小型自走式割灌機的設計與研究

戰 麗，于會鑫，劉九慶，馬 巖，鄧兆軍，郭 璨

(東北林業大學，哈爾濱 150040)

0 引言

灌木林作為一種重要的森林資源，在防風固沙等生態環境保護方面有著難以替代的作用。我國現有灌木林約為5 365萬km2，其中49.73%的灌木林被應用于荒漠化的治理。目前，我國農林類機械的發展還處于較為原始的階段，灌木收割設備的種類較少，還沒有形成具有一定標準的產業。國內外生產的小型割灌機械主要以背負式、側掛式及便攜式手動割灌機為主，具有適用范圍廣泛、靈活方便及成本較低等特點，受到了廣大用戶的青睞。但是，這類產品還具有自動化程度低、工人勞動強度大、生產效率較低、危險性較高等缺點；德國、法國、日本等發達國家生產的灌木收割聯合設備，自動化程度高，在大幅度提高生產率的同時也大大降低了工人的勞動強度；但受制于其結構的影響，主要適用于地面較為平整的人工灌木林等工作環境，對于灌木林地及沙地等復雜環境的適應性較差，且外形尺寸較大，限制了其工作的靈活性[1-3]。筆者根據伐區間伐作業的情況，設計一臺總質量400kg，具有良好的爬坡越障能力及較高靈活性的小型自走式割灌機，并對其通過性能、切削性能及轉向性能等進行了設計與分析。

1 小型自走式割灌機的基本結構

小型自走式割灌機由行走機構、翻轉機構、割灌動力總成、安裝板、切削主軸系及撥料裝置等組成，如圖1所示。行走機構以汽油機為動力，割灌動力總成、切削主軸系、撥料裝置等通過螺栓連接安裝在安裝板上，安裝板通過翻轉機構與行走機構連接；翻轉機構可根據割灌作業的要求，調整小型自走式割灌機的切割高度，在遇到路面障礙以及割灌作業完成后，還可以通過調節翻轉機構將工作頭部分抬起，保護刀具和作業人員[4-6]。

1.行走機構 2.翻轉機構 3.割灌動力總成 4.安裝板 5.切削主軸系 6.撥料裝置

2 小型自走式割灌機行走機構分析

割灌作業需要在環境復雜的山地、沙地、丘陵進行，因此小型自走式割灌機需具備一定的爬坡能力。目前還沒有關于自走式割灌機爬坡角度設計的相關計算方法，因此參考工程履帶車輛的爬坡角度算法，取爬坡角α=30°。小型自走式割灌機在爬坡時的受力分析如圖2所示。

小型自走式割灌機在爬坡作業時，主要受到重力G、牽引力Fq、地面作用于履帶的摩擦力f及垂直于地面向上的支撐力N[7]。

圖2 小型自走式割灌機上坡受力簡圖Fig.2 Small self-propelled brush cutter uphill stress diagram

根據前文可知：G=mg=4000N(取g=10N/kg)，同時G可分解為垂直地面向下的分力G′、和沿坡面斜向下的分力G″。

垂直地面向下的分力為

G′=G·sinα

沿坡面斜向下的分力為

G″=G·cosα

小型自走式割灌機上坡時，地面作用于履帶的摩擦力為

f=μG″=μG·cosα

其中，μ為地面與履帶間的摩擦因數，根據工作環境取μ=0.12。

小型自走式割灌機上坡作業時所受的總行駛阻力Ff為

Ff=G′+f=G·sinα+μG·cosα

因此，根據牽引力的平衡關系可得

Fqmin=G·sinα+μG·cosα

通過計算可得，小型自走式割灌機的最小牽引力Fqmin=1936N。

小型自走式割灌機行走機構所需的額定功率P為

其中，P為小型自走式割灌機行走機構的額定功率(W)；v為小型自走式割灌機的行駛速度，取v=5km/h；η為小型自走式割灌機的傳動效率，η=0.65。

計算得P=4.14kW。考慮到空氣阻力、地面障礙等影響因素，選用6.5HP(4.85kW)的汽油機作為小型自走式割灌機行走機構的動力源。

3 小型自走式割灌機切削系統的研究分析

根據以往的設計經驗，當圓鋸片的鋸切線速度為25～35m/s時，在進行割灌作業時鋸片具有較小的切削阻力，同時可保證不會對灌木茬造成太大的損壞[8]，則對圓鋸片的轉速要求為

其中，n為圓鋸片的轉速(r/min)；vc為圓鋸片刃口的線速度(m/s)；d為圓鋸片的直徑。

計算得鋸片轉速為1 179～1 651r/min，選用轉速為2 600r/min的汽油機為小型自走式割灌機工作頭部分的動力來源，汽油機的帶輪基準直徑d1=85mm，主軸總成的帶輪基準直徑d2=160mm，傳動比為17：32，則圓鋸片的轉速n=1 380r/min，則圓鋸片刃口的線速度為

