多功能農用底盤結構設計及關鍵技術研究

袁永偉+弋景剛+吳紅雷+孔德剛+劉江濤

摘要：針對國內設施農業主要以人工作業為主、勞動強度大、相應配套機型較少、性能較差、自動化水平不高、農機農藝不匹配等問題，提出一種前中后均可懸掛農機具、離地間隙可調、履帶式行駛系的多功能農用底盤，該底盤集滑移轉向、底盤升降、全液壓驅動等技術于一體。為滿足底盤的功能要求，該底盤采用四履帶獨立驅動系統，通過對行駛工況下的動力學分析，驗證了底盤的接地比壓，計算了附著牽引力、直線行駛與滑移轉向阻力；對行走驅動液壓系統進行了設計，確定了液壓系統的主要技術參數。本課題致力于設計的多功能底盤，能夠促進設施農業的發展，提高設施農業機械化水平，進一步降低農民的勞動強度。

關鍵詞：設施農業；底盤；滑移轉向；履帶；液壓系統

中圖分類號： S224.4文獻標志碼： A[HK]

文章編號：1002-1302（2017）13-0173-04[HS）][HT9.SS]

收稿日期：2016-09-23

基金項目：河北省科技支撐計劃（編號：15227209D）。

作者簡介：袁永偉（1987—），男，河北任丘人，碩士，助教，主要從事機械設計及機電一體化相關教學與科研。E-mail：yyw0314@126.com。

通信作者：弋景剛，教授，碩士生導師，主要從事農業機械技術裝備的教學與科研工作。E-mail：yjg@hebau.edu.cn。

[ZK）]

據統計數據發現，從20世紀90年代中期開始，中國設施產業中的設施蔬菜種植面積就一直穩居世界第一位，種植面積約占世界總面積的90%[1]。中國設施農業發展在面積規模上大，但自動化水平、機械化程度比較低，主要依靠人工，勞動強度大。動力機械及配套機具已是現代設施農業不可缺少的重要裝備[2]。現有的溫室作業機具的底盤行走系統的結構復雜，轉彎半徑大，作業不夠靈活，作業效率低。設施農業機械化技術水平已經制約了可控條件下的集約化、高效化農業生產經營，溫室作業的機械化問題日益突出顯現。

該項目的實施一方面使傳統產業得到改造，開發出新型農用車底盤，促進設施農業的發展，提高資源利用率；另一方面，本課題致力于設計一款在底盤的前、中、后均可懸掛農機具的通用底盤，改變設施機械化程度低、勞動強度大的現狀，提高設施農業機械化水平。

1多功能底盤總體結構設計

1.1多功能底盤總體結構及主要技術參數

多功能底盤結構主要包括三角履帶組、雙扭平行四連桿獨立懸架、車架主體結構、發動機、靜液壓傳動系統、控制系統、操作系統及其附屬結構，其結構模型如圖1所示。

1.2多功能底盤功能

設施農用四驅多功能作業底盤可以實現直線行駛、滑移轉向、底盤升降等運動形式，操作者可以在操作臺實現對整機功能的所有操作。行走系統采用全液壓驅動，操作者通過控制其左右兩側的4個三角履帶組，可以實現直線前進與倒退；控制左右兩側履帶的差速，可以實現向左轉向、向右轉向和原地轉向。底盤升降系統采用由液壓缸作驅動的雙扭平行四連桿獨立懸架，操作者通過控制4個升降液壓缸的伸縮可以實現底盤的垂直升降、傾斜升降等動能。底盤前、中、后均可懸掛農機具，懸掛方式分別為裝載機連桿作業臂式、橫梁固定式、三點懸掛式，其工作裝置的驅動力均為液壓動力，本研究對農機具的懸掛和驅動暫不作設計，只是對其車架前中后留出安裝空間，液壓系統預留出相應管路接口。

