小型電動底盤專用電動懸掛結(jié)構(gòu)設(shè)計與仿真分析

中圖分類號：S220.2 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A 文章編號：2095-5553（2025）07-0267-07

Abstract：Toaddress thelimitationsoftraditional three-pointhitches，namelytheir complex structureand large size， which hinder theirapplication insmallelectric chasis，aspecialized electricsuspensiondevice wasdeveloped.The study firstintroduces theoveralldesign and working principleof the suspensiondevice.Basedona motionanalysisof the lifting four-bar linkage mechanism，an electricpushrodwas selectedas theactuator.Next，kinematic simulationsof the suspension system were conducted using Adams software.Finally，field experiments were caried out to measure andanalyze the maximum lifting heightandaverage lifting speedof the suspension device，and theresultswerecompared with the simulation data. The results showed a maximum lifting height of 260mm ，with only a 1.5% deviation from the simulation results. The average lifting speed was 11.40mm/s ，with an error margin of approximately 5% compared to the simulation.These findings confirmtheaccuracy of the simulation model and demonstrate that the suspension device meets the intended design requirements.

Keywords：electric chassis；electric suspension；electric push rod；kinematics analysis

0 引言

近年來，由于石油資源短缺和環(huán)境污染日益嚴(yán)重等問題，全球減排、零排放、綠色環(huán)保之戰(zhàn)已打響，并且在農(nóng)業(yè)機(jī)械電動化的大趨勢下，“智能電動拖拉機(jī)開發(fā)\"已被納入國家重點研發(fā)計劃。針對零排放、無污染、低噪聲等特殊農(nóng)業(yè)生產(chǎn)環(huán)節(jié)迫切需要綠色動力農(nóng)機(jī)具的問題，電動拖拉機(jī)及電動底盤的使用能在一定程度上緩解能源危機(jī)，減少環(huán)境污染。特別是隨著電動拖拉機(jī)靈活的功率控制能力的發(fā)展，小型電動拖拉機(jī)及電動底盤具有輕便、轉(zhuǎn)彎半徑小、適應(yīng)作業(yè)環(huán)境的特點[2]。但傳統(tǒng)的三點懸掛系統(tǒng)縱向尺寸大、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、整體質(zhì)量大、田間作業(yè)時易出現(xiàn)轉(zhuǎn)彎半徑大、橫向擺動大、穩(wěn)定性較差等問題，導(dǎo)致旋耕部件耕深穩(wěn)定性降低[3]。因此，研制匹配小型電動拖拉機(jī)及電動底盤專用電動懸掛不僅能夠使整體結(jié)構(gòu)更加簡單，降低故障率及制造成本，提升拖拉機(jī)的整體性能[4]，同時也能達(dá)到節(jié)能減排的目的。

目前，國內(nèi)針對電動拖拉機(jī)及電動底盤的研究主要集中在電動懸掛系統(tǒng)和電液懸掛系統(tǒng)兩方面[5]。管春松等6以小型純電動拖拉機(jī)為研究對象，設(shè)計了全新的電動懸掛系統(tǒng)，并基于Adams軟件進(jìn)行了電動懸掛相關(guān)仿真及性能分析。趙國棟等7-9對懸掛技術(shù)與控制方法進(jìn)行分析后，采用單因素和多因素組合試驗設(shè)計法對電動懸掛機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，分析5個參數(shù)對電動推桿出力變化的影響規(guī)律，并優(yōu)化確定懸掛機(jī)構(gòu)的最佳參數(shù)組合。杜巧連[10]、劉義[11]、尹修杰[12]等設(shè)計了電動拖拉機(jī)液壓懸掛系統(tǒng)，并基于數(shù)學(xué)模型及仿真驗證了設(shè)計方案的響應(yīng)性和穩(wěn)定性。以液壓驅(qū)動的懸掛系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜、維護(hù)成本高，在作業(yè)時易出現(xiàn)泄漏等問題，對作物生產(chǎn)產(chǎn)生不良影響[13，14]。國內(nèi)設(shè)計的電動懸掛系統(tǒng)機(jī)構(gòu)大多采用后置式三點懸掛，仍難以避免結(jié)構(gòu)復(fù)雜的問題。

