鉸接轉向果園割草機的設計與試驗

楊 天 趙武云* 辛尚龍 陳伯鴻 張曉晨 曲 浩

(1.甘肅農業大學 機電工程學院，蘭州 730070； 2.甘肅農業大學 園藝學院，蘭州 730070； 3.農業農村部農業機械化總站，北京 100122)

我國果園主要為平原地區矮砧密植果園和丘陵山地的喬砧適植型果園。與總面積較少的平原地區矮砧密植果園相比，丘陵山地喬砧適植型果園的綜合機械化率較低，僅為5.75%。近年來果園逐步推行生草覆蓋技術，要求在果樹行間、株間留草，采用人工或機械切割方式及時降低雜草生長高度，被切割的雜草覆蓋在地表實現綠肥還田，該技術能有效改善土壤結構，增加孔隙度，增加土壤水分的入滲和保墑能力，減少土壤板結，為果樹提質增產創造有利條件。平原地區矮砧密植型果園采用拖拉機配套懸掛式專用割草機既能滿足作業需求，而丘陵山地喬砧適植型果園由于作業環境復雜，現有割草機無法滿足作業需求，亟待可靠性高的專用割草機。

目前國內專用果園割草機切割方式多采用圓盤式，研究主要集中在切割裝置優化、切割性能探索以及割草機行走方式研究，初步實現了高效割草的目的，但割草機在丘陵山地的行走問題依然存在。已有研究證明隨行自走式割草機通過人工手扶操作可實現小地塊果園割草作業，通過橫向切割系統和縱向切割系統2部分的組合，能同時滿足水平方和豎直方向的切割需求，該機具具有較好的切割效果，但作業人員勞動負擔較大，無法長期高效作業；鄔備等設計的帶有仿形裝置的割草機可裝配在自走式底盤前端以實現人員乘坐式割草作業，能較好適應丘陵山地作業條件的同時降低作業者勞動強度，但此類乘坐式割草機無法應對果樹主枝較低的作業環境，無法保證樹干周邊的雜草切割；有研究采用四輪電驅動的方式設計生產了遙控割草機，采用4個直流電機分別驅動4個行走輪以實現便捷的遙控作業，能滿足丘陵山地果園作業需求，但整機重量大且割幅小，生產成本較高，無法有效推廣使用。綜上，國內割草機研發對于割草機切割性能探索較多且技術較為成熟，而對于丘陵山地的行走性能、操作便捷性等方面仍需深入研究。

本研究擬采用理論與仿真、試驗相結合的方法，設計一種鉸接轉向果園割草機，以期為丘陵山地果園割草作業提供裝備支持與研發參考。

1 鉸接轉向果園割草機整體設計

1.1 需滿足的農藝背景及設計目標

我國果園種植模式分為矮砧密植型和喬砧適植型。矮砧密植型果園的農機農藝融合度高，其行距×株距多為4 m×1 m，此種植模式行間作業通道可保持在1.5 m以上，行間生草幅寬2.0～2.5 m，可采用拖拉機掛載牽引式割草機進行割草作業；喬砧適植型果園多為2000年以前的老果園，這種果園在我國大面積存在，其行距×株距為5 m×3 m左右，由于長期生長同時管理精細化程度不高，果樹主枝較長且交錯，離地第一主枝普遍較低，這種情況造成了大中型機械無法正常作業，導致部分果園仍需采用人工除草作業。本研究主要針對丘陵山地喬砧適植型果園割草機進行研究與設計。

1.2 整機結構

鉸接轉向果園割草機由前車架、后車架、動力機構總成、轉向機構、電動驅動系統、電源系統、控制系統等部分組成。其中動力機構總成由發動機、離心式離合器、動力輸出軸、可調節護筒等組成；轉向機構由轉向舵機、轉向驅動齒輪、轉向齒圈組成；電動驅動系統由驅動電機、電驅動后橋、驅動輪組成；電源系統由發電機與蓄電池組組成。