1.3主要技術參數

根據設施農業農藝參數對底盤功能的要求，經理論分析初步確定的底盤技術性能參數見表1。

2關鍵技術研究

2.1行駛阻力分析

2.1.1底盤行駛系接地比壓的驗算

查閱有關履帶式底盤文[CM（25]獻發現不同裝備的合理接地比壓[4-5]有所區別，履帶式拖[CM）] [JZ（]ρ=[SX（]G4bL[SX）]。[JZ）][JY]（1）

式中：G為車輛總質量，kg；b為單個履帶接地寬度，mm；L為單個履帶接地長度，mm。

由式（1）計算得到本底盤的接地比壓值約為59.26，屬于合理值。

2.1.2附著牽引力

履帶式底盤的附著力包括履帶支撐面與土壤地表的摩擦力產生的附著力和履帶輪的履齒進入地面對土壤擠壓的反力產生的附著力。為簡化附著力計算[6-7]，附著力可以按下式表示：

[JZ（]Ffz=φ·G。[JZ）][JY]（2）

式中：φ為附著系數；G為車輛總質量，kg。

履帶式車輛在不同路況下的附著系數見表2。由此估算出，該多功能底盤在干路面上行駛時，最大附著力為 12 800 N。

2.1.3直線行駛時受力情況

直線行駛時單個三角履帶組的受力分析如圖2所示。

[FK（W13][TPYYW2.tif][FK）]

由圖2受力分析[8]可知，需滿足Fq≥F1+F2，才能實現直線或加速行駛。其中，外部阻力可以用下式表示：

[JZ（]F1=[SX（]（mg）24（[SX（]kcb[SX）]+k）bL2[SX）]。[JZ）][JY]（3）

式中：L為履帶和土壤的接觸長度，mm；b為履帶接地寬度，mm；kc、k為與承載面積大小和形狀無關的土壤參數。在初步計算驅動力大小時，采用估算的方法。即：

[JZ（]F1=fmg。[JZ）][JY]（4）

式中：f為滾動阻力系數（表3）。

由于本課題設計的多功能底盤通過的路面多細沙土或松軟沙質土，故f取0.10，估算可得，外部滾動阻力為1 280 N。

內部阻力，由于本機傳動系統較簡單，履帶式底盤的內部阻力與整機質量以及行履帶組的結構有關。一般情況下，采用粗略估計的方法。即：F2=0.05 mg，內部阻力估算值為640 N。endprint

假定整機在勻速直線行駛工況，驅動力與阻力建立的平衡方程為：Fq=F1+F2，粗略估算得到底盤直線行駛時驅動力應大于1 920 N。

2.1.4滑移轉向時驅動力計算

估算轉向受力時，為了保證有足夠的滑移轉向功率，以最消耗功率的兩側履帶完全差速的轉向方式計算，此時轉向半徑等于零。此時4條三角履帶受到轉向阻力分析如圖3所示。

[FK（W9][TPYYW3.tif][FK）]

