同時受到轉向液壓缸的轉向力矩和地面轉向阻力矩這一對力矩的作用。因此,轉向時，輪橋連接架的立柱空除了繞孔軸轉動的自由度外，其余自由度固定，輪橋連接銷孔每側受到的力為11 093N，同時銷軸孔受到轉向平衡力矩力矩4 334N·m。輪橋連接架的應力應變分析結果如圖9和圖10所示。

圖9 輪橋連接架應力Fig.9 Stress of wheel bridge connection frame

圖10 輪橋連接架應變Fig.10 Deformation of wheel bridge connection frame

經過有限元分析可以看出：輪橋連接架轉向時的應力應變略偏高，最大應力達到158.59MPa，變形量也達到0.754mm，最大單位長度變形量為0.001 045mm/mm，變形比例為0.104 5%；但最大應力還在結構鋼Q275的許用應力183MPa范圍內，基本滿足使用要求，變形在0.2%范圍內，剛度滿足要求。但是，強度方面有待優化加強，以提高使用壽命。

4 轉彎半徑分析

通過汽車理論可知：一般汽車的最小轉彎半徑是指當轉向盤轉到極限位置，汽車以最低穩定車速轉向行駛時，外側轉向輪的中心軌跡圓半徑[10]。

與汽車相比，履帶的轉彎半徑略有不同，主要是由于履帶的接地面積為一個矩形面，最小轉彎半徑是極限轉彎狀態下轉向履帶輪某一端中心的軌跡半徑[9-10]。其轉彎半徑的示意圖如圖11所示。

圖11 履帶車輛轉向半徑示意圖Fig.11 Steering radius of tracked principle view

本收割機的轉向系統在后橋上，轉向時，是以前履帶輪的前端接地點作為轉向基準的。因此，轉向時軸距為前履帶輪的前端接地點到后履帶輪轉向中心的距離。

根據幾何關系，可推出轉向輪后履帶輪外輪的最小轉彎半徑R1計算公式為

(7)

其中，L0為軸距，前履帶輪的前端接地點到后履帶輪轉向中心的距離；θmax為轉向極限角；B為輪距；M為主銷中心距；L為履帶有效接地長度。

根據設計該收割機的設計參數，理論軸距L0=3 100mm，輪距B=1 300mm，主銷中心距M=950mm，履帶接地有效長度L=1 000mm，設計的后履帶輪最大轉向偏轉角θmax為30°。通過式(7)計算可得，該三角履帶收割機的最小轉彎半徑為6 395mm，約為6.4m。

5 試驗分析

5.1 關鍵零件應力測試試驗

根據應力測試方法，利用TST5916堅固性動態信號測試系統，對樣機進行轉向時的應力數據采集測試，如圖12所示。

圖12 應力測試試驗Fig.12 Stress measurements test

根據前面靜應力的分析結果，將應力片貼于后橋靜應力最大位置處(圖7max點)，樣機由靜止點火→啟動→低速行走→轉向→轉向輪回正→熄火，采集整個過程中的應力數據，得到后橋最大靜應力點的實際應力采樣頻譜圖如圖13所示。

應力采集曲線中，橫軸為時間(s)，縱軸為應力值(MPa)，曲線表示整機運動過程中，測量點的應力隨時間的變化。根據后橋應力曲線波動圖可以看出：除了個別時刻，后橋最大靜應力位置的實際動態最大應力值約為50MPa，與仿真結果中的靜應力值43.67MPa接近，誤差為12.66%。

同樣，測試輪橋連接架靜應力最大位置(圖13中max點)實際應力變化，得到應力采樣曲線如圖14所示。

由圖14可以看出：動態應力變化范圍，曲線的前面90s為啟動和直線行駛的應力變化，后面是轉彎運動的應力波動。因此，轉向時輪橋連接架的應力波動變大，最大應力也遠大于直線行駛的應力；且轉向時的最大動態應力約為176MPa，與仿真結果的靜應力值158.59MPa接近，誤差為9.89%。

圖14 輪橋連接架應力采樣圖Fig.12 Stress sampling diagram of wheel bridge connection frame

5.2 轉彎半徑試驗

做樣機轉向測試時，選擇空曠的場地，使機械轉向達到最大效果，保持轉向輪偏轉到極限角，樣機做圓周運動，如圖15所示。

圖15 轉向測試Fig.15 Steering radius test

該收割機只有低速檔和高速檔兩種行駛擋位，低速檔約為1.5km/h，高速檔約為2km/h，分別以低速檔和高速檔在試驗場地上作轉彎圓周運動，試驗3次，分別測量轉彎圓周的直徑，并計算出轉彎半徑值，如表2所示。

表2 高速檔位時最小轉彎半徑Table 2 The minimum turn radius of the high-speed

以低速檔行駛時做轉彎試驗，數據統計及計算的轉彎半徑如表3所示。

表3 低速檔位時最小轉彎半徑Table 3 The minimum turn radius of the low-speed

在收割機進行實際收割作業時，經常會需要轉彎掉頭，現結合表2和表3，對比高速檔轉彎掉頭和低速檔轉彎掉頭的效率，對比數據如表4所示。

表4 低高速檔轉彎效率對比Table 4 The turning efficiency contrast between low speed and high speed

由表2和表3可以看出：對比理論最小轉彎半徑，低速時實際轉彎半徑略小，但與之相差不大；高速時，實際測得值和理論計算值非常接近，可以得出實際轉向效果達到了設計預期要求。同時可知：速度對轉彎半徑有一定的影響，降低車速可以減少轉彎，但會增大轉彎半徑；反之，提高車速會增大轉彎半徑，減少轉彎耗時。由表4可以得出：降低車速可以減少轉彎半徑6.6%，但會增加30.75%的轉彎時間。

6 結論

1)根據三角履帶甘蔗收割機總體的布局，詳細地介紹了后輪轉向系統的設計，主要包括后橋、輪橋連接架的設計，對轉向液壓油缸伸縮行程進行了分析，運用有限元分析ANSYS和實踐應力動態測試，對設計的強度進行了分析和檢驗，結果表明：后橋的最大應力為43.67MPa，應變為0.07mm，對比應力動態測試應力約為50MPa，兩者相差不大，誤差為12.66%，說明后橋完全滿足強度和剛度要求；輪橋連接架最大應力達到158.59MPa，應變為0.754mm，最大靜應力值和動態轉向時的動態應力峰值176MPa接近，誤差為9.89%，最大應力接近所使用的鋼材Q275的工程許用應力183.3MPa，基本可以達到強度剛度要求，但后期可以優化加強，提高使用壽命。

2)對轉向系統的試驗數據分析可知：理論轉彎半徑為6.4m，實際測試時由于車速不同，轉彎半徑在6.127～6.5m范圍內，該后輪轉向效果與理論最小轉彎半徑基本接近，與理論最大誤差4.27%，轉向系統的設計基本達到了設計要求。速度對轉彎半徑有一定的影響，低車速可以使轉彎半徑減少6.6%，但會增加30%的轉彎時間。因此，田間空曠場地工作時，建議采用高速檔轉彎掉頭，節約掉頭時間，提高整機的收割效率；而在狹小的田塊作業時，空間狹窄，采用低速擋轉彎掉頭，保證安全。