計算得圓鋸片的切割線速度為29.25m/s。

每個圓鋸片進行割灌作業時所消耗的功率Pc為

其中，Fc為圓鋸片的切削力(N)。

刀具在對木材進行切削時，需要受到諸多因素的影響，如切削寬度、切削速度、進給速度及切削角等。圓鋸片的切削力與影響因素之間具有一定的函數關系[9]，若要建立切削力與影響因素之間的完整函數關系是十分困難的，因此通常采用在實驗數據基礎上推導出的經驗公式作為計算依據。圓鋸片的切削力Fc的計算公式為

單位切削力Ft為

其中，Cp為圓鋸片的變鈍系數(N)；a為切屑厚度，a=Uz·sinθa；δ為切削角，取δ=60°；ft、At、Bt、Ct為修正系數(N/mm2)。

取ft=(0.4+0.0036θav)×9.81，At=0.036×9.81，Bt=0.016×9.81，Ct=1.19×9.81。

變鈍系數Cp為

其中，Δγz為刃口半徑增量，Δγz=γΔ·L；γc為刃口初始半徑，取γc=10μm；γΔ為進行1米切削加工后刃口半徑的單位增量，取γΔ=0.001μm/m；L為切削長度。

根據不同的切削加工條件，L的計算方法不同。小型自走式割灌機在進行切削加工時L為

其中，T為單位工作日時間，設每個工作日的工作時間為2h，則T=2h=120min；C1為工作日利用系數，取C1=0.9；C2為時間利用系數，取C2=0.9。

運動遇角θa為

圓鋸片切削時的每齒進給量Uz為

其中，U為進給速度，取U=5m/min。

整理公式得，圓鋸片的切削力Fc=151.37N，計算得每個圓鋸片進行割灌作業時所消耗的功率Pc=4.43kW。

計算得小型自走式割灌機工作頭部分的額定功率為P=2×Pc=8.86kW。

根據以上計算可知：小型自走式割灌機在進行割灌作業時，每個圓鋸片輸出的切削力為151.37N，每個主軸傳遞的功率為為4.43kW。因此，小型自走式割灌機選用16HP(11.93kW)的汽油機作為工作頭部分的動力來源。經計算，皮帶傳動傳遞的功率均符合設計要求。

4 小型自走式割灌機轉向性能分析

由于小型自走式割灌機所處工作環境復雜，易于出現突發狀況，行走機構除了需要具有充沛的牽引力、爬坡能力，還需要具有靈活的轉向能力。履帶式行走機構轉向原理是調整兩側履帶驅動力，使兩側履帶具有行走速度差，進行轉向。

4.1 小型自走式割灌機轉彎能力分析

小型自走式割灌機行走機構在進行轉向運動時可簡化為其繞固定軸線O的轉動，履帶相對地面滾動，產生滾動阻力。行走機構在進行轉向運動時，其內部阻力增大，履帶與地面有相對摩擦，同時履帶轉向時剪切土壤，并推動履帶兩側的土壤。履帶支承部分受力分布情況如圖4所示。

圖3 履帶支承部分受力分布Fig.3 Crawler support part of the force distribution

假設履帶在支承部分的載荷分布均勻，可得履帶支承部分單位長度的載荷q為為

其中，G為重力；L為履帶接地長度，L=650mm。

履帶回轉時，支承部分單位長度所受的來自于土壤的橫向反力Ff與該點所受的載荷q成正比，則

其中，u為履帶與土壤間的阻力系數，取u=0.7。

履帶支承部分單位長度所受的轉向阻力矩為

dMu=Ff·xdx

其中，dMu為單位長度的履帶所受轉向阻力矩。

對dMu進行積分，得到履帶支承部分的轉向阻力矩Mu為

轉向時，兩側履帶有不同的切線牽引力Fk1、Fk2，克服履帶的滾動阻力Ff1、Ff2；同時產生轉向力矩Mz，克服地面對履帶產生的轉向阻力矩Mu。行走機構轉向時的受力如圖5所示。

圖4 轉向受力模型Fig.4 Steering force model

假設行走機構轉向時切線總牽引力與直線行駛時的切線總牽引力相同，等于兩側履帶的切線牽引力Fk1、Fk2之和，即

Fk=Fk1+Fk2

行走機構直線行駛時的牽引力主要克服履帶與地面之間的滾動摩擦以及進行割灌作業時所產生的切削力，則

Fk=μG+2Fc=782.74N

轉向力矩Mz由轉向時外側履帶的切線牽引力大與內側履 帶切線牽引力所產生，用于克服轉向阻力矩Mu，可得

整理公式可得

Fk1=Fk(0.5+k)