前機架前端及兩側分別安裝防撞架與行走輪，上部安裝割茬高度調節裝置，前機架中部安裝固定護筒及動力機構總成；后機架上部安裝蓄電池組、控制系統組件，下部安裝電動驅動系統。前機架與后機架通過固定于后車架的可拆卸懸掛環進行鉸接連接，轉向舵機及轉向驅動齒輪安裝于后車架，轉向齒圈安裝于前車架固定護筒。割刀安裝在動力機構總成動力輸出軸末端。發電機固定在發動機下方并與發動機輸出軸直接連接。動力機構總成與割刀旋轉中心、前車架與后車架鉸接中心保持同心。鉸接轉向果園割草機整機結構見圖1。

1.前輪；2.前車架；3.高度調節裝置；4.動力系統；5.轉向機構；6.電源系統(電池組)；7.控制系統；8.后車架；9.電動后橋；10.后輪；11.割刀 1.The front wheel; 2.Front frame; 3.Height adjustment device; 4.Power system; 5.Steering mechanism; 6.Power system (battery pack); 7.Control system; 8.Rear frame; 9.Electric rear axle; 10.The rear wheel; 11.Cutter圖1 鉸接轉向果園割草機整機結構示意圖Fig.1 Schematic diagram of whole machine structure of articulated steering orchard mower

1.3 工作原理

割草作業時由操作員給出啟動信號，控制系統接收到信號后啟動發動機及驅動電機。割草工作開始時，遙控信號指令發動機轉速調節至1 450 r/min以上，此時離心式離合器的離心塊自動結合離合器外殼，驅動動力輸出軸等速轉動，進一步驅動割刀轉動完成割草作業；當發動機降到1 450 r/min以下，離心式離合器的離心塊自動分離離合器外殼，此時發動機僅驅動發電機工作，為電池組持續提供電能。直行及后退由驅動電機帶動驅動輪以一定速度行駛。當需要轉向時，操作員給出轉向信號，轉向舵機驅動轉向驅動齒輪轉動一定角度，同時帶動轉向齒圈以完成割草機轉向，當轉向信號消失后，轉向舵機自動回正使割草機直線行駛。當需要調節割茬高度時，操作員給出高度調節信號，調高電機驅動高度調節裝置控制動力機構總成整體升降以完成割茬高度調節，同時此種動力機構總成整體高度調節模式也保證了割草機在丘陵山地的高通過性。作業結束后操作員通過遙控器給出信號，關閉發動機及驅動電機。

2 工作參數分析與關鍵部件設計

鉸接轉向果園割草機的動力系統主要分為工作動力系統和行走動力系統。工作動力系統由發動機帶動離心式離合器驅動割刀進行除草作業；行走動力系統由電池組為驅動電機與轉向舵機提供電能，驅動電機驅動電驅動后橋來完成車輛啟停、前進、后退等動作，轉向舵機驅動轉向齒輪組完成割草機轉向動作。

2.1 參數分析

2

.

1

.

1

行走速度鉸接轉向果園割草機前進、后退及車速調節由電動驅動系統實現，驅動電機選用500 W電機，額定轉速3 500 r/min，變速箱傳動比

i

=28。考慮到人的行走速度為3～5 km/h，以及果園的作業環境，驅動輪采用直徑為250 mm的實心人字輪胎。整機的最高行走速度

v

采用式(1)計算：

(1)

式中：

v

為割草機作業最高行走速度，km/h；

V

為驅動電機轉速，rad/min；

D

為驅動輪直徑，m；

i

為變速箱傳動比。將數值帶入式(1)計算得到

v

=5.9 km/h，割草機最高行走速度稍大于人步行速度，滿足遙控作業要求的同時提高作業效率。

2

.

1

.

2

割草作業裝置

鉸接轉向果園割草機割草作業由發動機直接提供動力，由于本割草機主要針對丘陵山地果園，為避免能量損失并保證整車結構緊湊，發動機選用宗申XP220A型，最高轉速3 850 r/min。發動機輸出軸直接連接離合器及割刀，最大程度減少由于多級傳動帶來的能量損失，機具結構緊湊。

割草機在果園中針對果樹行間雜草作業，要達到碎草效果，需要對雜草進行多次切割，故在保證不漏割的前提下應對雜草進行多次切割以提高綠肥轉化率。割刀選擇463 mm長度的單刀片，兩側保留120 mm刃口。

在割草機割刀最低轉速1 450 r/min時，保證雜草不漏割的最高速度

v

采用式(2)計算：

(2)