設單履帶接地長度為y，受到的阻力為x，履帶接地單位長度上阻力為P·b·μ，則x與y之間的關系可以表示為：

[JZ（]y=[SX（]L2pbμ[SX）]·x。[JZ）][JY]（5）

式中：L為三角履帶端部到旋轉中心的長度，mm；P為接地比壓，mm；b為三角履帶的寬度，mm；μ為履帶式車輛的滑動摩擦系數，取0.7。

則單條三角履帶相對轉向中心收到的摩擦阻力矩為：

[JZ（]M=∫0.80.3xydy=∫0.80.3[SX（]2pbμL[SX）]·y2dy。[JZ）][JY]（6）

則4條履帶的摩擦力Fz為：

[JZ（]Fz=[SX（]4MB[SX）]。[JZ）][JY]（7）

解得，Fz=3 366.7 N，單條三角履帶需提供的驅動力為：F=[SX（]Fz4[SX）]=[SX（]3 3663.74[SX）]=841.68 N。

2.1.5牽引力的計算

多功能底盤實現正常啟動和行駛，四履帶驅動力必須大于或等于各阻力之和（本底盤的設計速度較低，忽略空氣阻力和加速阻力，只考慮滾動阻力和爬坡阻力）。牽引力滿足下式：

[JZ（]Fq≥Fi+Ff。[JZ）][JY]（8）

[JZ（]Fq=ηkMk/rd。[JZ）][JY]（9）

[JZ（]Fi=mgsinα。[JZ）][JY]（10）

[JZ（]Ff=mgf。[JZ）][JY]（11）

式中：ηk為履帶傳動效率，取值0.95；Mk為履帶驅動齒輪輸出力矩，N·m；rd為驅動齒輪動力半徑，mm；α為路況坡度角，取值20°；f為滾動阻力系數。

底盤滿載作業時，在坡道行駛時需要的驅動力最大，因此底盤的最大牽引力應滿足下式：

[JZ（]Fqmax=mg（sinα+fcosα）。[JZ）][JY]（12）

計算得Fqmax=5 469 N。

3行駛液壓系統設計

3.1行走驅動液壓系統的設計

本研究提出的多功能底盤，行走系統采用全液壓驅動閉式回路、雙向變量泵、低速大扭矩馬達。無需設置行車和駐車制動裝置，只需將與行走液壓馬達相連的液壓泵斜盤處于中位狀態，則液壓泵不供油，馬達停止轉動，達到停車制動和駐車制動目的。全液壓傳動具有占用空間小、結構布置方便等優點；但缺點是4個三角履帶的傳動比及同步性不易準確控制。因此，液壓傳動系統需要合理的設計。

閉式液壓系統：變量泵的進油管與驅動馬達的出油口相連，變量泵的高壓油口與馬達的進油口相連，液壓油在系統管路中循環。其優點是空氣不易滲入，無換向閥，傳動較平穩，液壓沖擊和能量損失較小；管路較少，布置方便。但是閉式系統較開式系統復雜，需要另設一個定量補油泵和油箱為閉式系統補油和改善長期循環的液壓油質量。借鑒現用滑移裝載機液壓系統[9-11]，最終確定的行走驅動液壓系統原理如圖4所示。[FL）]

[FK（W22][TPYYW4.tif][FK）]

[FL（2K2]3.2行走液壓系統原理介紹

行走驅動液壓傳動系統采用2個大排量雙向變量液壓泵（1）和1個小排量補油泵（9），三泵串聯。2個大排量雙向變量液壓泵（1）將壓力油供給液壓馬達（6）后轉換為機械能，由液壓馬達（6）直接驅動三角履帶；補油泵（9）補充行走液壓系統滲漏造成的油液損失，同時通過多路閥供給液壓油缸等液壓執行元件和為先導控制油路提供控制所需壓力油。

先導控制閥由4個先導閥集成，可由操作手柄控制上的按鈕控制。手動按下不同先導閥的觸頭，對應先導閥得電，壓力油到達伺服缸的內腔，控制雙向變量液壓泵的轉速與方向。按下先導閥A的觸頭，兩側雙向變量液壓泵轉速同時增加，直行加速；按下先導閥B的觸頭，左側雙向變量液壓泵減速，右側雙向變量液壓泵加速，左轉向；按下先導閥C的觸頭，左側雙向變量液壓泵加速，右側雙向變量液壓泵減速，右轉向；按下先導閥D的觸頭，兩側雙向變量液壓泵同時減速，直行減速。

行走控制電磁閥（12）和駐車制動電磁閥（13）分別在行走和執行作業時相應得電，起到安全保護作用。

雙向定量馬達內部集成沖洗閥（7）和背壓閥（8），沖洗閥（7）的開啟由雙向定量馬達進出油口壓差決定，其中進油口為負載壓力，出油口為補油背壓閥（5）的設定值，回路油液經沖洗閥（7）和背壓閥（8）回油箱，起到冷卻油液的作用。

