跨越式自走動力底盤的設計

雷昌浩 盧勇濤

摘要：設計了具有自走功能的跨越式高架動力底盤，并對底盤機架進行靜力學分析。結果表明，底盤機架具有可靠性和承載性，為相應作業(yè)機具在該動力底盤上的配置提供理論依據(jù)和參考。

關鍵詞：自走底盤；設計；靜力分析；穩(wěn)定性

中圖分類號：S220.2 文獻標識碼：A 文章編號：0439-8114（2015）10-2493-04

DOI：10.14088/j.cnki.issn0439-8114.2015.10.051

目前，田管作業(yè)機械多采用以農(nóng)用拖拉機為基礎的作業(yè)機具，作業(yè)機具與拖拉機多采用拖掛的連接方式，整體結構龐大、質(zhì)量重、能耗高，并且大多數(shù)作業(yè)機具的設計制作以拖拉機為基礎，給作業(yè)機具的優(yōu)化改進帶來較大難度[1-3]。隨著農(nóng)業(yè)生產(chǎn)技術不斷進步和農(nóng)業(yè)機械化程度不斷提高，常規(guī)高地隙田間作業(yè)機械平臺難以滿足高桿作物中后期田間作業(yè)的問題日趨嚴重[4，5]。基于此，開展了跨越式自走高架動力底盤的研究，設計了具有自走功能的跨越式動力底盤，并對其進行靜力學分析和動力學研究，為高桿作物中后期植保施藥提供適用型作業(yè)平臺奠定基礎，同時為相應的作業(yè)裝置在該自走平臺上的配置提供理論依據(jù)和參考[6]。

1 跨越式自走動力底盤結構

跨越式自走動力底盤采用前輪轉(zhuǎn)向、后輪驅(qū)動的門架式結構，主要由機架、動力系統(tǒng)、駕駛室、傳動系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向機構、支撐臂和行駛輪等組成（圖1）。由圖1可知，前輪1通過前輪支撐臂2與前橫梁13套接，前橫梁13通過鉸接自平衡機構15與機架11鉸接，在保證輪距調(diào)整便捷性的同時，滿足了機具穩(wěn)定性要求；在兩個前輪支撐臂2上分別設有助力轉(zhuǎn)向油缸14，油缸一端與轉(zhuǎn)向機構16鉸接，另一端與機架11鉸接，通過活塞桿的同步推拉實現(xiàn)對行駛方向的控制；動力系統(tǒng)3固定于機架上，通過自帶的操控系統(tǒng)實現(xiàn)對行駛速度、行駛方向、制動的操控；張緊裝置7設置于后橫梁9上，通過U形卡固定，可以實現(xiàn)前后和上下雙向調(diào)節(jié)，滿足水平、豎直方向鏈傳動的張緊。同時，張緊裝置7與后輪6相連的鏈輪可以根據(jù)后輪輪距的大小進行相應的調(diào)整，滿足不同作物及相同作物不同行距田間作業(yè)的要求；后輪6通過后輪支撐臂5與后橫梁9卡接，鏈條在后輪支撐臂5內(nèi)與后輪6驅(qū)動鏈輪相連，保證輪距調(diào)節(jié)的便捷性和田間作業(yè)的安全性。

2 跨越式自走動力底盤工作過程

發(fā)動機啟動后，將動力傳遞至中央傳動，中央傳動驅(qū)動拖拉機后輪回轉(zhuǎn)軸帶動鏈輪轉(zhuǎn)動，鏈輪經(jīng)傳動鏈將動力傳遞至張緊裝置，張緊裝置將來自水平方向的動力轉(zhuǎn)化為豎直方向的動力，并通過鏈傳動驅(qū)動后輪，實現(xiàn)跨越自走式動力底盤的前進與后退。同時，駕駛人員通過操控動力系統(tǒng)自帶的方向盤，控制助力轉(zhuǎn)向油缸，實現(xiàn)對機具方向的操控。剎車制動時，拖拉機機身自帶的剎車系統(tǒng)進行制動，保證行車安全。

3 跨越式自走動力底盤傳動系統(tǒng)

設計的底盤采用鏈傳動，即發(fā)動機將功率傳遞至中央傳動，中央轉(zhuǎn)動通過兩個半軸分別傳遞至鏈傳動系統(tǒng)：第一級鏈傳動將拖拉機半軸輸出的動力向后傳遞，即由鏈輪Z1傳遞至鏈輪Z2；第二級鏈傳動是將動力從鏈輪Z2（Z3）向下傳遞至鏈輪Z4，以驅(qū)動行走輪前進或后退，鏈傳動系統(tǒng)示意圖如圖2所示。

4 機架靜力分析

機架作為跨越式自走動力底盤最主要的零部件之一，是連接行走輪支撐臂及各零部件的基礎。綜合考慮機具重量、制作成本及配置的作業(yè)機具等因素，底盤的主梁材料選為Q235的矩形管（120 mm×100 mm×8 mm），并根據(jù)整機配置，設計底盤相應的機架，為確保底盤的承載能力及其安全可靠性，在SolidWorks Simulation環(huán)境中對其進行靜力學分析，確定選材及結構設計的合理性和科學性。