式中：

m

為割草機割刀刃口數量，組；

n

為割草機刀盤轉速，rad/min；

s

為割草機割刀刃口長度，m。將數值帶入式(2)求得

v

=20.9 km/h，可知在割草機最低轉速1 450 r/min，最高行駛速度5.9 km/h 的情況下可對雜草進行3次以上的碎草切割，保證了作業質量，同時根據雜草的種類和生長狀況可提高割刀轉速或適當降低割草機行走速度，來確保碎草達到預期效果；前車架四周向下延伸3個方向的擋草板形成碎草工作腔室，使雜草從割草機前端進入到割刀工作區域后能夠被割刀多次切割為短節，繼而從下方預留空間排出割草工作腔室外，保證碎草工作質量，達到雜草盡快轉化為綠肥的效果。

2.2 關鍵部件設計

2

.

2

.

1

動力機構總成

動力機構總成由發動機、離心式離合器、動力輸出軸、可調節護筒等組成。設計原則是結構緊湊，盡可能降低整體高度，質量輕；主要功能是帶動割刀轉動完成割草作業以及驅動發電機對蓄電池組供電。發動機支撐板采用5 mm厚鋼板進行加工，護筒及加強板采用2 mm厚鋼板進行加工。發動機輸出軸與發電機回轉中心、割刀回轉中心、離合器回轉中心、安裝在前車架上的固定護筒均保持同心，整個動力機構總成由安裝在發動機支撐板兩側的高度調節裝置支撐于前車架。割刀選用一體式單刀片，兩端分別留有120 mm刃口，此種刀片切割效果優于刀盤式割刀，不易發生纏草等情況。

動力機構總成的高度僅為490 mm，使得設定割茬高度為30 mm時割草機的整機高度僅為520 mm，滿足果樹第一主枝高度為600 mm時的作業通過性。動力機構總成見圖2。

1.發動機；2.發電機轉子；3.發電機定子；4.離合器；5.離合器外殼；6.割刀；7.刀軸 1.The engine; 2.Generator rotor; 3.Generator stator; 4.The clutch; 5.Clutch housing; 6.Cutter; 7.Cutter shaft圖2 動力機構總成示意圖Fig.2 Schematic diagram of power mechanism assembly

2

.

2

.

2

鉸接轉向機構

鉸接轉向機構由轉向舵機、轉向齒圈和轉向驅動齒輪等組成(圖3)，同時可以將連接前后車架的可拆卸懸掛環也理解為鉸接轉向機構的一部分。鉸接轉向機構需要實現割草機左、右2個方向轉彎角度大于45°。

1.護筒；2.轉向舵機；3. 后車架主體；4. 轉向驅動齒輪；5. 轉向齒圈；6. 可拆卸懸掛環；7.前車架主體 1.Protection tube; 2.Steering gear; 3.Rear frame body; 4.Steering drive gear; 5.Steering gear ring; 6.Removable suspension ring; 7.Front frame body圖3 鉸接轉向機構示意圖Fig.3 Schematic diagram of articulated steering mechanism

割草機轉向時，鉸接底盤轉向時需要克服的轉向阻力矩

M

′為：

(3)

式中：

μ

為輪胎與地面間的阻力系數，取0.1；

g

為轉向橋的載荷，N；

B

為轉向橋輪距，mm；

r

為轉向橋軸線至鉸接點的距離，mm。車輛要實現轉向動作，則轉向舵機需提供的轉向力矩

M

必須大于或等于轉向阻力矩，即：

(4)

運用Solidworks 2017軟件計算得到鉸接轉向果園割草機前車架重量即轉向橋載荷

g

=300 N，轉向輪輪距

B

=424 mm，轉向橋軸線至鉸接點的距離

r

=420 mm。帶入式(4)計算可知

M

≥141 N·cm。

選用SRC-04B型號舵機，已知該型號舵機轉速為200 rad/s，轉向驅動齒輪最大轉動角度為150°，可求得割草機單向轉動到最大角度的時間為0.3 s。轉向舵機及齒輪參數見表1。