基于上述問題，本文研制一款基于電動推桿的小型電動拖拉機(jī)及底盤專用電動懸掛裝置，對提升四桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行運動分析并觀察其運動特性，通過ANSYS軟件對桿件部分進(jìn)行強(qiáng)度校核，并對懸掛裝置進(jìn)行運動學(xué)仿真分析，通過實地試驗驗證設(shè)計的合理性。

1專用電動懸掛結(jié)構(gòu)設(shè)計

1. 1 設(shè)計目標(biāo)

基于電動底盤后置旋耕機(jī)具工作環(huán)境及耕作深度等要求，采用電動推桿作為懸掛裝置的動力源使提升過程平穩(wěn)，懸掛裝置的設(shè)計目標(biāo)如表1所示。

表1懸掛系統(tǒng)的設(shè)計目標(biāo)Tab.1 Design objectives of suspension system

1.2整體結(jié)構(gòu)設(shè)計及工作原理

平面連桿機(jī)構(gòu)是最常見的機(jī)構(gòu)，可以實現(xiàn)各種軌跡運動，在機(jī)床、車輛、機(jī)器人等領(lǐng)域均有應(yīng)用[15]。本文未采用傳統(tǒng)三點懸掛裝置的對稱機(jī)構(gòu)設(shè)計[16]，而是基于平面連桿機(jī)構(gòu)設(shè)計懸掛裝置。考慮懸掛裝置與機(jī)具及機(jī)架的連接固定問題并結(jié)合力學(xué)分析，使懸掛機(jī)構(gòu)在最大下降狀態(tài)時帶有機(jī)構(gòu)自鎖功能，懸掛機(jī)構(gòu)如圖1所示。

圖1懸掛機(jī)構(gòu)簡圖

Fig.1Suspension mechanism diagram 1.拉桿2.轉(zhuǎn)臂3.連接桿4.電動推桿5.旋耕減速箱

懸掛機(jī)構(gòu)活動構(gòu)件數(shù)為6，其中電動推桿桿體與桿件之間為移動副，其余均為轉(zhuǎn)動副。機(jī)構(gòu)自由度的計算如式（1）所示。

F=3n-（2p₁+p_h） 式中： F 1 機(jī)構(gòu)自由度；p₁ 一 低副個數(shù)；p_h 1 高副個數(shù)。

由式（1）可得機(jī)構(gòu)自由度為2，屬于二自由度機(jī)構(gòu)，因為只有電動推桿桿件為原動件，該機(jī)構(gòu)為欠驅(qū)機(jī)械系統(tǒng)。該懸掛機(jī)構(gòu)分為提拉與舉升兩部分，可視為一個四桿機(jī)構(gòu)與五桿機(jī)構(gòu)的組合，其中四桿機(jī)構(gòu)自由度為1，具有確定運動狀態(tài)；五桿機(jī)構(gòu)自由度為2，其并不是毫無規(guī)律地隨意亂動，實際運動時五桿機(jī)構(gòu)的運動可分為3種情況。

1）提升機(jī)具時，電動推桿向下運動，由于最小能耗原理，連接桿與電動推桿始終處于同一直線，此時五桿機(jī)構(gòu)可看成四桿機(jī)構(gòu)，具有確定的運動狀態(tài)，因此轉(zhuǎn)臂繞上鉸接點轉(zhuǎn)動，起到提升機(jī)具的作用。

2）電動推桿勻速緩慢地下降機(jī)具時，提拉四桿機(jī)構(gòu)以旋耕減速箱及機(jī)具的重力為驅(qū)動力，帶動轉(zhuǎn)臂向下運動，因此在五桿機(jī)構(gòu)中轉(zhuǎn)臂優(yōu)先轉(zhuǎn)動。

3）旋耕機(jī)具入土后，連接桿上存在限位板，其結(jié)構(gòu)如圖2所示，電動推桿桿件與連接桿的相對轉(zhuǎn)動被限制，因此根據(jù)最小阻力定律，轉(zhuǎn)臂優(yōu)先轉(zhuǎn)動。

