一種輕質電動林業單軌車的設計

鄭成，徐道春，曹佳樂，李文彬

(北京林業大學工學院，林業裝備與自動化國家林草局重點實驗室，北京 100083)

近年來，我國經濟林業不斷發展，種植面積不斷增大，產業規模持續增長，但由于地形因素和林果園的不規范建設，導致輪式車輛通行困難，肥料、農藥、果實等運輸難度較大；而如果采用人力搬運，會造成人力成本上升、運輸時間延長、果實腐敗等問題，不利于產業規模持續增長[1-3]。

林果軌道運輸機作為一種短程輸送設備，對于修路困難的丘陵山地通過設置軌道，在不破壞原有生態與地貌的條件下可實現農林果品和生產資料的靈活運輸[4-6]。然而目前應用的齒輪齒條嚙合型單軌運輸車存在軌道鋪設困難、安裝成本高、維修難度大、磨損大等缺點，齒條需要通過點焊安裝在軌道下方，工藝要求高[7-9]，并且使用汽油、柴油作為燃料的發動機不僅噪聲大還會污染林區環境[10-11]。針對以上問題，已有相關學者進行了研究。張凱鑫等[8]提出了由兩側橡膠輥驅動的果園運輸機，在橡膠輥上施加一對正壓力和一對相向扭矩實現驅動；Timofeev等[12]提出了一種采用環形導軌的摩擦式牽引齒輪的設計方案；李震等[13]在已有的以內燃機為動力的山地果園單軌運輸機基礎上，制作了山地果園蓄電池驅動單軌運輸機；劉岳等[4]提出了一種基于蝸輪蝸桿的雙路傳動鏈傳動系統，并采用蓄電池驅動。但上述結構均較為復雜，不適用于小型單軌運輸車。同時，由于最小轉彎半徑受具體結構尺寸影響，目前已有的轉向方式大多通過軌道側面與導向輪安裝的配合間隙實現，不同轉彎半徑需要配置不同的配合間隙，當由轉彎半徑較小處轉到較大處時，軌道側面距導向輪較遠，即不能保證導向輪和軌道側面的相對滾動。參考已有文獻，對于齒輪齒條嚙合式單軌運輸機[5,14-15]、懸掛式單軌車輛[16]、跨坐式單軌車輛[17]運行最小轉彎半徑已有實例研究，但對于摩擦驅動型單軌車最小轉彎半徑研究較少。

針對現有單軌車軌道安裝難度大、整車質量大、軌道磨損嚴重、運行時存在擾民與環境污染等問題，筆者設計了一種由輪轂電機驅動、可調隙轉向的輕質電動林業單軌車，結合方鋼軌道和正下方支撐機構，進行了林業單軌車動力學仿真分析，并研制了樣機，開展了樣機轉彎性能和爬坡性能試驗。

1 輕質電動林業單軌車設計

1.1 設計構思

設計的輕質電動林業單軌車如圖1所示，尺寸為900 mm×800 mm×725 mm。林業單軌車工作時，驅動裝置采用輪轂電機直接驅動，配裝鋰電池供電，省去了變速箱、離合器等裝置，使得單軌車車體結構簡單輕巧。車體設置調隙轉向裝置，用于在車體運動時進行調隙轉向。在側導向輪支架后加入碟形彈簧，在轉彎時側導向輪受軌道的徑向力碟形彈簧壓縮，使車體盡可能地緊貼軌道，保證了車體運行的穩定性。軌道是由80 mm×80 mm×2.5 mm空心鍍鋅方管連接而成的，不設置齒條，使得軌道部署方便且成本低。側導向輪設置成倒“T”形起導向作用，且使車體不易側翻；前導向輪設置為“H”形，起承重和一部分轉彎作用。此外，所采用的軌道支撐裝置能使車輛在硬質地面和土面2種不同的地面條件進行作業。土面支撐主要用于土面作業環境，為“人”字形；硬質地面支撐則考慮到在軌道運輸過程中還可能含有水泥等硬質路面環境，即土面支撐不能適用的情況。

圖1 輕質電動林業單軌車的機構示意圖Fig. 1 Mechanism diagram of lightweight electric forestry monorail vehicle

1.2 車體轉彎結構分析

單軌車的前導向輪主要起承重和一部分導向作用，側導向輪起導向作用，但均不能安裝使用萬向輪結構，因此，前導向輪、側導向輪等都影響著單軌車的最小轉彎半徑。

在轉彎過程中，當一組車體中只有2個成斜對角的側導向輪與軌道接觸，其余2個側導向輪與軌道不接觸時，將側導向輪與軌道接觸的數學模型表示如圖2所示。

注：e為碟形彈簧可調節位移，mm；e1為外軌道側導向輪的橫向位移，mm；e2為前/后側導向輪均與軌道相切時2個切點連線在軌道上表面的投影距離，mm；L2為側導向輪軸距，mm；S為軌道寬度，mm；R為最小轉彎半徑，mm。圖2 側導向輪計算圖Fig. 2 Side guide wheel calculation diagram

