方草捆撿拾碼垛車翻轉卸車機構的設計

張琦峰,劉學峰,鐘 波,閔令強*,孫盛剛,任冬梅

1.山東農業機械科學研究院,山東 濟南250100

2.山東雙佳農裝科技有限公司,山東 濟南250100

農作物秸稈占農作物產出物的50%左右，富含蛋白質、纖維素等營養物質以及鈣、磷等礦物質，其營養價值相當于糧食的20%，熱值約為標準煤的50%，營養、能量豐富[1]。我國秸稈資源充足，年產量達7 億t 以上[2]，但秸稈物料松散、密度小，收集、運輸困難，通過打捆機將秸稈打壓成高密度草捆后，降低了秸稈原料的收儲難度[3]，但草捆的收集、碼垛工作任然需要人工搬運或者通過抱草夾等機具逐捆完成，作業效率低，人工勞動強度大。方草捆撿拾碼垛車可以一次性完成方草捆的撿拾、碼垛、運輸及卸車，自動化程度高，大幅度提高了草捆撿拾碼垛作業效率，降低了作業成本[4]。國內該類型設備研發起步較晚，核心技術掌握不足，關鍵機構設計缺乏理論性分析，部分產品雖然能夠完成相關作業，但基本停留在對國外產品的模仿階段[5]。通過集捆平臺翻轉配合草垛推出機構完成卸車的方式被國內外各型號方撿拾碼垛車廣泛使用。翻轉卸車機構作為方草捆撿拾碼垛車的重要組成部分，負載重量大，若設計不合理，不僅會影響草垛卸車，還容易在翻轉過程中造成安全事故[6,7]。因此，筆者以運動、受力分析為基礎，設計了9JF3 型方草捆撿拾碼垛車的翻轉卸車機構，并對其承載車架進行了有限元分析，田間試驗表明設計合理，達到預期技術要求。

1 翻轉卸車機構組成及工作原理

1.1 翻轉卸車機構組成

翻轉卸車機構主要包括集垛平臺及平臺升降液壓油缸。機構通過銷軸與車架連接，車架直接承載部位為升降油缸承載梁和集捆平臺承載板。結構如圖1 所示。

圖1 翻轉卸車機構結構圖Fig.1 Structure diagram of turning and unloading mechanism

1.2 工作原理

當運抵料倉或卸車地點時，集捆平臺翻轉配合草垛推出機構進行卸車。平臺最終翻轉角度應至少使平臺面達到或者略超過翻轉中心O 的垂線，否則無法完成草捆垛推出。此時，草捆垛和平臺的合重心G 已經越過了中心O 的垂線，OG 連線與水平面的夾角約為140°，如圖2 所示。合重心G 越中之前，升降液壓油缸以無桿腔為工作腔，負載為推力，提供主動力矩；而越中以后，油缸有桿腔變為工作腔，負載為拉力，提供阻力矩緩沖G 的急速下落。

圖2 翻轉卸車機構工作原理圖Fig.2 Work principle diagram of turning and unloading mechanism

2 關鍵部件及主要參數確定

2.1 平臺外形尺寸

按照設計要求，翻轉卸車機構需要堆碼100～110 捆小方形草捆，重量約3000 kg，另外結合《超限運輸車輛行駛公路管理規定》中對于運輸車輛外形尺寸的要求，集垛平臺設計長度3275 mm，寬度2735 mm，草捆堆碼高度2000 mm，采用Q345 材質整體焊接，如圖3 所示。

圖3 平臺外形尺寸圖Fig.3 Platform dimensions drawing

2.2 翻轉卸車機構運動、受力分析

建立運動方程：如圖4所示，G為草捆和平臺的合重心，ω為平臺轉動角速度，O為平臺翻轉軸，A為油缸翻轉軸，B為平臺與油缸連接軸。

圖4 翻轉卸車機構運動簡圖Fig.4 Schematic diagram of the turning and unloading

平臺轉動角速度ω：

其中v為油缸活塞桿運動速度：

式中，D為油缸內徑，Q為油缸進入油量。計算式（4）主要針對平臺均速翻轉的情況，平臺開始翻轉及停止翻轉階段會有短暫的加速和減速過程；另外，G 越中前后由于主、被動力矩轉換會產生速度波動，使用平衡閥等可以使這種波動不明顯[8,9]。

建立力矩平衡方程：平臺平穩翻轉，則系統中所有作用力矩和為0，主要力矩有升降液壓油缸產生力矩Mp，G產生力矩Mg，總摩擦力矩Mf及轉動慣性力矩Mj。假設平臺翻轉方向即逆時針為正向，以O點為距心，則有：

