鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)的設(shè)計與試驗

楊 天 趙武云* 辛尚龍 陳伯鴻 張曉晨 曲 浩

(1.甘肅農(nóng)業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，蘭州 730070； 2.甘肅農(nóng)業(yè)大學(xué) 園藝學(xué)院，蘭州 730070； 3.農(nóng)業(yè)農(nóng)村部農(nóng)業(yè)機(jī)械化總站，北京 100122)

我國果園主要為平原地區(qū)矮砧密植果園和丘陵山地的喬砧適植型果園。與總面積較少的平原地區(qū)矮砧密植果園相比，丘陵山地喬砧適植型果園的綜合機(jī)械化率較低，僅為5.75%。近年來果園逐步推行生草覆蓋技術(shù)，要求在果樹行間、株間留草，采用人工或機(jī)械切割方式及時降低雜草生長高度，被切割的雜草覆蓋在地表實現(xiàn)綠肥還田，該技術(shù)能有效改善土壤結(jié)構(gòu)，增加孔隙度，增加土壤水分的入滲和保墑能力，減少土壤板結(jié)，為果樹提質(zhì)增產(chǎn)創(chuàng)造有利條件。平原地區(qū)矮砧密植型果園采用拖拉機(jī)配套懸掛式專用割草機(jī)既能滿足作業(yè)需求，而丘陵山地喬砧適植型果園由于作業(yè)環(huán)境復(fù)雜，現(xiàn)有割草機(jī)無法滿足作業(yè)需求，亟待可靠性高的專用割草機(jī)。

目前國內(nèi)專用果園割草機(jī)切割方式多采用圓盤式，研究主要集中在切割裝置優(yōu)化、切割性能探索以及割草機(jī)行走方式研究，初步實現(xiàn)了高效割草的目的，但割草機(jī)在丘陵山地的行走問題依然存在。已有研究證明隨行自走式割草機(jī)通過人工手扶操作可實現(xiàn)小地塊果園割草作業(yè)，通過橫向切割系統(tǒng)和縱向切割系統(tǒng)2部分的組合，能同時滿足水平方和豎直方向的切割需求，該機(jī)具具有較好的切割效果，但作業(yè)人員勞動負(fù)擔(dān)較大，無法長期高效作業(yè)；鄔備等設(shè)計的帶有仿形裝置的割草機(jī)可裝配在自走式底盤前端以實現(xiàn)人員乘坐式割草作業(yè)，能較好適應(yīng)丘陵山地作業(yè)條件的同時降低作業(yè)者勞動強(qiáng)度，但此類乘坐式割草機(jī)無法應(yīng)對果樹主枝較低的作業(yè)環(huán)境，無法保證樹干周邊的雜草切割；有研究采用四輪電驅(qū)動的方式設(shè)計生產(chǎn)了遙控割草機(jī)，采用4個直流電機(jī)分別驅(qū)動4個行走輪以實現(xiàn)便捷的遙控作業(yè)，能滿足丘陵山地果園作業(yè)需求，但整機(jī)重量大且割幅小，生產(chǎn)成本較高，無法有效推廣使用。綜上，國內(nèi)割草機(jī)研發(fā)對于割草機(jī)切割性能探索較多且技術(shù)較為成熟，而對于丘陵山地的行走性能、操作便捷性等方面仍需深入研究。

本研究擬采用理論與仿真、試驗相結(jié)合的方法，設(shè)計一種鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)，以期為丘陵山地果園割草作業(yè)提供裝備支持與研發(fā)參考。

1 鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)整體設(shè)計

1.1 需滿足的農(nóng)藝背景及設(shè)計目標(biāo)

我國果園種植模式分為矮砧密植型和喬砧適植型。矮砧密植型果園的農(nóng)機(jī)農(nóng)藝融合度高，其行距×株距多為4 m×1 m，此種植模式行間作業(yè)通道可保持在1.5 m以上，行間生草幅寬2.0～2.5 m，可采用拖拉機(jī)掛載牽引式割草機(jī)進(jìn)行割草作業(yè)；喬砧適植型果園多為2000年以前的老果園，這種果園在我國大面積存在，其行距×株距為5 m×3 m左右，由于長期生長同時管理精細(xì)化程度不高，果樹主枝較長且交錯，離地第一主枝普遍較低，這種情況造成了大中型機(jī)械無法正常作業(yè)，導(dǎo)致部分果園仍需采用人工除草作業(yè)。本研究主要針對丘陵山地喬砧適植型果園割草機(jī)進(jìn)行研究與設(shè)計。

1.2 整機(jī)結(jié)構(gòu)

鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)由前車架、后車架、動力機(jī)構(gòu)總成、轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)、電動驅(qū)動系統(tǒng)、電源系統(tǒng)、控制系統(tǒng)等部分組成。其中動力機(jī)構(gòu)總成由發(fā)動機(jī)、離心式離合器、動力輸出軸、可調(diào)節(jié)護(hù)筒等組成；轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)由轉(zhuǎn)向舵機(jī)、轉(zhuǎn)向驅(qū)動齒輪、轉(zhuǎn)向齒圈組成；電動驅(qū)動系統(tǒng)由驅(qū)動電機(jī)、電驅(qū)動后橋、驅(qū)動輪組成；電源系統(tǒng)由發(fā)電機(jī)與蓄電池組組成。

前機(jī)架前端及兩側(cè)分別安裝防撞架與行走輪，上部安裝割茬高度調(diào)節(jié)裝置，前機(jī)架中部安裝固定護(hù)筒及動力機(jī)構(gòu)總成；后機(jī)架上部安裝蓄電池組、控制系統(tǒng)組件，下部安裝電動驅(qū)動系統(tǒng)。前機(jī)架與后機(jī)架通過固定于后車架的可拆卸懸掛環(huán)進(jìn)行鉸接連接，轉(zhuǎn)向舵機(jī)及轉(zhuǎn)向驅(qū)動齒輪安裝于后車架，轉(zhuǎn)向齒圈安裝于前車架固定護(hù)筒。割刀安裝在動力機(jī)構(gòu)總成動力輸出軸末端。發(fā)電機(jī)固定在發(fā)動機(jī)下方并與發(fā)動機(jī)輸出軸直接連接。動力機(jī)構(gòu)總成與割刀旋轉(zhuǎn)中心、前車架與后車架鉸接中心保持同心。鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)整機(jī)結(jié)構(gòu)見圖1。

1.前輪；2.前車架；3.高度調(diào)節(jié)裝置；4.動力系統(tǒng)；5.轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)；6.電源系統(tǒng)(電池組)；7.控制系統(tǒng)；8.后車架；9.電動后橋；10.后輪；11.割刀 1.The front wheel; 2.Front frame; 3.Height adjustment device; 4.Power system; 5.Steering mechanism; 6.Power system (battery pack); 7.Control system; 8.Rear frame; 9.Electric rear axle; 10.The rear wheel; 11.Cutter圖1 鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)整機(jī)結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Schematic diagram of whole machine structure of articulated steering orchard mower

1.3 工作原理

割草作業(yè)時由操作員給出啟動信號，控制系統(tǒng)接收到信號后啟動發(fā)動機(jī)及驅(qū)動電機(jī)。割草工作開始時，遙控信號指令發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)至1 450 r/min以上，此時離心式離合器的離心塊自動結(jié)合離合器外殼，驅(qū)動動力輸出軸等速轉(zhuǎn)動，進(jìn)一步驅(qū)動割刀轉(zhuǎn)動完成割草作業(yè)；當(dāng)發(fā)動機(jī)降到1 450 r/min以下，離心式離合器的離心塊自動分離離合器外殼，此時發(fā)動機(jī)僅驅(qū)動發(fā)電機(jī)工作，為電池組持續(xù)提供電能。直行及后退由驅(qū)動電機(jī)帶動驅(qū)動輪以一定速度行駛。當(dāng)需要轉(zhuǎn)向時，操作員給出轉(zhuǎn)向信號，轉(zhuǎn)向舵機(jī)驅(qū)動轉(zhuǎn)向驅(qū)動齒輪轉(zhuǎn)動一定角度，同時帶動轉(zhuǎn)向齒圈以完成割草機(jī)轉(zhuǎn)向，當(dāng)轉(zhuǎn)向信號消失后，轉(zhuǎn)向舵機(jī)自動回正使割草機(jī)直線行駛。當(dāng)需要調(diào)節(jié)割茬高度時，操作員給出高度調(diào)節(jié)信號，調(diào)高電機(jī)驅(qū)動高度調(diào)節(jié)裝置控制動力機(jī)構(gòu)總成整體升降以完成割茬高度調(diào)節(jié)，同時此種動力機(jī)構(gòu)總成整體高度調(diào)節(jié)模式也保證了割草機(jī)在丘陵山地的高通過性。作業(yè)結(jié)束后操作員通過遙控器給出信號，關(guān)閉發(fā)動機(jī)及驅(qū)動電機(jī)。

2 工作參數(shù)分析與關(guān)鍵部件設(shè)計

鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)的動力系統(tǒng)主要分為工作動力系統(tǒng)和行走動力系統(tǒng)。工作動力系統(tǒng)由發(fā)動機(jī)帶動離心式離合器驅(qū)動割刀進(jìn)行除草作業(yè)；行走動力系統(tǒng)由電池組為驅(qū)動電機(jī)與轉(zhuǎn)向舵機(jī)提供電能，驅(qū)動電機(jī)驅(qū)動電驅(qū)動后橋來完成車輛啟停、前進(jìn)、后退等動作，轉(zhuǎn)向舵機(jī)驅(qū)動轉(zhuǎn)向齒輪組完成割草機(jī)轉(zhuǎn)向動作。

2.1 參數(shù)分析

2

.