根據圖2，推導計算公式如下：

(1)

(2)

當側導向輪由與軌道相切處移動到圖2中的虛線處時，豎直方向移動的位移為e，此時豎直方向上側導向輪距軌道內側距離約為e，則：

e≈[e2-(S-e1)]/2

(3)

前導向輪不僅起著承重的作用，對于導向也起著一部分作用，因此在考慮轉向時，有必要將前導向輪輪緣、含入軌道弦長等考慮其中。前導向輪與軌道接觸的計算模型如圖3所示。

注：L1為前導向輪與驅動輪軸距，mm；A為前導向輪輪緣含入軌道弦長，mm；σ為軌道與前導向輪的間隙，mm；r1為前導向輪輪緣半徑，mm；r2為前導向輪工作半徑，mm。圖3 前導向輪計算圖Fig. 3 Front guide wheel calculation diagram

根據圖3，推導公式如下：

(4)

(5)

側導向輪軸距L2=700 mm，前導向輪與驅動輪軸距L1=750 mm，軌道寬度S=80 mm，前導向輪輪緣半徑r1=50 mm，前導向輪工作半徑r2=36 mm。由式(1)～(5)可得最小轉彎半徑R=6 000 mm，碟形彈簧可調節位移e=5.11 mm，軌道與前導向輪間隙σ=4.70 mm。

2 輕質電動林業單軌車的爬坡和轉彎運動分析

2.1 單軌車動力學模型

以提供動力的一組車體為例，建立單軌車的動力學模型如圖4所示。單組車體共有橫移(Y)、垂向位移(Z)、橫擺(θ1)、俯仰(θ2)，側傾(θ3)5個自由度，約束主要由4個側導向輪、1個驅動輪和前導向輪組成。

注：K1為碟形彈簧剛度，N/mm；K2為驅動輪徑向剛度，N/mm；h1為側導向輪中心與車體重心(M)的垂向距離，mm；h2為側導向輪的上底面距軌道下表面的距離，mm；h3為驅動輪軸與車體重心的垂向距離，mm。圖4 動力學模型Fig. 4 Kinetic model

當角度θ較小時，tanθ≈θ，由圖4可得側導向輪徑向力F1前右、F1后右、F1前左、F1后左的計算公式為：

(6)

由于輪轂電機后置，驅動輪徑向力(F2)為：

F2=K2(Z-L1θ2/2)

(7)

前導向輪徑向力(F3)為：

F3=K2(Z+L1θ2/2)

(8)

側導向輪側偏角(α1前左、α1前右、α1后左、α1后右)為：

(9)

式中，v為車體運行速度，mm/s。

驅動輪側偏角(α2)為：

(10)

側導向輪徑向力和驅動輪側偏角均影響車體的橫向運動；驅動輪徑向力、前導向輪徑向力、側導向輪側偏角均影響車體的垂向運動。

2.2 爬坡、轉彎工況仿真分析

以提供動力的一組車組為例，首先建立三維模型，并定義相對應的材料[18-19]。當有鉸鏈連接時，在配合中盡量用鉸鏈約束代替同心約束和重合約束，且將無相對運動的部件裝配在一起，利用SolidWorks中的Motion模塊輸出.adm文件，然后導入ADAMS中完善約束關系，為了避免車輪與軌道的穿透情況，使得仿真更加精確，在ADAMS仿真環境中建立軌道。軌道由3部分組成，分別為轉彎半徑為6 m且90°轉彎的一條弧形軌道、長40 m的直軌道以及長30 m的斜坡。基于摩擦驅動的局限性，在仿真中將斜坡坡度設置為20°，并添加旋轉副、固定副、接觸力等約束和驅動。設置仿真時間90 s，步長1 000，速度1 m/s。

輕質電動林業單軌車在爬坡時，采用后輪驅動，截取仿真過程中的3個狀態，分別為上坡前、上坡起步以及上坡中，如圖5所示。從水平直軌道過渡到坡度為20°的斜坡并爬坡時，車體速度以及質心在Z方向的位移變化見圖6a：0 s時為上坡前狀態；0～1.2 s時為上坡起步狀態，速度在1 m/s附近波動；1.2～30 s時為上坡中狀態，速度穩定在1 m/s，Z方向位移為9.8 m。圖6b為前導向輪和驅動輪徑向載荷變化，在上坡起步狀態時波動較大，在上坡中趨于穩定。由圖5和6可以得出在仿真環境中能順利爬坡，仿真驗證了單軌車載質量150 kg下爬20°坡度坡道的工況。