此時，油缸壓力P1大小為：

G越中后，由于Mg變為主動力矩，Mp變為阻力矩，所以：

油缸有桿腔作為工作腔，d為活塞桿直徑，油缸壓力P2大小為：

2.3 升降液壓油缸參數確定

油缸主要計算參數有：油缸內徑D、活塞桿直徑d、活塞桿行程S及油缸缸筒長度L。

油缸內徑D的確定，首先需要通過油缸最大負載Fmax確定工作壓力或往返速比，再求出油缸工作面積，最后計算出油缸內徑D[10,11]。

當無桿腔為工作腔時：

當有桿腔為工作腔時：

活塞桿直徑d的確定，計算式為：

其中φ為活塞桿往復速比，活塞桿直徑d的確定還應考慮其結構強度和穩定性。

活塞桿行程S的確定，應根據集垛平臺極限工位需求，同時充分考慮活塞桿彎曲強度和液壓系統穩定性進行，并保證活塞桿最大長度在允許范圍內，活塞桿最大長度檢驗式為：

式中：Smax-活塞桿最大長度；P-活塞桿壓力；n-末端條件系數（n=1）；nk-安全系數，nk＞6；缸筒長度L的確定，計算式為：

式中L1與活塞桿導向長度、密封長度等有關。

計算中，a、b、c等結構參數視為已知；運用Solid Works建立系統三維數模，通過質量屬性功能算出G的大小和位置；液壓缸油量Q通過整機液壓系統節流閥等進行控制，上述公式參數都可以確定。結合液壓技術手冊[12]及市場上較為成熟的液壓油缸系列產品，最終確定選用2套HSG01-90/50E-670型油缸同時作業，油缸參數見表1。

表1 升降油缸參數表Table 1 Parameter table of hoist cylinder

2.4 承載機架應力、位移有限元分析

翻轉卸車機構的承載車架需承受滿載重量，其承載能力與翻轉卸車機構設計緊密相關，對其進行應力、位移分析，能夠提高設備安全性能，及早發現問題，減少實體樣機修改次數，縮短整體研發周期[13-15]。

利用SolidWorks simulation模塊的無縫對接，直接建立靜態仿真算例。相關參數設置[16,17]：設置零部件全局接觸；將已經求得的油缸最大推力38500N即油缸承載梁最大載荷以及平臺承載板最大載荷38300N設置為外部載荷；網格劃分設置為標準網格，整體網格大小設為68 mm，公差3.4 mm，承載部位調高網格密度，網格大小設為40 mm，公差2 mm。

當升降液壓油缸處在最大推力位置時，承載車架應力、位移分析結果分別如圖4、圖5所示。分析結果顯示：承載車架最大應力出現在升降油缸承載梁的管線孔附近，應力值超過3.1E+8 N/mm2，接近屈服極限；最大位移出現在承載梁中間開槽邊緣，位移值2.5 mm。最大應力值、位移值都過大，需要對承載梁進行優化。

圖5 承載車架應力分析圖Fig.5 Stress analysis diagram of bearing frame

圖6 承載車架位移分析圖Fig.6 Displacement analysis diagram of bearing frame

升降油缸承載梁中間開槽是為了避免與其他部件發生干涉，但開槽尺寸可以縮小，因此，做出優化：縮小承載梁中間開槽尺寸；將承載梁板加厚至20 mm；管線孔位置向中間移動。

優化后再次進行應力、位移分析，滿足設計要求。同樣的設置和方法可以分析越中后油缸提供拉力時的應力、位移情況。

3 田間性能試驗

翻轉卸車機構隨方草捆撿拾碼垛車樣機整體進行了田間性能試驗，達到了預期設計要求（表2）。

表2 翻轉卸車機構相關技術參數表Table 2 Technical parameter table of the turning and unloading mechanism

4 結論

（1）分析了方草捆撿拾碼垛車翻轉卸車機構的翻轉卸車原理，建立了翻轉卸車機構翻轉動作的運動方程及力矩平衡方程；

（2）通過對翻轉卸車機構運動、力學特性分析，結合系統結構參數進行計算，確定了選用2套HSG01-90/50E-630型液壓油缸協同作業；

（3）對翻轉卸車機構的承載車架進行了應力、位移的有限元分析，根據分析結果將升降油缸承載梁板加厚至20 mm，管線孔向中間移動。

（4）經田間試驗驗證表明，翻轉卸車機構設計合理，各項測試技術指標滿足設計要求。