1

.

1

行走速度鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)前進(jìn)、后退及車速調(diào)節(jié)由電動驅(qū)動系統(tǒng)實現(xiàn)，驅(qū)動電機(jī)選用500 W電機(jī)，額定轉(zhuǎn)速3 500 r/min，變速箱傳動比

i

=28。考慮到人的行走速度為3～5 km/h，以及果園的作業(yè)環(huán)境，驅(qū)動輪采用直徑為250 mm的實心人字輪胎。整機(jī)的最高行走速度

v

采用式(1)計算：

(1)

式中：

v

為割草機(jī)作業(yè)最高行走速度，km/h；

V

為驅(qū)動電機(jī)轉(zhuǎn)速，rad/min；

D

為驅(qū)動輪直徑，m；

i

為變速箱傳動比。將數(shù)值帶入式(1)計算得到

v

=5.9 km/h，割草機(jī)最高行走速度稍大于人步行速度，滿足遙控作業(yè)要求的同時提高作業(yè)效率。

2

.

1

.

2

割草作業(yè)裝置

鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)割草作業(yè)由發(fā)動機(jī)直接提供動力，由于本割草機(jī)主要針對丘陵山地果園，為避免能量損失并保證整車結(jié)構(gòu)緊湊，發(fā)動機(jī)選用宗申XP220A型，最高轉(zhuǎn)速3 850 r/min。發(fā)動機(jī)輸出軸直接連接離合器及割刀，最大程度減少由于多級傳動帶來的能量損失，機(jī)具結(jié)構(gòu)緊湊。

割草機(jī)在果園中針對果樹行間雜草作業(yè)，要達(dá)到碎草效果，需要對雜草進(jìn)行多次切割，故在保證不漏割的前提下應(yīng)對雜草進(jìn)行多次切割以提高綠肥轉(zhuǎn)化率。割刀選擇463 mm長度的單刀片，兩側(cè)保留120 mm刃口。

在割草機(jī)割刀最低轉(zhuǎn)速1 450 r/min時，保證雜草不漏割的最高速度

v

采用式(2)計算：

(2)

式中：

m

為割草機(jī)割刀刃口數(shù)量，組；

n

為割草機(jī)刀盤轉(zhuǎn)速，rad/min；

s

為割草機(jī)割刀刃口長度，m。將數(shù)值帶入式(2)求得

v

=20.9 km/h，可知在割草機(jī)最低轉(zhuǎn)速1 450 r/min，最高行駛速度5.9 km/h 的情況下可對雜草進(jìn)行3次以上的碎草切割，保證了作業(yè)質(zhì)量，同時根據(jù)雜草的種類和生長狀況可提高割刀轉(zhuǎn)速或適當(dāng)降低割草機(jī)行走速度，來確保碎草達(dá)到預(yù)期效果；前車架四周向下延伸3個方向的擋草板形成碎草工作腔室，使雜草從割草機(jī)前端進(jìn)入到割刀工作區(qū)域后能夠被割刀多次切割為短節(jié)，繼而從下方預(yù)留空間排出割草工作腔室外，保證碎草工作質(zhì)量，達(dá)到雜草盡快轉(zhuǎn)化為綠肥的效果。

2.2 關(guān)鍵部件設(shè)計

2

.

2

.

1

動力機(jī)構(gòu)總成

動力機(jī)構(gòu)總成由發(fā)動機(jī)、離心式離合器、動力輸出軸、可調(diào)節(jié)護(hù)筒等組成。設(shè)計原則是結(jié)構(gòu)緊湊，盡可能降低整體高度，質(zhì)量輕；主要功能是帶動割刀轉(zhuǎn)動完成割草作業(yè)以及驅(qū)動發(fā)電機(jī)對蓄電池組供電。發(fā)動機(jī)支撐板采用5 mm厚鋼板進(jìn)行加工，護(hù)筒及加強(qiáng)板采用2 mm厚鋼板進(jìn)行加工。發(fā)動機(jī)輸出軸與發(fā)電機(jī)回轉(zhuǎn)中心、割刀回轉(zhuǎn)中心、離合器回轉(zhuǎn)中心、安裝在前車架上的固定護(hù)筒均保持同心，整個動力機(jī)構(gòu)總成由安裝在發(fā)動機(jī)支撐板兩側(cè)的高度調(diào)節(jié)裝置支撐于前車架。割刀選用一體式單刀片，兩端分別留有120 mm刃口，此種刀片切割效果優(yōu)于刀盤式割刀，不易發(fā)生纏草等情況。

動力機(jī)構(gòu)總成的高度僅為490 mm，使得設(shè)定割茬高度為30 mm時割草機(jī)的整機(jī)高度僅為520 mm，滿足果樹第一主枝高度為600 mm時的作業(yè)通過性。動力機(jī)構(gòu)總成見圖2。

1.發(fā)動機(jī)；2.發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子；3.發(fā)電機(jī)定子；4.離合器；5.離合器外殼；6.割刀；7.刀軸 1.The engine; 2.Generator rotor; 3.Generator stator; 4.The clutch; 5.Clutch housing; 6.Cutter; 7.Cutter shaft圖2 動力機(jī)構(gòu)總成示意圖Fig.2 Schematic diagram of power mechanism assembly

2

.

