自走式植保車折腰轉向底盤結構設計與仿真分析

劉道奇 劉龍 董慧鋒 秦超彬 孫千濤 錢凱 李赫

摘要：為解決現有自走式植保機械難以適應復雜地形作業的問題，本研究設計了一款自走式植保車。針對不同的田間作業環境，車體結構上輪距和底盤離地間隙可調，其中輪距在1.0～1.3 m范圍內可調，底盤離地間隙為0.5～1.3 m 可調;通過對輪式車輛主要轉向方式的對比分析，設計了中部折腰主動轉向結構。為驗證作業車底盤結構設計的合理性，對植保車底盤進行了有限元分析，得到了底盤在彎曲和扭轉2種工況下的應力和位移分布圖。植保作業車底盤最大應力為 68.692 MPa，最大位移為 0.528 4 mm，均小于材料的屈服極限。并對底盤進行了模態分析，得到前6階的固有頻率（22.367～81.881 Hz）和振型，同時計算出外部激振頻率最大為 9.375 Hz，不會與底盤結構產生共振。分析結果表明，底盤結構設計符合工作要求，為自走式植保車底盤系統的研制奠定了基礎。

關鍵詞：自走式植保車;折腰轉向;結構設計;有限元分析;底盤結構

中圖分類號：S49 文獻標志碼： A文章編號：1002-1302（2021）02-0150-07

收稿日期：2020-05-08

基金項目：國家大豆產業技術體系（編號：CARS-04）;國家花生產業技術體系（編號：CARS-14）。

作者簡介：劉道奇（1992—），男，河南信陽人，碩士，主要從事農業機械化研究。E-mail：15704485800@163.com。

通信作者：李赫，博士，副教授，主要從事農業機械化研究。E-mail：chungbuk@163.com。黃淮海地區耕地存在地塊小、分布散的特點[1]，常規施藥機械難以適應。作物主要種植有小麥、玉米和大豆，本研究主要針對小麥和大豆的田間管理設計一款自主行走植保車。自走式植保車底盤技術是自走式植保車研制的核心問題。自走式植保車主要由機架、 傳動系統、行走及轉向系統、制動系統及噴桿懸掛系統等組成。自走式植保車底盤系統在行走、作業、轉彎和過埂時，機器的前傾、后仰、側翻、側滑和振動等嚴重關系到機具工作的安全性和作業的穩定性，并影響到機器的作業效果。 機架作為植保車底盤系統的關鍵部件，支承著減速機、油缸、柱塞泵、駕駛室、藥箱和懸架等，在工作過程中受到來自各個方面載荷的作用，其強度和剛度影響著整機的工作性能。為此，對底盤系統中的關鍵系統進行三維設計，并進行動力學建模及性能仿真分析，為自走式植保車底盤系統的研制奠定了基礎。

1底盤系統總體設計要求

自走式植保車行走系統研究最基本的問題之一是要設計一個合適的底盤來融合系統中的不同功能，實現植保車的行動目標。作業對象的農藝要求及作業環境決定了植保車底盤的輪距和軸距，也決定了底盤的離地間隙。為使設計的植保車能夠符合實際應用，方便調整底盤輪距和離地間隙，因此要設計專用的調整裝置，可以根據區域內不同作業特點進行改變。在水肥條件較好的黃淮海平原區小麥生產中，主要種植行距為15～20 cm，其中河南省、河北省、山東省和陜西省4省小麥品種的平均株高分別是60.58、67.09、68.09、70.22 cm。大豆種植行距有等行距直播和寬窄行種植行距直播，等行距直播有33、40、50、60 cm 等不同行距;寬窄行密植條播寬行為50 cm，窄行分別為20、25、33 cm，也有寬行為40 cm，窄行為20 cm等。2003—2016年，黃淮海地區大豆品種株高則略有降低，平均在 80 cm 左右[2-8]。綜合上述條件，輪距設計為1.0～1.3 m可調，離地間隙設計為0.7～1.3 m可調。

2關鍵系統設計

植保車采用四輪驅動，每個輪上都配有獨立電機。電機由植保車電源集中供電，通過控制器控制各個電機的轉速。植保車轉彎時，折腰轉向電機驅動轉向調整齒輪。同時，由于內側車輪和外側車輪轉彎半徑不同，外側轉彎半徑大于內側轉彎半徑，轉彎時通過電機控制外側車輪的轉速要高于內側車輪轉速。為了實現機具安全作業，對植保車直接采用電機制動的方式實現快速制動。自走式植保車的整體設計見圖1，工作參數如表1。