Fk2=Fk(0.5-k)

由以上兩式可得出如下結論：

1)當k=0時，Fk1=Fk2，此時履帶沿直線行駛；

2)當0Fk2>0，兩側履帶具有相等的切線牽引力；

3)當k=0.5時，Fk1=Fk，Fk2=0，慢側履帶的切線牽引力為0，快側履帶的切線牽引力為整機的切線牽引力；

4)當k>0.5時，Fk1>Fk，Fk2<0，慢側履帶的切線牽引力為0，Fk1、Fk2的方向相反，Fk2成為阻力；快側履帶的切線牽引力要大于整機切線牽引力，用于克服Fk2產生的阻力。

通過分析可得，履帶行走機構的轉向參數k=1，大于0.5，此時Fk1>Fk，Fk2<0，內側履帶的速度為0，即內側履帶進行制動，外側履帶進行轉向[10-12]。

4.2 小型自走式割灌機轉彎半徑分析

由于小型自走式割灌機的工作環境復雜，轉彎半徑直接影響轉彎的靈活性。行走機構在水平路面轉向時，可以簡化為其在水平面上繞軸線O的轉動，其轉向運動示意圖如圖6所示。

圖5 小型自走式割灌機轉向運動示意圖Fig.5 Small self-propelled brush cutter steering motion diagram

行走機構轉向時的角速度ω為

其中，ω為行走機構的轉向角速度；R為行走機構轉彎半徑；V為行走機構轉向的平均速度，V=(V1+V2)/2。

由圖5可知：行走機構進行轉向運動時，兩側履帶具有相同的角速度，則

其中，V1為履帶1的行駛速度；V2為履帶2的行駛速度。

整理公式得

小型自走式割灌機進行轉向時采用的是制動器對轉彎內側履帶減速的方式進行轉向[13]。由上文可知：轉向時內側履帶的速度為0。根據上式，行走機構進行轉向時，其轉彎半徑與外側履帶的速度無關，計算得其轉彎半徑R=290mm。

通過分析與計算，得出小型自走式割灌機的理論阻力矩為455N·m，理論轉彎半徑為290mm，轉向參數k>0.5，與設計的要求基本吻合。因此，小型自走式割灌機具有較小的轉彎半徑及一定的靈活性，可以在環境復雜的林間更好地完成割灌作業。

5 樣機試驗

通過分析與計算，得出小型自走式割灌機的主要性能參數。為驗證其設計的合理性，對方案進行三維建模、繪制圖紙及委托工廠進行樣機制造(見圖6)，并對樣機進行試驗驗證。小型自走式割灌機的主要性能參數如表1所示。

圖6 小型自走式割灌機樣機Fig.6 Small self-propelled brush cutter prototype

表1 小型自走式割灌機主要性能參數Table 1 Small self-propelled brush cutter main performance parameters

續表1

小型自走式割灌機的試驗在東北林業大學林區進行，收割對象為林區的矮樹叢。在進行試驗前，首先對小型自走式割灌機進行檢查，加注燃油；再將設備啟動預熱后，對矮樹叢進行收割試驗。平茬對象及平茬效果如圖7、圖8所示。

圖7 平茬對象Fig.7 Cutting objects

圖8 平茬效果Fig.8 Cutting effect

樣機的試驗過程中，設備沒有出現熄火、異響、震顫等異常情況，且操作簡便、易用。通過對平茬后的矮樹叢留茬進行觀測，茬口的平均高度60mm，劈裂率低于5%。小型自走式割灌機收割后的矮樹叢茬口平整，高度均勻，平茬效果良好，加工效率較高，少數的劈裂對次年的萌發并無明顯影響，可為灌木的間伐撫育及灌木枝條的資源化利用提供基礎數據。

6 結論

筆者所設計的小型自走式割灌機結構合理緊湊，具有較小的整體尺寸，可在工作環境惡劣的灌木林地工作，4.85kW的底盤可保證在工作過程中的動力充沛；11.93kW的汽油機滿足割灌機的割灌作業要求，可以輸出足夠大的切削力；行走機構的轉向性能良好，可保證在進行割灌作業時具有靈活的轉向性能。相比于我國現有的便攜式手動割灌機及國外的大型灌木收割聯合設備，小型自走式割灌機綜合了二者的優點，自動化程度較高，體型較小，使用方便靈活，同時具備一定的爬坡越障能力，可適應各種復雜的地形以及工作環境。該小型自走式割灌機的設計適應了我國林區不斷發展的需求，可為推動我國割灌機械的發展做出一定的貢獻。