表1 轉向舵機及齒輪參數
Table 1 Parameters of steering engine and gears

參數Parameter數值Numericalvalue舵機啟動扭矩/(N·cm)Steering gear starting torque180舵機保持扭矩/(N·cm)Steering gear maintains torque160工作電壓/VWorking voltage48舵機轉速/(rad/s)Steering gear speed200轉向驅動齒輪齒數/模數Number of teeth/module of steering drive gear20/3轉向齒圈齒數/模數Number of teeth/module of steering ring91/3轉向齒圈弧度/(°)Radian of steering ring115轉向驅動齒輪最大轉動角度/(°)Maximum rotation angle of steering drive gear150轉向齒圈最大轉動角度/(°)Maximum rotation angle of steering gear ring46.15

鉸接轉向果園割草機由于采用了適用于惡劣作業環境的鉸接轉向方式，對比四輪轉向的割草機更加機動，在轉彎過程中，可以保證驅動元件仍然保持最大動力，既保證作業穩定性，又提高作業效率。鉸接轉向果園割草機設計參數見表2。

表2 鉸接轉向果園割草機設計參數
Table 2 Articulated steering orchard mower design parameters

參數Parameter數值或方式Numerical value or mode長×寬×高/(mm×mm×mm)Length×width×height900×506×520整備質量/kg Curb weight77.54作業幅寬/mm Work width460最小轉彎半徑/mmMinimum turning radius466動力輸入最大轉速/(rad/min)Maximum speed of power input3 850驅動電機額定功率/WRated power of walking motor500驅動電機額定轉速/(rad/min)Rated speed of walking motor3 500電池組容量/AH Battery pack capacity48電池組質量/kg Battery mass16最高工作行駛速度/(km/h)Maximum operating speed≥5驅動方式 Drive mode后輪電驅動轉向方式 Steering mode中部折腰鉸接轉向

3 鉸接轉向果園割草機行走性能分析

3.1 轉彎半徑分析

鉸接轉向果園割草機轉向時，前車架依靠轉向舵機的驅動繞鉸接中心回轉，后車架驅動割草機前進，共同完成割草機轉向動作。割草機直行俯視圖與轉向半徑分析見圖4。

由整車幾何分析及查閱相關文獻可知，前車輪外側車輪最小轉彎半徑

R

和后車輪外側車輪最小轉彎半徑

R

分別為：

(5)

(6)

(7)

式中：

Q

為車輪輪距，mm；

L

為鉸接轉向果園割草機軸距，mm；

k

為鉸接中心比例系數；

L

為轉向鉸接中心距離車前軸的距離，mm；

θ

為割草機最大轉向偏轉角，(°)。當

k

<0.5時，

R

>

R

，此時果園割草機的最小轉彎半徑即為前車輪外側車輪最小轉彎半徑

R

；當

k

>0.5時，

R

<

R

，此時果園割草機的最小轉彎半徑即為后車輪外側車輪最小轉彎半徑

R

。本研究中的割草機

L

=245 mm，

L

=570 mm，

Q

=506 mm，

θ

=56.15°。代入式(7)可得鉸接中心比例系數

k

=0.43，故屬于

k

<0.5的情況，因此將數據帶入式(5)中可計算出果園割草機的理論最小轉彎半徑

R

=466.4 mm。而本割草機的車身寬度為506 mm，丘陵山地果園行距與株距一般在3～5 m左右，本割草機能適應各類果園作業環境，在行距與株距存在變化的果園也能靈活完成轉向動作。

Q為車輪輪距；L為鉸接轉向果園割草機前后輪軸距；L1為轉向鉸接中心距離車前軸的距離；θmax為割草機最大轉向偏轉角度；R1為前行走輪外側車輪最小轉彎半徑；R2為后行走輪外側車輪最小轉彎半徑；O為鉸接中心點。 Q is the wheel base; L is the front and rear wheelbase of the articulated steering orchard mower; L1 is the distance between the steering hinge center and the front axle of the vehicle; θmax is the maximum steering deflection Angle of articulated steering orchard mower; R1 is the minimum turning radius of the outer wheel of the front walking wheel; R2 is the minimum turning radius of the outer wheel of the rear walking wheel; O is hinged center point.圖4 鉸接轉向果園割草機直行俯視圖(a)與轉向半徑分析(b)Fig.4 Straight line top view of articulated steering orchard mower (a) and steering radius analysis diagram (b)

3.2 穩定性能分析

3

.

