高地隙履帶作業車的設計研究

王龍飛，趙 明，王云力，范沿沿，王寶山，王萬章

(1.河南農業大學 機電工程學院，鄭州 450002； 2.河南省煙草公司許昌市公司，河南 許昌 461000；3.鄭州容大科技股份有限公司，鄭州 450000)

0 引言

隨著科學技術的發展，人們越來越重視對煙草的研究。煙草的高經濟價值歷來舉世公認，在增加國民經濟方面意義重大[1-2]。近年來，煙草專用機械發展迅速，其田間管理多數環節已實現機械化，這些先進的專用機械的使用，有效減輕了勞動強度，減少了用功投入[3-5]；但也存在著不少問題，特別是在煙葉生根后期到采摘期，對高通過性的煙草專用動力機械研究比較薄弱[6,7]，在煙草植保、打頂、采摘環節還未實現機械化。煙葉植保、打頂、采摘環節是煙葉生產過程中，勞動強度大、費時、費工的關鍵環節[8]，嚴重制約了我國煙草規模化及機械化種植[9]。本文根據平原地區煙草種植農藝和作業需求，設計了一種能夠在煙草全生育周期內進田作業的全液壓驅動高地隙履帶作業車，可搭配中耕施肥、噴藥及打頂等作業部件，實現煙草田間管理作業。

1 作業車結構設計

作業車針對煙草田間作業需求進行設計，其結構設計應充分考慮煙草的種植模式、作業期作物長勢等因素，在分析現有高地隙作業機械研究現狀和煙草農藝要求的基礎上，決定采用龍門架式高地隙車架結構、履帶式行走地盤，并充分考慮更換不同作業農具的便捷性，設計了統一的機具掛接架。其發動機、液壓元件、電池等器件布置在兩側履帶的上方，作業車兩側履帶中心距設定為1 200mm，單側履帶及車架上方各部件最大寬度均低于450mm，結構如圖1所示。

1.液壓泵 2.發動機 3.液壓油箱 4.履帶總成 5.液壓馬達 6.啟動蓄電池立車架 7.電磁閥蓄電池 8.蓄能器 9.伺服閥液壓閥塊總成

2 液壓系統設計

2.1 液壓系統原理

液壓原理圖如圖2所示。液壓系統由液壓泵、比例伺服閥、液壓馬達、電磁閥及溢流閥等組成，包括行走和作業兩個部分。整個系統采用開環布置，行走和作業均由雙聯液壓泵提供動力；行走過程中，由伺服閥控制馬達的轉速大小和方向，如忽略履帶車行走過程中阻力以及滑移等因素時，履帶車可實現原地轉向。其左側是工作部分，回路中包括一個液壓缸回路和一個液壓馬達回路，為配套的施肥鏟、噴霧藥泵及去雄刀片提供動力。

1.三位四通電磁閥 2.二位四通電磁閥 3. 溢流閥 4.液壓馬達 5.伺服閥 6.單向閥 7.蓄能器 8.冷卻器 9.壓力表 10.過濾器 11.雙聯泵 12.二位四通電磁閥 13.液壓馬達 14.液壓缸

2.2 液壓系統選型計算

液壓系統所需要提供的驅動力應不小于各工況下最大阻力，選取最大負載爬坡、滿負載中耕施肥作業和滿負載轉向3種工況進行計算，以確定最大阻力，則有

FY=(m+mz)gf1+(m+mz)gf2+(m+mz)gsinα

FS=(m+mz)gf1+(m+mz)gf2+Ff

其中，α為最大爬坡角度；f1為滾動阻力系數；f2為摩擦阻力系數；Ff為中耕作業施肥鏟阻力(N)；Fz為原地轉向阻力(N)；μmax為轉向阻力系數；L為履帶接地長度(mm)；B為履帶中心距(mm)。

對比以上3種工況下的阻力值，選用最大阻力對液壓元件選型計算。將最大阻力值代入為行走液壓馬達所受扭矩計算公式，即

其中，Mm為單個行走液壓馬達所受扭矩(N·m)；R為驅動輪半徑(mm)；n為行走液壓馬達個數；η1為行走液壓馬達機械效率(%)；Vm為行走液壓馬達的理論排量(mL/r)；Pm為行走液壓馬達工作壓力(MPa)；η2為液壓馬達容積效率(%)。

液壓馬達應滿足最高行駛速度的要求，由于作業車采用遙控操作，操作者需要步行跟隨作業車，成年人步行速度約為4～7km/h，將作業車最大速度設定為1.5m/s(即5.4km/h),考慮到作業車僅靠一個液壓泵作為液壓動輸出元件，以及液壓油路的系統損失和油液的泄露等，取系統泄漏系數為1.1。液壓泵流量計算公式為