前橫梁與前輪支撐臂鏈接，兩個后輪支撐臂支撐于后端的兩個橫梁兩側，對設計的機架進行約束，分別固定前橫梁的支承軸和尾部兩個橫梁的兩側底面（圖3）。

根據(jù)所選的博馬420型拖拉機，總重為1 590 kg（含前后輪），綜合估算底盤上承受的重量包括底盤自身重量約為450 kg、拖拉機機身重量約1 350 kg、相應的零部件重量約230 kg、駕駛人員重量約80 kg，合計作業(yè)機具總重量約為2 110 kg，對機架施加相應的載荷，并將載荷施加在拖拉機機頭與機架連接處（圖4），并對機架進行網(wǎng)格化（圖5）。

對機架進行靜力學分析，在10倍變形比情況下，機架應變結果見圖6，最大應變?yōu)?.342×10-4 m，幾乎未發(fā)生變形，在絕對安全范圍內(nèi)，所選的主梁材料完全滿足機架靜力安全需要。

5 穩(wěn)定性分析

該底盤為高架結構，整機重心較高且偏前，重點研究動力底盤的防側翻穩(wěn)定性和爬坡能力。跨越式自走動力底盤左右輪距跨度可在2.3～2.7 m范圍內(nèi)調(diào)節(jié)，輪距跨度越大，動力底盤存在側翻的可能性越低。在輪距跨度為2.3 m、輪胎與地面間的摩擦系數(shù)為0.25的條件下，計算機模擬仿真表明，在坡面約25°時，該底盤并未發(fā)生側翻，而是沿坡面下滑（圖7）。因此，設計的動力底盤在坡度不超過25°的坡面上可安全行駛。

跨越式自走動力底盤的爬坡仿真結構如圖8所示，通過調(diào)整斜坡平面傾角和改變行走輪與坡面的摩擦系數(shù)，對不同斜坡條件下機具爬坡過程進行模擬仿真，研究其爬坡性能，現(xiàn)以傾角為20°和30°的斜坡為例，研究該動力底盤的爬坡性能。

1）當機具在爬升20°的斜坡時，可以通過調(diào)整機具與坡面的摩擦系數(shù)實現(xiàn)爬升。當摩擦系數(shù)為0.10時，機具僅前輪能爬升一段坡面并很快滑落，其仿真曲線如圖9所示。由于未設置阻尼，該位移圖較接近正余弦曲線，即爬升—回落—爬升的循環(huán)。在此過程中，單側驅(qū)動輪的能量損耗（功率）變化規(guī)律如圖10所示。機具由靜止開始啟動時能耗最大，達到3 365 W；隨后保持在2 200 W左右的穩(wěn)定狀態(tài)，即正常平路行駛時需要的驅(qū)動功率；當機具開始爬坡時，功率增至2 700 W，爬行少許高度后，機具開始回落，其能量消耗再次回到之前較為穩(wěn)定的狀態(tài)。

當調(diào)整摩擦系數(shù)至0.25時，機具可以沿坡面順利爬升，后輪軸心沿X軸的位移如圖11所示，后輪越過轉(zhuǎn)折點開始爬升后，機具沿X軸方向的位移與時間成線性函數(shù)關系（速度設定為常數(shù)）。機具單側驅(qū)動輪的能量消耗如圖12所示，在機具啟動階段的瞬間能耗最大，達到10 650 W，隨后呈周期性降低趨勢；當機具前輪開始爬升時，能量損耗有所增加，但增加較為平緩，隨后迅速降低并穩(wěn)定在5 300 W；當后輪開始沿坡面爬升時，能量損耗突然增加至9 000 W以上，后輪越過轉(zhuǎn)折點后，能量損耗開始周期性的降低并最終穩(wěn)定在5 300 W。

2）當機具爬30°的斜坡時，仿真界面顯示機具在前輪到達坡面轉(zhuǎn)折處時，后輪具有明顯的跳動，分別跟蹤其后輪軸心沿X軸和Y軸的位移，結果如圖13、圖14所示。圖13顯示的是機具后輪軸心逐漸靠近坡面轉(zhuǎn)折處，并最終保持在小范圍內(nèi)周期性變化（機具連續(xù)嘗試爬升并回落）；圖14顯示的是后輪軸心沿Y軸方向的變化位移曲線，開始階段，后輪軸心維持在幾乎不變的高度；當前輪開始接觸坡面轉(zhuǎn)折時，機具后輪軸心開始上跳，并在重力作用下回落，并持續(xù)上跳—回落循環(huán)。

6 小結與討論

通過對動力底盤靜力學、爬坡性能及防側翻穩(wěn)定的分析研究，設計了具有跨越式自走功能的動力底盤。結果表明，①機具所能爬坡的傾角與摩擦系數(shù)呈正相關，不同的摩擦系數(shù)對應一個臨界爬坡傾角，達到該傾角后機具開始滑落；②該動力底盤在啟動瞬間，功率消耗最大，且與地面間的摩擦系數(shù)呈正相關；③后輪為驅(qū)動輪，其由平面行駛至爬坡的瞬間較前輪所消耗的功率要大許多；④機具爬升的坡度超過20°時，后輪易出現(xiàn)上跳現(xiàn)象（重心偏前），存在較大的安全隱患，應避免此類情況。

跨越式自走動力底盤的設計為機具的試制提供理論依據(jù)和參考，為解決玉米、高粱等高稈作物中后期缺乏植保施藥機具的問題而設計，以期提供安全、可靠的實用型動力底盤，通過在該底盤上配置不同的工作裝置，可滿足施藥、噴施液態(tài)肥、剪枝等多項作業(yè)要求，可有效地改善作業(yè)條件、提高勞動效率。

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