2

.

2

鉸接轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)

鉸接轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)由轉(zhuǎn)向舵機(jī)、轉(zhuǎn)向齒圈和轉(zhuǎn)向驅(qū)動齒輪等組成(圖3)，同時可以將連接前后車架的可拆卸懸掛環(huán)也理解為鉸接轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的一部分。鉸接轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)需要實現(xiàn)割草機(jī)左、右2個方向轉(zhuǎn)彎角度大于45°。

1.護(hù)筒；2.轉(zhuǎn)向舵機(jī)；3. 后車架主體；4. 轉(zhuǎn)向驅(qū)動齒輪；5. 轉(zhuǎn)向齒圈；6. 可拆卸懸掛環(huán)；7.前車架主體 1.Protection tube; 2.Steering gear; 3.Rear frame body; 4.Steering drive gear; 5.Steering gear ring; 6.Removable suspension ring; 7.Front frame body圖3 鉸接轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)示意圖Fig.3 Schematic diagram of articulated steering mechanism

割草機(jī)轉(zhuǎn)向時，鉸接底盤轉(zhuǎn)向時需要克服的轉(zhuǎn)向阻力矩

M

′為：

(3)

式中：

μ

為輪胎與地面間的阻力系數(shù)，取0.1；

g

為轉(zhuǎn)向橋的載荷，N；

B

為轉(zhuǎn)向橋輪距，mm；

r

為轉(zhuǎn)向橋軸線至鉸接點的距離，mm。車輛要實現(xiàn)轉(zhuǎn)向動作，則轉(zhuǎn)向舵機(jī)需提供的轉(zhuǎn)向力矩

M

必須大于或等于轉(zhuǎn)向阻力矩，即：

(4)

運用Solidworks 2017軟件計算得到鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)前車架重量即轉(zhuǎn)向橋載荷

g

=300 N，轉(zhuǎn)向輪輪距

B

=424 mm，轉(zhuǎn)向橋軸線至鉸接點的距離

r

=420 mm。帶入式(4)計算可知

M

≥141 N·cm。

選用SRC-04B型號舵機(jī)，已知該型號舵機(jī)轉(zhuǎn)速為200 rad/s，轉(zhuǎn)向驅(qū)動齒輪最大轉(zhuǎn)動角度為150°，可求得割草機(jī)單向轉(zhuǎn)動到最大角度的時間為0.3 s。轉(zhuǎn)向舵機(jī)及齒輪參數(shù)見表1。

表1 轉(zhuǎn)向舵機(jī)及齒輪參數(shù)
Table 1 Parameters of steering engine and gears

參數(shù)Parameter數(shù)值Numericalvalue舵機(jī)啟動扭矩/(N·cm)Steering gear starting torque180舵機(jī)保持扭矩/(N·cm)Steering gear maintains torque160工作電壓/VWorking voltage48舵機(jī)轉(zhuǎn)速/(rad/s)Steering gear speed200轉(zhuǎn)向驅(qū)動齒輪齒數(shù)/模數(shù)Number of teeth/module of steering drive gear20/3轉(zhuǎn)向齒圈齒數(shù)/模數(shù)Number of teeth/module of steering ring91/3轉(zhuǎn)向齒圈弧度/(°)Radian of steering ring115轉(zhuǎn)向驅(qū)動齒輪最大轉(zhuǎn)動角度/(°)Maximum rotation angle of steering drive gear150轉(zhuǎn)向齒圈最大轉(zhuǎn)動角度/(°)Maximum rotation angle of steering gear ring46.15

鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)由于采用了適用于惡劣作業(yè)環(huán)境的鉸接轉(zhuǎn)向方式，對比四輪轉(zhuǎn)向的割草機(jī)更加機(jī)動，在轉(zhuǎn)彎過程中，可以保證驅(qū)動元件仍然保持最大動力，既保證作業(yè)穩(wěn)定性，又提高作業(yè)效率。鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)設(shè)計參數(shù)見表2。

表2 鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)設(shè)計參數(shù)
Table 2 Articulated steering orchard mower design parameters