其中，nmax為液壓馬達最大轉速(r/min)；Vm為作業車最大行駛速度(m/s)；j為液壓馬達與驅動輪間的傳動比；Qp為液壓泵的輸出流量(mL/r)；kn為泄漏系數，Vp為液壓泵理論排量(mL/r)；nf為液壓泵轉速(r/min)；η3為液壓泵的容積效率。

3 車架強度仿真分析

作業車車架是作業車的主體結構，起到安裝和承載其他零部件及連接兩側履帶行走機構的作用。車架主要受到作業車零部件及作業機具質量、作業機具工作阻力以及履帶行走機構產生的作用力。為驗證作業車車架強度是否符合設計要求，選取作業車在最大負荷狀態下拖動作業機具作業、最大負載爬坡，以及懸掛作業機具快速轉向時3種負載工況。為簡化模型，3種工況下，車架上方作業機具液壓缸、液壓閥塊等零部件重量取值為600N，并均勻分布中間位置的上方橫車架上表面；忽略軸承與立車架導軌間的摩擦力和鏈條重力；使用SolidWorks軟件中的Simulation插件對其強度進行校核。綜合考慮軸承型號、常見矩形管規格及定位需要，上方橫車架選用尺寸為40mm×80mm×3mm的矩形管，立車架由40mm×80mm×5mm的矩形管切去一個側面加工而成。

最大負荷狀態下拖動作業機具作業時，車架受力包括：車架上方零部件重力、機具掛接架軸承對立車架導軌壓力、鏈條支撐座對后側上方橫車架壓力，以及液壓缸端部對前側上方橫車架拉力。對以鏈條和機具掛接架整體為研究對象，在常見的土壤條件、作業速度和開溝深度條件下，中耕施肥時各類開溝器阻力介于30～800N之間。考慮到田間作業環境復雜，為提高設計可靠性，將單個施肥鏟阻力選定為900N，施肥作業時設置2個施肥鏟，因此施肥鏟總阻力為1 800N,代入數據得Ft為98N，FN為138.6N，FN1為4 500N，FN2為6 300N，Gz為2 940N。因此，單個鏈條支撐座對上方橫車架壓力為49N,機具掛接架單個上側軸承對導軌壓力為2 250N、單個下側側軸承對導軌壓力為3 150N，液壓缸對前側上方橫車架拉力為49N。

Ft-Gg=0

FN-2Ftcos45°=0

FN1+Ff-FN2=0

FND-GZ=0

其中，Ft為作業工況下鏈條拉力(N)；Gg為機具掛接架質量(kg)；FN為作業工況下上方橫車架對鏈條支撐力(N)；FN1為作業工況下機具掛接架上方兩軸承對導軌壓力(N)；FN2為作業工況下機具掛接架下方兩軸承對導軌壓力(N)；Ff為施肥鏟總阻力(N)；Lg為上下側軸承中心距(m)；LZ1為懸掛機具質心到機具掛接架距離(m)；LZ2為施肥鏟阻力作用點到機具掛接架水平中心線距離(m)；GZ掛接機具質量(kg)。

圖3 牽引工況鏈條和機具掛接架示意圖

立車架與車架安裝板接觸處設置為“固定”約束，Simulation插件中約束和負載添加情況及Simulation強度分析其應力、位移如圖4和圖5所示。由圖4、圖5可知：車架最大應力為73.15MPa,最大位移為0.65mm。

懸掛作業機具快速轉向時，車架所受作用力包括車架上方零部件重力、機具掛接架軸承對立車架導軌壓力、鏈條支撐座對后側上方橫車架壓力、液壓缸端部對前側上方橫車架拉力及履帶行走機構驅動力對車架的扭轉力。假定機具掛接架被抬升到較高的位置，上方軸承作用點距車架上端面距離為200mm，鏈條和機具掛接架受力示意圖如圖6所示。

圖4 施肥工況車架應力圖

圖5 施肥工況車架位移圖

將數據代入計算公式得Ft′為2 842N，FN′為4 019.2N，FN1＇和FN2＇均為7 370N。因此，單個鏈條支撐座對上方橫車架壓力為2 009.6N,機具掛接架單個上側、下側軸承對導軌壓力壓力均為3 685N，液壓缸對前側上方橫車架拉力為1 421N；由公式知轉向總阻力3 508.54N，每塊車架安裝板處轉向阻力取值877N。