圖2限位板結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2Schematic diagram of limit plate structure

舉升部分屬于五桿二自由度系統(tǒng)，其連接桿的設(shè)計可提高系統(tǒng)的自適應(yīng)性。旋耕機(jī)作業(yè)遇見土壤中的石礫或硬石時，將無法保證以原耕作深度通過障礙，此時電動推桿已自鎖，障礙物會對整體結(jié)構(gòu)造成巨大的沖擊，但連接桿的存在使旋耕機(jī)在受到逆向沖擊時能得到很好的緩沖。

所設(shè)計的懸掛機(jī)構(gòu)模型如圖3所示。電動懸掛裝置通過機(jī)架設(shè)置鉸接點支承電動推桿、轉(zhuǎn)臂及旋耕減速箱組件，電動推桿通過連接桿與轉(zhuǎn)臂連接，轉(zhuǎn)臂與拉桿連接處布置自鎖板，拉桿通過安裝座與旋耕減速箱連接。其中轉(zhuǎn)臂為費力杠桿，動力臂短，在電動推桿的直線移動下繞鉸接點轉(zhuǎn)動實現(xiàn)提升和下降旋耕機(jī)具的功能。

圖4機(jī)架結(jié)構(gòu)示意圖

機(jī)架作為支承部件，其存在使懸掛裝置具有結(jié)構(gòu)緊湊、體積小的特點，結(jié)構(gòu)示意圖如圖4所示。其上端設(shè)置上鉸接點用以支承轉(zhuǎn)臂，并且對轉(zhuǎn)臂起限制左右竄動的作用；下端左右兩側(cè)分別設(shè)置2個下鉸接點，起支撐旋耕機(jī)減速箱作用；背側(cè)設(shè)置電動推桿鉸支座。

電動懸掛工作時，電機(jī)通電后其旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為電動推桿的直線運動，電動推桿螺桿縮短或伸長，同時帶動連接桿向下或向上運動，驅(qū)動轉(zhuǎn)臂繞上鉸接點作向上或向下的旋轉(zhuǎn)運動，進(jìn)而帶動拉桿、與安裝座連接的變速齒輪箱組件及后置農(nóng)機(jī)具實現(xiàn)舉升或下降。懸掛機(jī)構(gòu)在下降后置機(jī)具時，設(shè)置的自鎖板能夠限制桿件的運動，使懸掛機(jī)構(gòu)在最大下降狀態(tài)時具有自鎖功能。

1.3懸掛機(jī)構(gòu)運動分析

對提升四連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行運動分析，求解機(jī)構(gòu)中各構(gòu)件的角速度、角加速度、位移等。以O(shè)、D兩點為坐標(biāo)原點建立直角坐標(biāo)系，機(jī)構(gòu)簡圖如圖5所示。

轉(zhuǎn)臂CE與機(jī)架OD間的夾角為 θ₂ ，角度 θ₂ 根據(jù)推桿的長度變化而變化，若推桿的伸縮速度為 v ，則推桿總長 L_OB 可表示為式（2）。

式中： S_Ω1 一 推桿的安裝長度， mm ：ξ_t 1 一運動時間，s。

圖5懸掛機(jī)構(gòu)簡化等效機(jī)構(gòu)簡圖 Fig.5 Simplified equivalent mechanism diagram of suspension mechanism

則 θ₂ 與運動時間 t 存在關(guān)系如式（3）所示。

其中， L_0c=S₁+vt+L_BC 。

式中： L_OD 1 機(jī)架OD的長度， mm （204號 L_CD 轉(zhuǎn)臂CD段的長度， mm Loc 推桿OB與連接桿BC的長度， mm 。

將式（3）兩邊同時對時間 χ_t 求導(dǎo)可得

式中： ω₂ 1 轉(zhuǎn)臂CE的角速度， rad/s LBC 連接桿BC的長度， mm 。

轉(zhuǎn)臂CE繞定點D轉(zhuǎn)動，則 ω₂=ω₄ 。

圖6為提升四連桿結(jié)構(gòu)簡圖，提升四連桿中，DE為原動件，機(jī)構(gòu)中存在DEFGD閉環(huán)。在閉環(huán)矢量四邊形中，各矢量之和必為0，即

