果園自走式電動車輛車架結構設計

劉國強 邱緒云 宋裕民 李愛娟 尚冉琦

摘要：針對我國果園機械化水平較低、制約果樹產業發展問題，本文設計了一款自走式果園作業車，使用純電動動力驅動，以提高果園生產效率。采用SolidWorks繪制三維模型，用ANSYS軟件對車架有限元分析及模態分析，保證車架具有足夠的強度以滿足設計要求;通過對果園的調查，結合果園種植特點設計車架，并設計各尺寸，車架設計結束后，對其進行有限元分析以驗證其結構的可行性。

關鍵詞：果園機械;車架;有限元

0? 引言

中國是世界上最大的農業國，同時也是世界上果樹產業量位居前列的國家。首先，在果樹的種植面積方面位居世界前列;其次，我國培養的果樹種類繁多，而且所培養的果樹品種優良;因此，我國生產的水果味道可口，種類多，深受各國人民歡迎。果園產業為我國經濟發展做出了巨大貢獻。

在歐美這些發達國家，其果園產業已經實現機械化，雖然種植果樹面積沒有國內種植面積大，但是他們這些發達國家的機械化水平較高，在果園產業方面投入的人力、物力等資源比起國內少，在很多果園種植等方面大多采用機械化設備，從而代替人工。在果園產業中有很多環節人工操作和機械化操作結果有很大差異，機械化的設備操作不僅能使資源合理利用并且能發揮巨大作用，而且能夠減少資源浪費;同時在一些人工操作危險的環節采用果園機械化設備代替人工，從而保證人身安全。因此，歐美等發達國家的果園產業經濟收益以及在安全方面比國內要好。由于我國果園產業機械化水平較低，造成果園產業的經濟收益比起發達國家較低，為了提高果園產業的生產效率，必須提高果園機械化水平，為此我們要根據果樹種植的實際情況合理設計適合果園生產并能夠提高生產效率的機械化設備，進而縮短與發達國家的果園機械化差距，促使我國果園產業更快發展。

1? 自走式電動車架結構總體設計及尺寸確定

1.1 確定作業車車架各部位截面尺寸

通過對果樹種植培養等過程的調查研究，根據果樹種植的分布情況。為使作業車有足夠的空間來完成各種工作，在此，將作業車車寬設計為2m，作業車高設計為2m，作業車總長設計為4m。作業車中間以兩根橫梁連接，側面以兩根梁連接，并設計兩個平臺以安裝電池和電機。本次設計的作業車是履帶式果園作業車。車架上方連接架長定為1.44m，左右兩側放置電池和電機的平臺寬度定為280mm。確定的車架各部分尺寸如表1所示。

1.2 車架總體結構設計

車架以電動機代替傳統發動機驅動作業車工作。車架結構為履帶式車架，梁在車架結構中有四根，在車架結構中縱梁同樣有四根橫梁。通過以上各參數的確定，從而車架各位置尺寸初步確定完成，通過SolidWorks軟件完成建模，模型簡化后如圖1所示。

1.3 車架部件力學計算

通過計算，車架體積V約為57.344×10-3m3，材料采用Q235，通過查閱相關資料，Q235的密度為7.85g/cm3=7.85×103kg/m3，則車架質量約為m=ρV≈450kg，由于車架的動力由電池提供，驅動由電機驅動，此設計中電池采用六塊鉛酸電池，電池總質量約為m電池=200kg，左右各有三塊鉛酸電池;電機有兩個分別安裝在作業車后輪左右兩側，電機質量約為m電機=40kg，作業車載重為300kg，車架整備質量約為750kg。

2? 主要參數計算與校核

2.1 作業車零部件及運動基本參數

作業車行駛過程中的行駛車速及質量：為了使作業車能有效工作，初步設定車速為3-6km/h，空載總質量為750kg，載重質量為300kg，作業車采用功率為1.5kW的永磁同步電機兩臺，由于作業車采用后輪驅動。因此，作業車兩側后輪安裝兩臺1.5kW的永磁同步電機;電池采用12V、150A的六塊鉛酸電池，車輪半徑取0.5m。

2.2 作業車爬坡能力

爬坡能力：初步設定最大爬坡度不大于20°，作業車在爬坡過程中需要克服滾動阻力及重力沿坡度的分力;滾動阻力Ff=fGcos？琢，重力沿著坡度的分力Fi=Gsin？琢，最大牽引力必須克服滾動阻力及重力沿坡度的分力即：T？叟Fi+Ff。

2.3 作業車正常行駛時最大牽引力

作業車在水平路面勻速行駛時要克服路面對作業車的滾動阻力、空氣阻力，作業車加速時還要克服加速阻力;爬坡時要克服重力沿著坡道的分力，故作業車行駛過程中索要克服的總阻力為

2.4 作業車附著力理論校核

作業車在正常運動和工作時，不僅要克服道路阻力及空氣阻力，而且其最大驅動力不大于附著力，如果最大驅動力超過附著力，作業車將會打滑。即：

3? 車架有限元分析

3.1 車架有限元分析模型

作業車車架長4000mm，寬2000mm，高2000mm。整個車架結構由4根縱梁，4根橫梁，6根豎梁焊接成為一體，梁的截面為矩形截面，橫向電池和電機安放在寬為280mm的板件上。完成有限元三維分析模型的修剪后，將三維模型導入ANSYS workbench中。