Ft′-Gg-GZ=0

FN′-Ft′cos45°=0

FN1′-FN2′=0

其中，Ft′為轉向工況下鏈條拉力(N)；FN′為轉向工況下上方橫車架對鏈條支撐力(N)；FN1′為轉向工況下機具掛接架上方兩軸承對導軌壓力(N)；FN2′為轉向工況下機具掛接架下方兩軸承對導軌壓力(N)。

圖6 轉向工況鏈條和機具掛接架示意圖

將中間位置上方橫車架的中部位置設為“固定”約束，兩側兩立車架與車架安裝板接觸部位設為“滾柱/滑桿”約束，以釋放其水平面內移動的自由度，車架上方零部件質量按照施肥工況中簡化方法加載，應力、位移如圖7和圖8所示。其最大應力為116.4MPa，最大位移為0.70mm。

最大負載爬坡時，鏈條和機具掛接架受力示意圖如圖9所示。代入數據計算得：Ft′為2 854.8N，FN′為4 037.3N，FN1″和FN2″分別為7 426.3N和6 387.2N。因此，單個鏈條支撐座對上方橫車架壓力為2 018.7N,機具掛接架單個上側、下側軸承對導軌壓力分別為3 713.2N和3 193.6N，液壓缸對前側上方橫車架拉力為2 854.8N。

Ft′-Ggcos20°=0

FN1″-FN2″-Ggsin20°-GZsin20°=0

其中，Ft″為轉向工況下鏈條拉力(N)；FN″為轉向工況下上方橫車架對鏈條支撐力(N)；FN1″為轉向工況下機具掛接架上方兩軸承對導軌壓力(N)；FN2″為轉向工況下機具掛接架下方兩軸承對導軌壓力(N)。

最大負載爬坡時，車架所受負載與轉向時所受負載相似，但車架安裝板處不施加載荷，添加的約束與施肥工況相同。其應力位移圖如圖10、圖11所示，最大應力為107.5MPa、最大位移為1.33mm。

圖7 轉向工況車架應力圖

圖9 爬坡工況鏈條和機具掛接架示意圖

圖10 滿負載爬坡車架應力圖

圖11 滿負載爬坡車架位移圖

綜合以上3種極限工況，車架最大應力為116.4MPa，出現在轉向工況機具掛接架下側軸承與導軌接觸處，小于材料的屈服強度235MPa，車架不會產生塑性變形或者斷裂；最大位移為1.33mm，出現在滿負載爬坡工況作業機具液壓缸與車架鉸接處，位移變化較小，能夠滿足設計要求。由計算及仿真過程可知：作業車機具掛接架軸承應力較大，且其受力大小受掛接機具質量、重心距掛節點長度等因素影響較大。此外，考慮的作業車作業環境惡劣，各零部件常處在交變載荷下，因此在后期掛接機具設計及使用過程中，需要著重考慮作業機具質量、重心距掛節點距離等因素，選用強度較大的軸承，并對軸承做強度校核和定期檢查。

4 樣機行走試驗

為驗證該履帶車負載行駛跑偏量，依據GB/T 15370.4-2012 《農業拖拉機通用技術條件第4部分:履帶拖拉機》中規定，對履帶車進行直線型樣機試驗。試驗在較為平整的水泥地上進行，履帶車上裝兩種不同質量的配重，取50m為行駛距離，期間履帶車行駛速度約為1.5m/s，左右跑偏量均按正值，其中跑偏量公式為

其中，ξ為偏移率(%)；△S為跑偏量(m)；S為標定距離(m)。

行駛過程中，空載、負載1、負載2，分別做3次行走試驗取平均值。其行走效果如表1所示。

表1 樣機試驗結果

由試驗可以看出：3種情況下履帶車的平均偏駛率為4.12%、4.28%、4.62%，此偏駛率滿足國家相關標準要求，作業車采用伺服閥控制方案可行。履帶車的偏駛率隨著負載的增加而逐漸增大，這是由于履帶車本身的結構以及安裝形式決定的，要使履帶車能夠完成玉米田間管理作業，需對履帶車的負載性能進行試驗研究，進而確定履帶車在不同的負載量下行駛的狀態。

5 結論

1)履帶車采用龍門架的結構形式，適應于煙草田間跨壟作業，能較好地滿足煙草生長全程的田間管理作業需求。

2)采用伺服閥來控制履帶車行走大大簡化了履帶車的液壓系統，增加了履帶車的可控性，便于搭載各種傳感器系統對履帶車的狀態進行實時控制，提高了履帶車控制的靈活性。

3)試驗表明：履帶車在空載、負載1、負載2的狀態下行走滿足國家標準，該履帶行走方案可行，可為后期的噴霧、施肥、去雄等作業部件的設計和制作提供一定的理論依據。