參數(shù)Parameter數(shù)值或方式Numerical value or mode長×寬×高/(mm×mm×mm)Length×width×height900×506×520整備質(zhì)量/kg Curb weight77.54作業(yè)幅寬/mm Work width460最小轉(zhuǎn)彎半徑/mmMinimum turning radius466動力輸入最大轉(zhuǎn)速/(rad/min)Maximum speed of power input3 850驅(qū)動電機(jī)額定功率/WRated power of walking motor500驅(qū)動電機(jī)額定轉(zhuǎn)速/(rad/min)Rated speed of walking motor3 500電池組容量/AH Battery pack capacity48電池組質(zhì)量/kg Battery mass16最高工作行駛速度/(km/h)Maximum operating speed≥5驅(qū)動方式 Drive mode后輪電驅(qū)動轉(zhuǎn)向方式 Steering mode中部折腰鉸接轉(zhuǎn)向

3 鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)行走性能分析

3.1 轉(zhuǎn)彎半徑分析

鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)轉(zhuǎn)向時，前車架依靠轉(zhuǎn)向舵機(jī)的驅(qū)動繞鉸接中心回轉(zhuǎn)，后車架驅(qū)動割草機(jī)前進(jìn)，共同完成割草機(jī)轉(zhuǎn)向動作。割草機(jī)直行俯視圖與轉(zhuǎn)向半徑分析見圖4。

由整車幾何分析及查閱相關(guān)文獻(xiàn)可知，前車輪外側(cè)車輪最小轉(zhuǎn)彎半徑

R

和后車輪外側(cè)車輪最小轉(zhuǎn)彎半徑

R

分別為：

(5)

(6)

(7)

式中：

Q

為車輪輪距，mm；

L

為鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)軸距，mm；

k

為鉸接中心比例系數(shù)；

L

為轉(zhuǎn)向鉸接中心距離車前軸的距離，mm；

θ

為割草機(jī)最大轉(zhuǎn)向偏轉(zhuǎn)角，(°)。當(dāng)

k

<0.5時，

R

>

R

，此時果園割草機(jī)的最小轉(zhuǎn)彎半徑即為前車輪外側(cè)車輪最小轉(zhuǎn)彎半徑

R

；當(dāng)

k

>0.5時，

R

<

R

，此時果園割草機(jī)的最小轉(zhuǎn)彎半徑即為后車輪外側(cè)車輪最小轉(zhuǎn)彎半徑

R

。本研究中的割草機(jī)

L

=245 mm，

L

=570 mm，

Q

=506 mm，

θ

=56.15°。代入式(7)可得鉸接中心比例系數(shù)

k

=0.43，故屬于

k

<0.5的情況，因此將數(shù)據(jù)帶入式(5)中可計算出果園割草機(jī)的理論最小轉(zhuǎn)彎半徑

R

=466.4 mm。而本割草機(jī)的車身寬度為506 mm，丘陵山地果園行距與株距一般在3～5 m左右，本割草機(jī)能適應(yīng)各類果園作業(yè)環(huán)境，在行距與株距存在變化的果園也能靈活完成轉(zhuǎn)向動作。

Q為車輪輪距；L為鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)前后輪軸距；L1為轉(zhuǎn)向鉸接中心距離車前軸的距離；θmax為割草機(jī)最大轉(zhuǎn)向偏轉(zhuǎn)角度；R1為前行走輪外側(cè)車輪最小轉(zhuǎn)彎半徑；R2為后行走輪外側(cè)車輪最小轉(zhuǎn)彎半徑；O為鉸接中心點。 Q is the wheel base; L is the front and rear wheelbase of the articulated steering orchard mower; L1 is the distance between the steering hinge center and the front axle of the vehicle; θmax is the maximum steering deflection Angle of articulated steering orchard mower; R1 is the minimum turning radius of the outer wheel of the front walking wheel; R2 is the minimum turning radius of the outer wheel of the rear walking wheel; O is hinged center point.圖4 鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)直行俯視圖(a)與轉(zhuǎn)向半徑分析(b)Fig.4 Straight line top view of articulated steering orchard mower (a) and steering radius analysis diagram (b)

3.2 穩(wěn)定性能分析

3

.

2

.

1

縱向穩(wěn)定性能分析

本割草機(jī)主要應(yīng)用于丘陵山地小地塊果園作業(yè)，在工作環(huán)境轉(zhuǎn)換的過程中，經(jīng)常要經(jīng)歷爬坡、下坡等情況，因此對割草機(jī)爬坡、下坡過程進(jìn)行車輛穩(wěn)定性分析。忽略空氣阻力及輪胎變形等因素，割草機(jī)爬坡過程受力分析見圖5。

對割草機(jī)爬坡過程建立力學(xué)平衡方程組：

(8)

當(dāng)割草機(jī)處于爬坡傾覆的臨界狀態(tài)時，土壤對前車輪切向作用力

F

=0，有：

Gh

sin

α

=

GB

cos

α

爬坡過程中的臨界傾覆角為：

(9)