2

.

1

縱向穩定性能分析

本割草機主要應用于丘陵山地小地塊果園作業，在工作環境轉換的過程中，經常要經歷爬坡、下坡等情況，因此對割草機爬坡、下坡過程進行車輛穩定性分析。忽略空氣阻力及輪胎變形等因素，割草機爬坡過程受力分析見圖5。

對割草機爬坡過程建立力學平衡方程組：

(8)

當割草機處于爬坡傾覆的臨界狀態時，土壤對前車輪切向作用力

F

=0，有：

Gh

sin

α

=

GB

cos

α

爬坡過程中的臨界傾覆角為：

(9)

同理，忽略空氣阻力及輪胎變形等因素，對割草機下坡過程建立力學平衡方程：

FT1和FT2分別為土壤對前輪和后輪的切向作用力；FN1和FN2分別為土壤對前輪和后輪的法向作用力； G為割草機自身所受重力；L為割草機前后輪軸距；h為割草機質心距離地面的距離；αmax為割草機爬坡與下坡過程中發生傾覆的臨界最大角度。 FT1 and FT2 are the tangential force of soil on the front wheel and rear wheel respectively; FN1 and FN2 are the normal forces of soil on the front wheel and rear wheel respectively; G is the force of gravity on the mower itself; L is the front and rear wheel base of the lawn mower; h is the distance between the lawn mower’s center of mass and the ground; αmax are the critical maximum Angle of overturning of lawn mower during climbing process.圖5 割草機爬坡過程受力分析圖Fig.5 Force analysis diagram of lawn mower during climbing

(10)

可以得到下坡過程中割草機臨界傾覆角：

(11)

式中：

α

′為割草機爬坡與下坡過程中發生傾覆的臨界最大角度，(°)。分析可知，割草機的質心即

h

越小，車輛爬坡及下坡過程中的穩定性越高，抗傾覆的能力越強。運用Solidworks 2017軟件建立鉸接轉向果園割草機模型，并運用質量屬性功能獲取割草機質心位置，可得：后軸至質心距離

B

=170 mm，質心至地面垂直高度

h

=221.8 mm，割草機前后輪軸距

L

=570 mm，進而可以求得本割草機爬坡和下坡過程中的極限傾覆角

α

和分別為37.47°和60.99°，而丘陵山地果園中實際作業環境中的最大坡度約為12°，機具轉場過程的最大坡度不大于30°，遠小于割草機的臨界傾覆角，所以本割草機的縱向穩定性能滿足使用要求。

3

.

2

.

2

橫向穩定性能分析

除了縱向發生傾覆的可能性外，割草機在作業過程中，也有出現橫向傾覆的可能性。對割草機沿坡道行駛過程進行受力分析(圖6)。由于割草機基本為對稱結構，故僅進行一次受力分析，忽略空氣阻力及輪胎變形等因素，對割草機沿斜坡行駛過程建立力學平衡方程組：

(12)

當割草機處于橫向傾覆的臨界狀態時，土壤對上側車輪切向作用力

F

=0，這時：

爬坡過程中的臨界傾覆角為：

(13)

FT3和FT4分別為土壤對上側和下側輪胎的切向作用力；FN3和FN4分別為土壤對上側和下側輪胎的法向作用力；G為割草機自身所受重力；l為割草機輪距；h為割草機質心距離地面的距離；βmax為割草機發生橫向傾覆的臨界最大角度。 FT3 and FT4 are the tangential forces of soil on the upper and lower tires respectively; FN3 and FN4 are the normal forces of soil on the upper and lower tires respectively; G is the force of gravity on the mower itself; l is a lawn mower wheel base; h is the distance between the lawn mower’s center of mass and the ground; βmax is the critical maximum Angle of lateral overturning of lawn mower.圖6 坡道直行割草機受力分析Fig.6 Force analysis of straight lawn mower on ramp