式中： L_DE 連接桿DE的長度， mm ·

L_EF 1 拉桿EF的長度， mm LGF 旋耕減速箱GF的長度， mm L DG 機(jī)架DG的長度， mm 。

將閉環(huán)矢量方程表示為復(fù)數(shù)形式

用閉環(huán)矢量方程的復(fù)數(shù)形式對時間 Ψ_t 求導(dǎo)，可得

式中： ω₅ 1 拉桿EF的角速度， rad/s ω₆ 旋耕減速箱GF的角速度， rad/s 0

將式（7）的實部和虛部按式（8）進(jìn)行分離。

e^iθ=cosθ+isinθ

利用歐拉公式分離的分式聯(lián)立求解可得旋耕減速箱的角速度 ，即

圖6提升四連桿結(jié)構(gòu)簡圖

1.4 電動推桿參數(shù)確定

通過懸掛機(jī)構(gòu)在運動過程中的最大耕深和最大提升高度兩種極限狀態(tài)確定電動推桿的基本長度與行程。電動推桿參數(shù)在滿足幾何要求的同時還應(yīng)滿足機(jī)構(gòu)對提升力的要求。懸掛機(jī)構(gòu)運動示意圖如圖7所示，實線部分為最大提升高度狀態(tài)，虛線為最大耕深狀態(tài)。

圖7懸掛結(jié)構(gòu)運動示意圖Fig.7 Schematic diagram of suspension mechanism movemen

1）利用最大耕深確定電動推桿基本長度。如圖7所示， L_DG=297mm ， L_DF^'=386mm ， L_FG= 226mm，L_c^′D=119mm，L_oD=373mm 。由余弦定理可計算出 θ₄ 。

由式（10）可計算出 θ₄=36^° ，兩機(jī)架之間的角度α_ODG 為 32.5^° ，進(jìn)而可通過幾何關(guān)系求得 θ₃=68.5^° 。

連接板長度較短，計算時將推桿 OC^′ 做取直處理，可計算出 L_0c^′=431mm，α_0c^′D=53^° ，同理可計算出θ₆=94^° 。

連接板長度為 70mm ，故推桿 L_OB 的理論計算長度為 361mm 。由于存在較小的誤差，推桿實際長度應(yīng)大于 361mm ，故推桿基本長度 L 取 370mm 。

2）利用最大提升高度確定推桿行程。懸掛機(jī)構(gòu)處于最大提升高度時，轉(zhuǎn)臂CE和拉桿EF相互垂直。其中點I為提升力作用點， H 為最大提升高度， φ 為提升角，為方便計算作直線DF，其中 L_EF=195mm，L_DE= 191mm 。懸掛機(jī)構(gòu)最大設(shè)計提升高度 ?200mm ，且 L_GI=394mm ，經(jīng)計算后可得 φ=30^° ；隨后通過幾何關(guān)系求出 α_GDE=92^° ，故 α_ODC=55.5^° ，計算得 L_oc= 321mm ，因此推桿行程 。

計算過程中，選擇最大提升高度 200mm 作為計算參考，多處做近似處理，為保證懸掛機(jī)構(gòu)能實現(xiàn)設(shè)計目標(biāo)并且滿足懸掛提升需求，確定推桿的行程 s 為120mm 。由式（11）可得電動推桿的安裝距離 S₁= 250mm 。

3）電動推桿驅(qū)動力計算。前文已計算出最大耕深狀態(tài)時的夾角 α_^OC′D=53^° ，通過同樣的計算方法可算出最大提升高度狀態(tài)時的夾角 α_^OCD=107^° 。