同理，忽略空氣阻力及輪胎變形等因素，對割草機(jī)下坡過程建立力學(xué)平衡方程：

FT1和FT2分別為土壤對前輪和后輪的切向作用力；FN1和FN2分別為土壤對前輪和后輪的法向作用力； G為割草機(jī)自身所受重力；L為割草機(jī)前后輪軸距；h為割草機(jī)質(zhì)心距離地面的距離；αmax為割草機(jī)爬坡與下坡過程中發(fā)生傾覆的臨界最大角度。 FT1 and FT2 are the tangential force of soil on the front wheel and rear wheel respectively; FN1 and FN2 are the normal forces of soil on the front wheel and rear wheel respectively; G is the force of gravity on the mower itself; L is the front and rear wheel base of the lawn mower; h is the distance between the lawn mower’s center of mass and the ground; αmax are the critical maximum Angle of overturning of lawn mower during climbing process.圖5 割草機(jī)爬坡過程受力分析圖Fig.5 Force analysis diagram of lawn mower during climbing

(10)

可以得到下坡過程中割草機(jī)臨界傾覆角：

(11)

式中：

α

′為割草機(jī)爬坡與下坡過程中發(fā)生傾覆的臨界最大角度，(°)。分析可知，割草機(jī)的質(zhì)心即

h

越小，車輛爬坡及下坡過程中的穩(wěn)定性越高，抗傾覆的能力越強(qiáng)。運用Solidworks 2017軟件建立鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)模型，并運用質(zhì)量屬性功能獲取割草機(jī)質(zhì)心位置，可得：后軸至質(zhì)心距離

B

=170 mm，質(zhì)心至地面垂直高度

h

=221.8 mm，割草機(jī)前后輪軸距

L

=570 mm，進(jìn)而可以求得本割草機(jī)爬坡和下坡過程中的極限傾覆角

α

和分別為37.47°和60.99°，而丘陵山地果園中實際作業(yè)環(huán)境中的最大坡度約為12°，機(jī)具轉(zhuǎn)場過程的最大坡度不大于30°，遠(yuǎn)小于割草機(jī)的臨界傾覆角，所以本割草機(jī)的縱向穩(wěn)定性能滿足使用要求。

3

.

2

.

2

橫向穩(wěn)定性能分析

除了縱向發(fā)生傾覆的可能性外，割草機(jī)在作業(yè)過程中，也有出現(xiàn)橫向傾覆的可能性。對割草機(jī)沿坡道行駛過程進(jìn)行受力分析(圖6)。由于割草機(jī)基本為對稱結(jié)構(gòu)，故僅進(jìn)行一次受力分析，忽略空氣阻力及輪胎變形等因素，對割草機(jī)沿斜坡行駛過程建立力學(xué)平衡方程組：

(12)

當(dāng)割草機(jī)處于橫向傾覆的臨界狀態(tài)時，土壤對上側(cè)車輪切向作用力

F

=0，這時：

爬坡過程中的臨界傾覆角為：

(13)

FT3和FT4分別為土壤對上側(cè)和下側(cè)輪胎的切向作用力；FN3和FN4分別為土壤對上側(cè)和下側(cè)輪胎的法向作用力；G為割草機(jī)自身所受重力；l為割草機(jī)輪距；h為割草機(jī)質(zhì)心距離地面的距離；βmax為割草機(jī)發(fā)生橫向傾覆的臨界最大角度。 FT3 and FT4 are the tangential forces of soil on the upper and lower tires respectively; FN3 and FN4 are the normal forces of soil on the upper and lower tires respectively; G is the force of gravity on the mower itself; l is a lawn mower wheel base; h is the distance between the lawn mower’s center of mass and the ground; βmax is the critical maximum Angle of lateral overturning of lawn mower.圖6 坡道直行割草機(jī)受力分析Fig.6 Force analysis of straight lawn mower on ramp

式中：

F

和

F

為土壤對上側(cè)和下側(cè)輪胎的切向作用力，N；

F

和

F

為土壤對上側(cè)和下側(cè)輪胎的法向作用力，N；

l

為割草機(jī)輪距，mm；

β

割草機(jī)發(fā)生橫向傾覆的臨界最大角度，(°)。由前述可知，割草機(jī)質(zhì)心至地面垂直高度

h

=221.8 mm，

l

=506 mm，進(jìn)而求得本割草機(jī)沿坡道直行時的橫向極限傾覆角

β

為48.76°。實際工作中遇到的坡度遠(yuǎn)小于割草機(jī)的橫向臨界傾覆角，所以本割草機(jī)的橫向穩(wěn)定性能滿足使用要求。

4 車架強(qiáng)度分析

4.1 車架結(jié)構(gòu)設(shè)計分析

車架與連接前車架與后車架的鉸接環(huán)是整個鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)的關(guān)鍵受力部件，極大影響著割草機(jī)作業(yè)、行走、轉(zhuǎn)向等工作的可靠性。所設(shè)計的車架主要由前車架、后車架和可拆卸式鉸接環(huán)組成，前、后車架主要由3 mm厚的鋼板焊接構(gòu)成，鉸接環(huán)為實心矩管彎折而成。車架直行狀態(tài)下總長度為900 mm，寬度為506 mm，可拆卸式鉸接環(huán)直徑264 mm，所有材料均選用Q235低碳鋼。車架承載的主要零部件為動力機(jī)構(gòu)總成和電池組及控制系統(tǒng)，其質(zhì)量分別為24和16 kg，與車架上表面的接觸面積分別為4 992和60 000 mm。