圖5 上坡圖Fig. 5 Uphill diagram

圖6 爬坡分析Fig. 6 Climbing analysis

當轉彎半徑為6 m時，側導向輪徑向載荷變化情況見圖7a，前右側導向輪和后左側導向輪徑向力總體趨勢先增加后減少。最大徑向力出現在緩和曲線上，即發生在轉彎角度為90°時，前右側導向輪先達到最大徑向力，之后后左側導向輪達到最大徑向力，前左側導向輪和后右側導向輪徑向力基本無變化，即在一組車組的4個導向輪中，實際上只有2個成斜對角的輪子起導向作用。圖7b為當轉彎半徑為6 m時，側導向輪與軌道兩側之間碟形彈簧可調節距離的變化趨勢，前右側導向輪和后左側導向輪與軌道兩側之間碟形彈簧可調節距離總體趨勢先增加后減少。最大形變量為3.4 mm即發生在轉彎角度90°時，前右側導向輪與軌道兩側之間碟形彈簧先達到最大形變量，之后后左側導向輪與軌道兩側之間碟形彈簧達到最大形變3.4 mm，說明設計時將e設計為5.11 mm合理。圖7c和d為當轉彎半徑為6 m，軌道下表面距側導向輪下底面的距離h2不同時，側導向輪豎直方向的位移變化情況。圖7c中4個側導向輪的質心在豎直方向上取值一致且h2為7 mm；而圖7d中前側導向輪和后側導向輪的上底面距軌道下表面距離h2取值不同，前側導向輪的h2為2 mm，后側導向輪的h2為12 mm時，由圖7c和d可得前后2組側導向輪在豎直方向上的位移波動浮動不同。結合圖7c和d可以明顯看出，h2越小，豎直方向上的擺動就越小，車組的平穩性就越好，說明了h2對整個車組行駛平穩性的影響，也能從一定程度上說明側導向輪設計成倒“T”形具有一定的防側傾作用。

圖7 轉彎分析Fig. 7 Turning analysis

3 樣機性能測試

結合設計參數與仿真結果，自主設計加工制造了不含拖車的電動林業單軌車樣機，如圖8所示。樣機由72V20Ah的鋰電池為2 000 W輪轂電機供電，將鋰電池放在前導向輪支架上方并固定。其中得到的樣機中單軌車車體質量為73.20 kg，與森林生態型單軌車[20]牽引車的發動機、變速裝置、驅動裝置和制動裝置四部分相比，所設計單軌車樣機精簡了整車結構，車體總質量相比原來的148 kg減少了50.54%。同時，相比森林生態型單軌車牽引車的60 mm×60 mm×3.2 mm軌道且需焊接齒條，所設計樣機軌道改為80 mm×80 mm×2.5 mm空心鍍鋅方管，總質量減少22.46%。

圖8 樣機Fig. 8 Prototype

為測試單軌車的實際運行效果，2020年9月15日在河北省保定市雙方機械加工廠廠房外搭建一條長65 m的軌道，包含直道59 m、彎道3 m和坡道3 m，其中最小轉彎半徑為6 m、最大坡度為20°。主要檢測林業單軌車的平均運行速率、轉彎和爬坡能力。為了降低運行時的速度，采用電機自帶的適配器將電機限速至30%并結合線性調速部件進行速度調節，可實現林業單軌車行駛速度在0.5～1.5 m/s范圍內調節，采用盤式制動器與輪轂電機直接相連并通過制動開關控制啟停。經過測試，單軌車能在空載時通過所設軌道，測試過程中相較于汽油、柴油作為燃料的單軌車噪聲更小，更環保，證明了所設計輕質電動林業單軌車合理可行。考慮到車體在運行過程中需要人為操作線性調速部件和制動開關，后續工作將把具有線性調速和制動開關功能的相關部件進行整合，以進行自巡航無人遙感電動單軌車的研制。

4 結 論

針對現有單軌車的不足，設計了一種輕質電動林業單軌車，分析單軌車的結構以及尺寸，得出了車體轉彎的接觸模型，分析車體動力學模型和ADAMS仿真分析以驗證設計方案，加工制造了樣機并開展樣機轉彎性能和爬坡性能測試，可以得到：

1)裝置采用了72V20Ah鋰電池供電、2 000 W輪轂電機驅動，盤式制動器與輪轂電機直接相連并通過制動開關控制啟停，使得軌道不易磨損、運行噪聲小且環保;

2)整體結構簡單、成本降低，相比森林生態型單軌車的車體和軌道質量分別減少了50.54%和22.46%，實現了車體和軌道的輕量化;

3)通過對樣機的性能測試，單軌車能通過20°坡道和最小轉彎半徑6 m的彎道，并通過適配器將電機限速至30%和線性調速部件組合控制行駛速度在0.5～1.5 m/s范圍內，提高了單軌車的運行效率，為自巡航無人遙感電動單軌車的研制奠定了基礎。