式中：

F

和

F

為土壤對上側和下側輪胎的切向作用力，N；

F

和

F

為土壤對上側和下側輪胎的法向作用力，N；

l

為割草機輪距，mm；

β

割草機發生橫向傾覆的臨界最大角度，(°)。由前述可知，割草機質心至地面垂直高度

h

=221.8 mm，

l

=506 mm，進而求得本割草機沿坡道直行時的橫向極限傾覆角

β

為48.76°。實際工作中遇到的坡度遠小于割草機的橫向臨界傾覆角，所以本割草機的橫向穩定性能滿足使用要求。

4 車架強度分析

4.1 車架結構設計分析

車架與連接前車架與后車架的鉸接環是整個鉸接轉向果園割草機的關鍵受力部件，極大影響著割草機作業、行走、轉向等工作的可靠性。所設計的車架主要由前車架、后車架和可拆卸式鉸接環組成，前、后車架主要由3 mm厚的鋼板焊接構成，鉸接環為實心矩管彎折而成。車架直行狀態下總長度為900 mm，寬度為506 mm，可拆卸式鉸接環直徑264 mm，所有材料均選用Q235低碳鋼。車架承載的主要零部件為動力機構總成和電池組及控制系統，其質量分別為24和16 kg，與車架上表面的接觸面積分別為4 992和60 000 mm。

車架材料的許用應力為：

(14)

式中：[

σ

]為材料許用應力，MPa；

S

為安全系數，一般為1.5～2.5，本研究取最大值2.5；

σ

為材料屈服強度，MPa。計算可知，車架材料的許用應力[

σ

]=94 MPa。

4.2 車架及鉸接盤有限元分析

4

.

2

.

1

有限元分析運用Solidworks 2017軟件對鉸接轉向果園割草機車架進行建模，為保證有限元分析的準確性并提高仿真速度，對車架幾何模型進行簡化處理，刪除對結構影響不大的倒角及圓角，同時忽略部分非關鍵的安裝孔和凸臺，將可拆卸鉸接環與后車架視為一個整體，不考慮焊接工藝對車架材料特性的影響。將處理過后的模型導入Ansys workbench軟件中，設定車架材料為Q235；材料數據設定為：彈性模量

E

=2.1×10Pa，泊松比

u

=0.28，屈服強度

Q

=235 MPa，密度

ρ

=7 850 kg/m。使用軟件自帶的Mesh功能進行網格劃分后及主要受力點細化后，得到151 503個單元，235 804個節點。將動力機構總成和電池組的重量在車架的實際位置以均布面載荷的方式施加，設置重力加速度

g

=9.80 m/s。

對車架整體進行靜力學分析，主要對以下4種工況進行分析：

工況1，平地靜止工況；

工況2，平地最大轉彎角度靜止工況；

工況3，直行爬坡30°工況；

工況4，直行下坡30°工況。

經Ansys workbench計算及后處理得到4種工況車架總變形量和等效應力的分布情況見圖7。

工況1，平地靜止工況；工況2，平地最大轉彎角度靜止工況；工況3，直行爬坡30°工況;工況4,直行下坡30°工況。 Working condition 1, stationary working condition on flat ground; Working condition 2, stationary condition of maximum turning Angle on flat ground; Working condition 3, straight uphill 30°; Working condition 4, straight downhill 30°.圖7 4種工況下車架靜力學分析結果Fig.7 Results of statics analysis of frame under four working conditions

4

.

2

.

2

有限元分析結果

在割草機平地直行靜止狀態、平地最大轉角狀態、30°直行爬坡狀態、30°直行下坡狀態4種工況下，割草機車架的最大形變均發生在割草機鉸接盤與前車架的接觸部位，最大形變量發生在平地最大轉角狀態下(圖7(a))，數值為0.034 4 mm；割草機車架的最大等效應力均發生在割草機后橋與割草機車架的接觸部位，最大等效應力發生在平地最大轉角狀態下(圖7(b))，數值為20.06 MPa。各工況下最大總變形量和最大等效應力值見表3。

表3 4種工況下的仿真數值
Table 3 Simulation values under four working conditions

工況Working condition最大總變形量/mmMaximum total deformation最大等效應力/MPaMaximum equivalent stress平地靜止工況Stationary condition on flat ground0.023 018.118平地最大轉彎角度靜止工況Flat maximum turning Angle stationary condition0.034 420.060直行爬坡30°工況Straight uphill 30 degrees working condition0.018 512.853直行下坡30°工況Straight downhill 30 degrees working condition0.019 514.964