車架材料的許用應(yīng)力為：

(14)

式中：[

σ

]為材料許用應(yīng)力，MPa；

S

為安全系數(shù)，一般為1.5～2.5，本研究取最大值2.5；

σ

為材料屈服強(qiáng)度，MPa。計算可知，車架材料的許用應(yīng)力[

σ

]=94 MPa。

4.2 車架及鉸接盤有限元分析

4

.

2

.

1

有限元分析運用Solidworks 2017軟件對鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)車架進(jìn)行建模，為保證有限元分析的準(zhǔn)確性并提高仿真速度，對車架幾何模型進(jìn)行簡化處理，刪除對結(jié)構(gòu)影響不大的倒角及圓角，同時忽略部分非關(guān)鍵的安裝孔和凸臺，將可拆卸鉸接環(huán)與后車架視為一個整體，不考慮焊接工藝對車架材料特性的影響。將處理過后的模型導(dǎo)入Ansys workbench軟件中，設(shè)定車架材料為Q235；材料數(shù)據(jù)設(shè)定為：彈性模量

E

=2.1×10Pa，泊松比

u

=0.28，屈服強(qiáng)度

Q

=235 MPa，密度

ρ

=7 850 kg/m。使用軟件自帶的Mesh功能進(jìn)行網(wǎng)格劃分后及主要受力點細(xì)化后，得到151 503個單元，235 804個節(jié)點。將動力機(jī)構(gòu)總成和電池組的重量在車架的實際位置以均布面載荷的方式施加，設(shè)置重力加速度

g

=9.80 m/s。

對車架整體進(jìn)行靜力學(xué)分析，主要對以下4種工況進(jìn)行分析：

工況1，平地靜止工況；

工況2，平地最大轉(zhuǎn)彎角度靜止工況；

工況3，直行爬坡30°工況；

工況4，直行下坡30°工況。

經(jīng)Ansys workbench計算及后處理得到4種工況車架總變形量和等效應(yīng)力的分布情況見圖7。

工況1，平地靜止工況；工況2，平地最大轉(zhuǎn)彎角度靜止工況；工況3，直行爬坡30°工況;工況4,直行下坡30°工況。 Working condition 1, stationary working condition on flat ground; Working condition 2, stationary condition of maximum turning Angle on flat ground; Working condition 3, straight uphill 30°; Working condition 4, straight downhill 30°.圖7 4種工況下車架靜力學(xué)分析結(jié)果Fig.7 Results of statics analysis of frame under four working conditions

4

.

2

.

2

有限元分析結(jié)果

在割草機(jī)平地直行靜止?fàn)顟B(tài)、平地最大轉(zhuǎn)角狀態(tài)、30°直行爬坡狀態(tài)、30°直行下坡狀態(tài)4種工況下，割草機(jī)車架的最大形變均發(fā)生在割草機(jī)鉸接盤與前車架的接觸部位，最大形變量發(fā)生在平地最大轉(zhuǎn)角狀態(tài)下(圖7(a))，數(shù)值為0.034 4 mm；割草機(jī)車架的最大等效應(yīng)力均發(fā)生在割草機(jī)后橋與割草機(jī)車架的接觸部位，最大等效應(yīng)力發(fā)生在平地最大轉(zhuǎn)角狀態(tài)下(圖7(b))，數(shù)值為20.06 MPa。各工況下最大總變形量和最大等效應(yīng)力值見表3。

表3 4種工況下的仿真數(shù)值
Table 3 Simulation values under four working conditions

工況Working condition最大總變形量/mmMaximum total deformation最大等效應(yīng)力/MPaMaximum equivalent stress平地靜止工況Stationary condition on flat ground0.023 018.118平地最大轉(zhuǎn)彎角度靜止工況Flat maximum turning Angle stationary condition0.034 420.060直行爬坡30°工況Straight uphill 30 degrees working condition0.018 512.853直行下坡30°工況Straight downhill 30 degrees working condition0.019 514.964

基于4種工況下的分析結(jié)果表明，本研究所設(shè)計的鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)的車架最大形變量僅為0.034 4 mm，對割草機(jī)整機(jī)的工作無影響；最大等效應(yīng)力為20.06 MPa，遠(yuǎn)小于車架材料許用應(yīng)力94 MPa，整機(jī)設(shè)計制造滿足使用要求，可以正常工作。