3.3液壓馬達負載轉矩計算

本設計采用4條三角履帶全驅，取底盤總阻力的30%作為單條三角履帶的驅動阻力計算，即每條三角履帶的牽引力為：

[JZ（]Fqs=0.3 Fqmax。[JZ）][JY]（13）

[JZ（]Mk=Fqsrd/ηk。[JZ）][JY]（14）

則驅動齒輪輸出扭矩Mk和馬達負載扭矩Mm的關系：

[JZ（]Mknk=Mmnmηm。[JZ）][JY]（15）

式中：nk為驅動齒輪的轉速，r/min；nm為馬達的轉速，r/min；ηm為馬達的傳動效率，取0.95。

在最大牽引力工況，聯立式（13）、（14）、（15）計算馬達需輸出扭矩：endprint

[JZ]Mmmax=[SX（]0.3Fqmaxrdηm[SX）]=[SX（]0.3×5 469×0.110.95[SX）]=190 N·m。

3.4液壓馬達參數計算

對于液壓驅動系統來說，系統的工作壓力是設定中最重要的參數之一，多功能底盤屬于農用機械，液壓馬達的工作壓力設定值為12 MPa。液壓馬達的主要性能參數包括輸出扭矩、排量、轉速、工作壓力4個基本參數，下面就本多功能底盤的液壓驅動系統對各參數進行計算確定。

液壓馬達排量的計算公式：

[JZ（]Vm=[SX（]2πMmmaxΔpηmm[SX）]。[JZ）][JY]（16）

式中：Δp為馬達進出口壓差，取12 MPa；ηmm為馬達的機械效率，取0.9。

計算可得液壓馬達的排量：Vm=110.5 mL/r。

液壓馬達的最大轉速即底盤最高行駛速度工況，底盤最大行駛速度：

[JZ（]vmax=0.12π（1-δ）nmmaxrd。[JZ）][JY]（17）

式中：δ為履帶相對地面的滑轉率，取0.07。

液壓馬達的最大轉速為：nmmax=[SX（]vmax0.12π（1-δ）rd[SX）]=[SX（]80.12×3.14×（1-0.07）×0.11[SX）]=207 r/min。

在作業工況下，行駛速度為3.5 km/h，則馬達最大作業轉速為：

nmax=[SX（]vmax0.12π（1-δ）rd[SX）]=[SX（]3.50.12×3.14×0.93×0.11[SX）]=[JP]90.8 r/min。

馬達在最大作業轉速工況下為全排量，即可推算其最大流量qm為：

[JZ（]qm=[SX（]nmaxVm1 000 ηmv[SX）]。[JZ）][JY]（18）

式中：ηmv為馬達的容積效率，取0.95。

由式（18）計算得到馬達的最大流量qm=10.56 L/min。

根據以上參數，加上整機質量較小，因此無需設計減速機，而由液壓馬達直接驅動三角履帶。最終選擇泰勒姆斯擺線式液壓馬達，主要技術參數見表4。

[FK（W4][HT6H][JZ]表4擺線馬達技術參數[HTSS][STBZ]

[HJ*5][BG（！][BHDFG3，WK4。3，WK5，WK3*2。2，WK5W]排量（mL/r）轉速（r/min）流量（L/min）扭矩（N·m）壓力（Bar）質量（kg）允許背壓（Bar）

[BHDG1*2]1007427529520511.170[HT][HJ][BG）F][FK）]

4結論

針對國內設施農業主要以人工作業為主，勞動強度大，相應配套機型較少，性能較差，自動化水平不高，農機農藝不匹配等問題，設計了一種履帶式四驅多功能農用底盤，該底盤具有前中后均可懸掛農機具、滑移轉向、底盤升降等功能。

通過對底盤的接地比壓、附著牽引力、直線行駛與轉向阻力進行詳細分析計算，驗證了多功能底盤驅動系統設計的合理性，同時為四履帶獨立驅動底盤驅動力的理論計算提供依據和數據支持。

針對滑移轉向并參考現有滑移裝載機技術設計了閉式靜液壓驅動系統，對行走驅動液壓系統關鍵技術參數做了嚴謹的設計計算，為后續的樣機制作和零部件選型提供了依據。

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