2.1轉向結構設計

折腰轉向通過鉸接的底盤單元來改變車輛的前進方向。折腰轉向協調轉向的車輛更加機動，優于滑行轉向。因為在轉彎期間，可以保持驅動元件提供的最大推力，從圖2可以看出，設計采用中梁式車架，車輪與車架在平面內沒有發生相對運動，提高了越野性能;轉向機構不需要扭轉梁和其他部件，優化了前后橋結構;轉向時，兩側車輪不會相對車橋偏轉，隨著折腰角φ的增加，轉向半徑明顯減小。通過理論分析，設計采用的軸距為1 200 mm，前車梁與后車梁長度相同[9]。

轉彎瞬時半徑中心（C）描述了植保車在大地坐標系下的旋轉半徑。此參數可用于控制植保車進行路徑跟蹤。由于設定路徑的每個小部分可以通過其曲率半徑來描述，因此它可以用作控制前后平臺之間所需的折腰角度。

在l1=l2的情況下，取前后車架長度為l，r1=r2，由圖2易得：

α=π-（π-φ）=φ;（1）

rc（t）=l cotφ（t）2。（2）

所以植保車在轉向過程中的內圈半徑rmin為

rmin=l cotφ（t）2-W2。（3）

外圈半徑rmax（即最小轉彎半徑）為

rmax=l cotφ（t）2+W2。（4）

當最大轉向角為50 °，輪距為1 000 mm時，得出內圈轉彎半徑為787 mm，最小轉彎半徑為 1 787 mm，適合全地形作業的轉向需求。

由于植保車采用小型輕量化底盤結構設計，整體載重較小，不須要采用全液壓轉向系統。采用全液壓轉向不僅增加額外載重，也影響模塊化設計的輕量結構，設計時主要考慮利用差速轉向或電機主動轉向。由于作業環境多為沙土，車輪滾動阻力對車輛直線行走和轉向時影響較大。經過綜合考慮，選用電機主動轉向。在計算類似的折腰轉向車輛轉向阻力距時，通常忽略車身轉向慣性，主要考慮滾動阻力，利用公式（5）[10]進行計算：

Ms=GfW24+L2。（5）

式中：Ms為轉向阻力距（N/m）;G為車體轉向載荷（N）;f為滾動阻力系數;W為底盤輪距（m）;L為底盤軸距（m）。

由于實際作業時，前車架部分載重在總車的30%，主要計算前車架的轉向阻力距。通過設計參數計算可得動力底盤轉向阻力距為318.15 N/m。

對轉向部件的電機，經過查詢，選用一款48 V直流減速電機，轉速為72 r/min，最大輸出扭矩達到 60 N/m。在此基礎上，設計了適用于折腰轉向的齒輪傳動系（圖3），減速比為6，經過齒輪傳動系的傳遞，可以達到轉向的使用要求。并利用邁迪設計軟件對齒輪進行強度校核（圖4），分別選用12、24、36齒的齒輪，模數為2，材料選擇37Cr4。

2.2輪距調整結構設計

為適應不同作物及種植模式，擴大機具的適用范圍，自走式植保車采用前后輪距獨立調整方式，實現輪距可調。植保車離地間隙采用四輪獨立調整的方式。輪距調整功能的實現需要將車架進行分離，因為植保車還須要考慮車架高度調整的問題，所設計的輪距調整結構還是以機械結構進行調節，未采用液壓或電動推桿，提高植保車的穩定性和可靠性。調節裝置與支承柱之間使用U型螺絲進行固定，可以調整高度;裝置橫梁與車架橫梁采用螺孔螺栓固定，可以調節輪距（圖5）。

3植保車底盤結構靜態及模態分析

3.1靜力學分析

根據植保車在實際運行中出現的典型工況，如直線勻速行駛，路面高低不平出現單輪瞬間懸空，研究相應載荷及邊界約束條件，分析車身結構強度和剛度[11-12]。對自走式植保車進行整體結構設計后，建立每個部件的三維模型，裝配出整車的三維模型，渲染圖見圖6。

底盤是行走平臺的重要結構之一，所設計的植保車底盤主要是由鋼架焊接而成，前車架和后車架鉸接為一體。車架總長度為1 900 mm，其中前車架長度為900 mm，后車架長度為900 mm，中部連接部分為100 mm。整個結構由80 mm×80 mm×5 mm的方形管、80 mm×8 mm的C字槽、80 mm×6 mm的橫梁和連接件等組成。