5 田間試驗

試驗地點為在陜西省興平市一處櫻桃園，試驗環(huán)境溫度26 ℃，以卷尺、鋼尺等工具為測量工具，試驗對象為櫻桃園內(nèi)行間雜草。試驗選擇2個雜草較茂盛行間進(jìn)行，每行長度20 m，各行往返4個行程，總計往返8個行程。

試驗時割草機(jī)行走速度設(shè)定為3 km/h，割草機(jī)割茬高度設(shè)定為70 mm，割刀轉(zhuǎn)速設(shè)定為3 000 rad/min。參照GB/T 10938—2008《旋轉(zhuǎn)割草機(jī)》、JB/T 5154.1—1999《旋轉(zhuǎn)割草機(jī) 試驗方法》，每行程間隔10 m測定1次實際割幅，共計測定16次，同區(qū)域內(nèi)對割茬高度、碎草率等作業(yè)指標(biāo)進(jìn)行測定。割幅利用系數(shù)按式(15)計算：

(15)

式中：

K

為割幅利用系數(shù)，%；

A

為平均實際割幅，mm；

A

為理論割幅，取割草機(jī)設(shè)計理論割幅為460 mm。

碎草率為：

(16)

式中：

S

為碎草率，%；

G

為碎草質(zhì)量，g；

G

為已割雜草質(zhì)量，g。

鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)田間試驗結(jié)果見表4。根據(jù)試驗測量結(jié)果可以根據(jù)式(15)求得每行程的割幅利用系數(shù)，數(shù)值為97.8%～100%，16個測量段平均實際割幅455 mm，故割草機(jī)整體割幅利用率為98.9%；平均碎草率數(shù)值為82%～90%，16個測量段平均碎草率為98.9%；割茬高度基本符合設(shè)定割茬高度，各項作業(yè)指標(biāo)滿足果園作業(yè)需求。田間試驗效果見圖8。

表4 鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)田間試驗結(jié)果
Table 4 Field test results of articulated steering orchard mower

測量段Measuringsection割前雜草高度/mmWeed heightbefore cutting設(shè)定割茬高度/mmSet stubbleheight實際割茬高度/mmActual stubbleheight碎草率/%Brokenhasty實際割幅/mmActual cuttinglength15007068864602560706788455358070698345545407066844505510706884455651070678745575307068854608480706390460950070658845010500706489455115207067874501253070698545013520706885460145407068824551551070678446016490706687450

圖8 鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)田間試驗效果Fig.8 Field test effect of articulated steering orchard mower

6 結(jié) 論

本研究針對丘陵山地喬砧適植型果園種植模式及農(nóng)藝要求，設(shè)計了鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)。該割草機(jī)為遙控控制，后輪電驅(qū)動實現(xiàn)割草機(jī)的行走；割刀由割草機(jī)上的汽油發(fā)動機(jī)動力輸出軸直接驅(qū)動，汽油發(fā)動機(jī)同時帶動發(fā)電機(jī)為割草機(jī)電池組供電；同時提出一種全新的鉸接轉(zhuǎn)向方法，將轉(zhuǎn)向舵機(jī)應(yīng)用在小型割草機(jī)上，僅需控制舵機(jī)的正反轉(zhuǎn)即可完成割草機(jī)在作業(yè)環(huán)境復(fù)雜的丘陵山地小地塊果園轉(zhuǎn)向動作。主要結(jié)論如下：

1)所設(shè)計的割草機(jī)最小轉(zhuǎn)彎半徑為466.4 mm，小于機(jī)身寬度506 mm，完成單向最大角度轉(zhuǎn)向僅需0.3 s，轉(zhuǎn)向性能良好；割草機(jī)最大工作速度5.9 km/h，割刀轉(zhuǎn)速1 450～3 850 rad/min，割草機(jī)碎草性能良好；在丘陵山地作業(yè)中，割草機(jī)縱向極限傾覆角度分別為37.47°和60.99°，割草機(jī)沿坡道直行時的橫向極限傾覆角48.76°，滿足使用要求。

2)針對平地靜止、平地最大轉(zhuǎn)彎角度、直行爬坡30°、直行下坡30° 這4種工況基于Ansys workbench軟件進(jìn)行割草機(jī)車架強(qiáng)度分析，得到了4種工況下的最大變形量和等效應(yīng)力數(shù)值。其中在平地最大轉(zhuǎn)彎角度工況下出現(xiàn)最大變形量和等效應(yīng)力的最大值，分別為0.034 4 mm和20.06 MPa，分別發(fā)生在割草機(jī)車架的鉸接盤與前車架連接處以及驅(qū)動后橋與后車架連接處，2項數(shù)值均遠(yuǎn)小于許用數(shù)值，驗證了該轉(zhuǎn)向裝置的適用性。

3)田間試驗結(jié)果表明：鉸接轉(zhuǎn)向果園割草機(jī)的割幅利用率為98.9%，平均碎草率85.9%，割茬高度基本符合設(shè)定割茬高度，能滿足丘陵山地小地塊果園作業(yè)需求。