基于4種工況下的分析結果表明，本研究所設計的鉸接轉向果園割草機的車架最大形變量僅為0.034 4 mm，對割草機整機的工作無影響；最大等效應力為20.06 MPa，遠小于車架材料許用應力94 MPa，整機設計制造滿足使用要求，可以正常工作。

5 田間試驗

試驗地點為在陜西省興平市一處櫻桃園，試驗環境溫度26 ℃，以卷尺、鋼尺等工具為測量工具，試驗對象為櫻桃園內行間雜草。試驗選擇2個雜草較茂盛行間進行，每行長度20 m，各行往返4個行程，總計往返8個行程。

試驗時割草機行走速度設定為3 km/h，割草機割茬高度設定為70 mm，割刀轉速設定為3 000 rad/min。參照GB/T 10938—2008《旋轉割草機》、JB/T 5154.1—1999《旋轉割草機 試驗方法》，每行程間隔10 m測定1次實際割幅，共計測定16次，同區域內對割茬高度、碎草率等作業指標進行測定。割幅利用系數按式(15)計算：

(15)

式中：

K

為割幅利用系數，%；

A

為平均實際割幅，mm；

A

為理論割幅，取割草機設計理論割幅為460 mm。

碎草率為：

(16)

式中：

S

為碎草率，%；

G

為碎草質量，g；

G

為已割雜草質量，g。

鉸接轉向果園割草機田間試驗結果見表4。根據試驗測量結果可以根據式(15)求得每行程的割幅利用系數，數值為97.8%～100%，16個測量段平均實際割幅455 mm，故割草機整體割幅利用率為98.9%；平均碎草率數值為82%～90%，16個測量段平均碎草率為98.9%；割茬高度基本符合設定割茬高度，各項作業指標滿足果園作業需求。田間試驗效果見圖8。

表4 鉸接轉向果園割草機田間試驗結果
Table 4 Field test results of articulated steering orchard mower

測量段Measuringsection割前雜草高度/mmWeed heightbefore cutting設定割茬高度/mmSet stubbleheight實際割茬高度/mmActual stubbleheight碎草率/%Brokenhasty實際割幅/mmActual cuttinglength15007068864602560706788455358070698345545407066844505510706884455651070678745575307068854608480706390460950070658845010500706489455115207067874501253070698545013520706885460145407068824551551070678446016490706687450

圖8 鉸接轉向果園割草機田間試驗效果Fig.8 Field test effect of articulated steering orchard mower

6 結 論

本研究針對丘陵山地喬砧適植型果園種植模式及農藝要求，設計了鉸接轉向果園割草機。該割草機為遙控控制，后輪電驅動實現割草機的行走；割刀由割草機上的汽油發動機動力輸出軸直接驅動，汽油發動機同時帶動發電機為割草機電池組供電；同時提出一種全新的鉸接轉向方法，將轉向舵機應用在小型割草機上，僅需控制舵機的正反轉即可完成割草機在作業環境復雜的丘陵山地小地塊果園轉向動作。主要結論如下：

1)所設計的割草機最小轉彎半徑為466.4 mm，小于機身寬度506 mm，完成單向最大角度轉向僅需0.3 s，轉向性能良好；割草機最大工作速度5.9 km/h，割刀轉速1 450～3 850 rad/min，割草機碎草性能良好；在丘陵山地作業中，割草機縱向極限傾覆角度分別為37.47°和60.99°，割草機沿坡道直行時的橫向極限傾覆角48.76°，滿足使用要求。

2)針對平地靜止、平地最大轉彎角度、直行爬坡30°、直行下坡30° 這4種工況基于Ansys workbench軟件進行割草機車架強度分析，得到了4種工況下的最大變形量和等效應力數值。其中在平地最大轉彎角度工況下出現最大變形量和等效應力的最大值，分別為0.034 4 mm和20.06 MPa，分別發生在割草機車架的鉸接盤與前車架連接處以及驅動后橋與后車架連接處，2項數值均遠小于許用數值，驗證了該轉向裝置的適用性。

3)田間試驗結果表明：鉸接轉向果園割草機的割幅利用率為98.9%，平均碎草率85.9%，割茬高度基本符合設定割茬高度，能滿足丘陵山地小地塊果園作業需求。