將簡化后的模型導入到ANSYS workbench中，更新模型后從材料庫中設置底盤材料。設計所選材料為45號鋼，材料屬性見表2。對導入的模型進行網格劃分，并檢查網格質量（圖7）。整個模型共劃分實體節點92 619個，實體單元29 370個。檢查網格劃分質量，檢查底盤零件之間的接觸（圖8）。

在對底盤進行有限元分析時須要設計載荷和邊界條件。施加載荷須要考慮底盤上的主要部件（表3）。電池和藥箱施加集中載荷，噴桿施加均布載荷，底盤自重施加慣性載荷[13-14]。

在植保車滿載彎曲工況下，考慮到勻速行駛的狀態，將2根橫梁的端點施加2個自由度，動載系數取2.5。將載荷添加到部件所在位置，底盤自重靠添加重力加速度來代替。經過解算，得到植保車彎曲工況下的應力和位移分布（圖9）。從圖9可以看出，底盤最大應力為58.409 MPa，最大位移為0.259 54 mm，主要集中在后車架與鉸接處，滿足剛度要求，在加工時可適當增加焊點。

在植保車扭轉工況下，有前后某側懸空、對角兩輪懸空等情況，主要考慮植保車某一輪在凹凸不平的道路行駛出現懸空的狀況。在這里設置右前輪無自由度約束，另外3個輪平動方向無約束，動載系數取1.3。經過解算，得到植保車在扭轉工況下的應力和位移分布（圖10）。從圖10可以看出，由于右前輪處于無約束的狀態，所以應力集中在左前輪一側，為68.692 MPa，形變最大位置為右前輪處，為0.528 4 mm。

植保車作業時，主要存在彎曲和扭轉這2種工況。在這2種工況下，通過分析應力和位移的分布圖可以看出，應力最大為68.692 MPa，位移最大為0.528 4 mm。設計所選的材料為45號鋼，強度極限為355 MPa，底盤材料和結構完全符合要求[15-17]。

3.2模態分析

3.2.1模態分析理論基礎植保車在作業過程中，

由于田地的不平整，會有一定的動載荷作用。當所受動載荷頻率與底盤結構的某一固有頻率接近時，可能會引起結構共振，從而產生很高的動應力，造成強度破壞或產生不允許的大變形，破壞植保車的性能。

模態分析能夠確定設計中的植保車的振動特性（固有頻率和振型）。模態提取方法：典型的無阻尼模態分析求解的基本方程是經典的特征值問題。

Ki=ωi2Mi（6）

式中：K為剛度矩陣;i為第i階模態的振型向量（特征向量）;ωi為第i階模態的固有頻率（ωi是特征值）;M為質量矩陣。

有多種數值分析方法可以用來求解模態分析基本方程。常用的為Block Lanczos法，這種方法輸入參數少，運算速度快，而且求解的特征值和向量精度高。

3.2.2模態分析植保車底盤的結構模態主要由設計的結構和選用材料決定，不須要添加載荷和約束。將建立好的模型導入Workbench的Modal模塊中，選擇Block Lanczos方法分析植保車底盤的結構模態，獲得1階至12階的固有頻率（圖11）。

因為Modal得到的前3階的固有頻率接近于0，可以作為剛體模態處理。剛體模態在分析中沒有多大價值，所以排除前3階的剛體模態[18-19]。把第4階模態作為實際情況下的第1階模態，實際情況的前6階分析結果見表4。第1階至第6階生成的振型見圖12。

路面激振頻率的強度由道路情況決定，大部分的農村土路和田地，在路面良好的情況下，頻率低于3 Hz。路面情況較差的情況下，激振頻率與路面不平程度和植保車行駛速度存在一定的線性關系，取植保車最高速度為3 m/s，路面不平波長為0.32 m，由公式（7）[20]計算可得，來自路面的激振頻率最高為9.375 Hz。

fj=μmaxγ。（7）

式中：fj為激振頻率（Hz）;μmax為植保作業車最高速度（m/s）;γ為路面不平波長（m）。

4結論

采用SolidWorks三維設計方法，進行植保車折腰轉向底盤結構設計。并分析了植保車在彎曲和扭轉的應力和應變，得到了植保車在不同工況下的等效應力和應變的分布圖。在扭轉工況下，應力最大為68.692 MPa，位移變化最大為0.528 4 mm。應力的強度沒有超過材料的屈服極限。在Workbench Modal中對植保車底盤進行了結構模態分析。植保車固有頻率范圍為22.367～81.881 Hz，植保車采用電機驅動，沒有安裝發動機，所以外部激勵主要來自路面，最大為9.375 Hz，二者不會產生共振破壞植保車結構。通過靜態和模態分析，為樣機制造提供了參考依據，并為以后的優化改進提供了仿真數據。

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