建立電動推桿驅(qū)動力模型如圖8所示。

圖8電動推桿驅(qū)動力模型 Fig.8Electric push rod driving force model

計算時忽略桿件自身質(zhì)量，旋耕減速箱與旋耕執(zhí)行機(jī)構(gòu)的總重量 F_?1=500N，ι_?1=L_CD=116mm，ι_?2 為旋耕減速箱及提升力作用點對D點的力臂，力臂在最大耕深時為最大值，近似按 L_DF^′ 計算，即 l₂=L_DI^'= 524mm ，電動推桿的驅(qū)動力為 F ，對圖8所示機(jī)構(gòu)進(jìn)行受力分析，計算如式（12）和式（13）所示。

Fl₁cosα-F₁l₂cosβ=0

懸掛機(jī)構(gòu)處于最大耕深時， α=30^° ；處于最大提升高度時， α=17^° ，即懸掛機(jī)構(gòu)從最大耕深處提升至最大提升高度時，角度 α 緩慢增加，通過余弦函數(shù)特征計算出驅(qū)動力 F 的最大值為 2959N ，因多處計算做放大處理，故實際所需驅(qū)動力小于 2959N 。最終確定提升速度為 5mm/s. 、電動推桿行程為 120mm 、額定推力為 3500N. 、自鎖力為 2500N ，選擇型號為 YLOO6- 300-48-5-80X 的直流電機(jī)式電動推桿，電動推桿的具體參數(shù)及參數(shù)值如表2所示。該電動推桿結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、推力大，且配合電動推桿配備的遙控器可實現(xiàn)集成化控制。

表2 YL006-300-48-5-80X 型電動推桿參數(shù) Tab．2 YL006-300-48-5-80X electric push rod parameters

1.5懸掛裝置靜力學(xué)分析

為驗證該設(shè)計是否滿足強(qiáng)度要求，對懸掛裝置處于最低點位置狀態(tài)進(jìn)行靜力學(xué)分析。懸掛裝置主要由桿件構(gòu)成，電動推桿材料為鋁合金，其余所有部件均采用Q345結(jié)構(gòu)鋼，各材料的屬性如表3所示。

表3材料屬性Tab.3Material properties

ANSYS有限元分析中，網(wǎng)格劃分對后續(xù)的分析結(jié)果起著重要的影響[17]。選用四面體網(wǎng)格，劃分的網(wǎng)格模型如圖9所示。

懸掛機(jī)架與電動底盤通過焊接與機(jī)架連接，對懸掛機(jī)架左、右兩側(cè)施加固定約束；懸掛裝置還需要承受齒輪箱組件及旋耕機(jī)的重力，故在旋耕減速箱輸出軸位置處沿一Z軸方向上施加 500N 的力；同時電動推桿向下運動，前文計算電動推桿實際驅(qū)動力小于2959N，故在電動推桿上沿推桿方向施加 3000N 的力。對有限元模型進(jìn)行加載、求解。仿真云圖如圖10所示。

由圖10可知，最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在電動推桿移動副處，最大應(yīng)力值為 115.59MPa ，小于材料的許用應(yīng)力 180MPa ，滿足強(qiáng)度要求。

2 懸掛裝置運動學(xué)仿真

虛擬樣機(jī)技術(shù)是產(chǎn)品開發(fā)流程中的一種數(shù)字化設(shè)計技術(shù)，利用Adams軟件對懸掛裝置進(jìn)行運動學(xué)仿真，自動計算各個構(gòu)件的位移、速度和作用力，獲得各重要桿件和關(guān)鍵部位鉸接點的載荷變化情況[18]。

2.1 仿真模型建立

懸掛裝置仿真模型在最大耕深位置，且旋耕減速箱輸出軸距離地平面 30mm 時建立，表4為運動副類型。

表4運動副類型Tab.4 Sports sub type

圖11旋耕減速箱輸出軸角速度曲線 Fig. 11 Output shaft angular velocity curve of rotarytillage gearbox

2.2 仿真結(jié)果分析

設(shè)計目標(biāo)中懸掛系統(tǒng)總質(zhì)量不超過 50kg ，因此，為模擬旋耕減速箱及旋耕組件的重力，在旋耕減速箱及旋耕組件的質(zhì)心位置添加豎直向下 500N 的力，設(shè)置持續(xù)時間為21.0s，仿真步數(shù)為500步進(jìn)行仿真計算。