之后進行材料選擇，此次設計的車架的材料用Q235，Q235的彈性模量Ex為2.06×1011N/m2，泊松比為0.3，密度為7.850kg/m3，定義完材料后進行網格劃分，此次分析中網格單元劃分數目為219639個，網格劃分完后如圖2所示。

3.2 車架有限元分析

作業車的工作工況大體分為以下幾種：作業車的彎曲靜態分析，作業車的扭轉工況分析和作業車的緊急轉彎工況分析。

3.2.1 作業車的彎曲變形分析

作業車彎曲工況是指作業車在果園滿載情況工作且作業車直線行駛時，分析其應變與應力的分布及其變形情況以及車架的抗彎強度。作業車彎曲工況中車架所受載荷主要是電機，電池等零部件以及車架所載重物對車架的作用。通過確定車架所受載荷及邊界條件處理，再進行求解及結果分析，車架在各種靜載荷作用下的總變形如圖3所示。

從結果中可以看出總變形最大發生在圖3所示的深色區域位置，大小為7.8178mm。而變形最小的位置在下方車架位置，最小變形的變形量基本為0。總的來說變形較嚴重的位置主要在安裝載具的位置，但從變形大小來看，最大變形量也很小，符合設計要求。

3.2.2 車架扭轉工況分析

作業車在果園工作過程中，由于路面的凹凸不平導致作業車車架受力不均勻，從而受到地面對車架的扭矩，使車架變形，如果變形過大會破壞車架結構。因此，必須對作業車進行扭轉工況分析，確保在不平路面工作時車架具有足夠的強度。通過確定作用載荷及邊界條件處理，對有限元結果分析總變形結果如圖4所示。

從結果可得以下結論：由于此扭轉工況分析是對作業車左前部分的有限元分析，因此，總變形最大處發生在作業車左方位置，最大變形量為60.122mm。總變形最大發生在圖4所示的深色區域，其中變形量較小，符合要求。

3.2.3 緊急轉彎工況

急轉彎工況是指作業車在工作過程中以一定車速轉彎，在離心力作用下，車架由于受到的作用力不均勻，使得車架會發生一定變形，并且產生一定應力、應變，從而破壞車架結構。設計中對車架施加的向心加速度取值為0.2g，結果如圖5。

從分析結果可知：總變形最大為0.79112mm，等效應變最大值為0.00034692，變形量很小。并且等效應力最大值為43.887MPa，小于材料Q235的屈服強度235MPa，等效應變值很小，從而可以斷定次設計滿足設計要求。

4? 車架模態分析

本設計中對車架進行的模態分析是以靜力學、汽車震動控制理論及理論力學和材料力學為基礎，進而求解多自由度車架系統結構的固有頻率及振型。此次模態分析中車架的材料選用Q235，網格劃分采用系統自定義劃分，單元結構采用三角形單元劃分網格。

4.1 載荷及邊界條件處理

將靜載荷添加到相應位置，對車架的支撐方式采用固定支撐約束方式，在模態分析結果中只需要六階的模態分析結果，不用其他高階的模態分析結果，這是因為高階振型疊加情況嚴重。另外一個原因是高階振型存在局部振動，影響分析結果。因此在此次模態分析中以前六階的振型來說明系統的固有特性。

4.2 模態分析結果

一至六階的模態分析結果如圖6。

通過模態分析得到前六階的固有頻率及其振型，模態分析結果中得到的振型大小并不能表示此振型為對應頻率下的真實振動量的多少，它僅僅表示在此固有頻率下結構振動幅值的相對比值和振動在傳遞過程中的傳遞情況。從結果中可以看出車架結構在激勵作用下振動平緩，從而說明車架結構受到振動的影響小，車架結構的動態特性較好。

從頻率來看（圖7），車架的振動頻率為：一階振動頻率是0Hz，二階振動頻率是0Hz，三階振動頻率為0Hz，四階振動頻率為3.0611×10-3Hz，五階振動頻率為5.4565×10-3Hz，六階振動頻率為6.0039×10-3Hz。而電機等零件的振動頻率恰好不在車架振動頻率范圍內，因此作業車工作時，電機等零件的振動頻率不會與車架振動頻率疊加，因此不會產生共振。

5? 結論

①對自走式電動車輛車架結構進行設計，根據車輛的實際作業環境，最終確定車架的方案。再確定車架各部分的尺寸，最后通過SolidWorks軟件完成建模。②根據車輛的性能要求，對車輛的主要參數進行計算與校核。③簡化有限元分析模型及劃分網絡后，對車架進行有限元靜態分析。通過分析作業車的彎曲靜態分析、作業車的扭轉工況分析和作業車的緊急轉彎工況分析，驗證車架符合設計要求。④對車架進行模態分析，得出前六階的固有頻率。驗證當作業車工作時，電機等零件的振動頻率不會與車架振動頻率疊加，因此不會產生共振。

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