圖11為旋耕減速箱輸出軸角速度仿真曲線圖。電動推桿以 5mm/s 的速度運動，在旋耕減速箱提升至水平前，旋耕減速箱輸出軸的角速度呈緩慢增長的趨勢；從提升至水平到提升結(jié)束的過程中，角速度增長明顯。旋耕減速箱提升過程中，最大角速度為 3.9^°/s 0滿足舉升時機(jī)具最大角速度 ?10^°/s 的設(shè)計要求。

旋耕減速箱輸出軸標(biāo)記點處相對于原始位置的高度變化見圖12，在 0～21 s的仿真時間內(nèi)，其質(zhì)心從0mm 運動到 254mm 的位置，故懸掛裝置最大提升高度為 254mm ，滿足懸掛機(jī)構(gòu)提升高度 ?200mm 的設(shè)計要求。根據(jù)仿真時間與最大提升高度計算出平均提升速度為 12.09mm/s 。

電動推桿移動副處受力與時間關(guān)系如圖13所示，在仿真時間段內(nèi)，移動副所承受的壓力呈增長趨勢，最大壓力 2591N 與理論計算預(yù)測一致，實際的推桿壓力小于 2959N ，因此所選的 YL006-300-48-5- 80X型推桿符合實際需求。

圖12旋耕減速箱提升高度Fig.12Lifting height of rotary tillage gearbox

圖13電動推桿移動副壓力曲線 Fig. 13Pressure curve of electric push rod moving pair

3電動懸掛提升試驗

3.1 試驗方案

將動力底盤操控至大棚邊緣處，檢查懸掛裝置各連接處無誤后，將懸掛裝置置于最大耕深位置。以木板為參考水平面，旋耕減速箱輸出軸處于最低位置時到參考平面的垂直距離為 L₁ ；電動推桿遙控器控制懸掛裝置提升，同時秒表開始記錄，到懸掛裝置提升至最高點時停正記錄時間；掐表后旋耕減速箱輸出軸到參考平面的垂直距離為 L₂ 。重復(fù)測量3次，取其平均值。平均提升速度 V 計算如式（14）所示。

式中：t 提升時間。

提升試驗的記錄情況如表5所示。該懸掛裝置平均提升高度為 260mm ，提升高度符合設(shè)計目標(biāo)要求，平均提升速度為 11.40mm/s ，懸掛系統(tǒng)提升速度適宜，未出現(xiàn)大的速度變化，提升過程平穩(wěn)。

表5懸掛提升試驗結(jié)果Tab.5Suspension lifting test result

3.2 試驗結(jié)果分析

仿真結(jié)果與試驗時所測量的結(jié)果相比，提升高度的誤差僅為 1.2% ，平均提升速度的誤差約為 5% ，其差值均在誤差允許的范圍內(nèi)，驗證仿真分析的正確性，同時表明該懸掛裝置的設(shè)計方案合理可行。

4結(jié)論

針對傳統(tǒng)三點懸掛結(jié)構(gòu)復(fù)雜、尺寸大、不適用于小型電動拖拉機(jī)及電動底盤的問題，設(shè)計小型電動底盤專用電動懸掛系統(tǒng)，并通過仿真分析及試驗驗證其合理性和有效性。

1）對懸掛裝置結(jié)構(gòu)及工作參數(shù)進(jìn)行理論分析，基于最大提升高度及最大耕深確定電動推桿參數(shù)，通過ANSYS軟件對位于最大耕深處的懸掛裝置進(jìn)行靜力學(xué)分析，結(jié)果表明該懸掛裝置滿足強(qiáng)度要求。

2）運動學(xué)仿真及試驗表明：旋耕減速箱自身重量不超過 50kg 、旋耕減速箱最大角速度為 3.9^°/s 懸掛最大提升高度為 260mm 、平均提升速度為11.40mm/s ，仿真結(jié)果與試驗時所測量數(shù)值相比，提升高度誤差為 1.2% ，提升速度誤差約為 5% ，均在誤差允許范圍之內(nèi)，提升過程平穩(wěn)，滿足預(yù)期設(shè)計目標(biāo)。

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