挖樹機底盤總成結構設計及有限元分析

楊艷峰

（712100 陜西省 楊凌市 楊凌職業技術學院 機電工程學院）

0 引言

挖樹機是一種樹木移植的機械設備，可以有效解決人工挖樹勞動強度大的問題，促進了苗木移植行業的發展。車載式挖樹機價格高、體積大、空間地形影響大，市場上用量少；履帶式挖樹機（包括懸掛履帶式）適應性強，已成為市場主流[1]。底盤總成在挖樹機中起支撐和容納作用，挖樹機其他組件如門架總成、工作臺座、覆蓋件總成等都安裝在底盤總成上，液壓和動力總成等部件安裝在底盤總成內部。安徽三普智能重工有限公司為適應果園、苗圃移栽作業，成功開發了履帶式挖樹機。本文著重介紹該挖樹機底盤總成的結構設計，并對底盤架進行有限元分析，為底盤架的優化提供了參考。

1 底盤總成組件的設計

挖樹機的工作地點土壤大多比較松軟，履帶式行走機構具有較大的接地面積，對地面的附著力明顯大于輪式機構，且對復雜的形有較大的適應性，因此本文的挖樹機采用履帶式行走機構[2]。挖樹機的底盤結構如圖1 所示。

圖1 底盤總成結構圖Fig.1 Structure diagram of chassis assembly

1.1 定位樁和底盤架

定位樁的功能是使挖樹機工作平穩。挖樹機作業時，油缸的缸桿伸出，定位樁向下轉動，鋼釬以一定角度插入土壤，挖樹機產生的力和振動通過定位樁鋼釬傳到地下；挖樹機不工作或行走時，油缸的缸桿縮回，定位樁繞底盤架轉動，向上抬起，鋼釬與地面不接觸。

定位樁的下樁梁用無縫矩形管制作，兩端封堵，鋼釬共有2 件，插在矩形管中，并且焊接牢固。油缸的桿端與焊接在下樁梁上的油缸安裝耳銷軸連接，油缸的尾部與門架銷軸連接，起升梁一端與下樁梁焊接，另一端通過銷軸與底盤架連接，使定位樁可在油缸推動下繞底盤架轉動一定角度，定位樁的結構如圖2 所示。

圖2 定位樁結構圖Fig.2 Structure diagram of positioning pile

底盤架的結構比較復雜，如圖3 所示，可以用矩形管和鋼板焊接而成，有利于減輕底盤架的質量、節約動力消耗。底盤架上容納有燃油箱和給液壓系統供油的壓力油箱。在負重輪支撐梁的上部焊接托輪安裝座、導向支架調整固定座以及導向叉安裝座，供托輪和導向總成的安裝；在負重輪支撐梁的下部焊接前后導軌安裝座和平衡輪安裝座，用來安裝前后導軌以及固定平衡輪的尾部；在底盤架的右側安裝變速箱輸出軸；在底盤架的左側，焊接有4 塊耳板，安裝定位樁的起升梁，使定位樁能繞底盤架轉動。

圖3 底盤架結構圖Fig.3 Structure diagram of chassis frame

1.2 履帶選取與支重輪組件

履帶可以分為橡膠履帶和鋼制履帶，橡膠履帶適用于小型農業機械和小型工程機械。本文的挖樹機選用江西金利隆橡膠履帶有限公司生產的D320×90×50 型整體式橡膠履帶，履帶寬度為320 mm，節距為90 mm，節數為50。橡膠履帶具有如下優點：（1）具有一定的柔軟度，對挖樹機地面行走具有很好的減震作用；（2）特制的長短不一的條紋具有較強的抓地能力，可以消除運作中打滑的安全隱患；（3）采用整體式構造，結構簡單，成本低。

為了使挖樹機具有良好的行駛性能，需要確定履帶的接地長寬比L/B。L/B過大，則轉向阻力增加導致挖樹機轉向困難；L/B過小則會影響車輛直線行駛的穩定性。接地長寬比L/B=0.2～0.3 時，挖樹機具有較好的行駛性能[3]。

分析可得，挖樹機履帶的接地段長度范圍為 1 066～1 600 mm，而挖樹機行走裝置的工況比較惡劣，且轉向阻力一般比直行阻力大，因此確定挖樹機履帶接地段長度為1 200 mm。挖樹機履帶的接地段長度為左右兩側支重輪的中心距，由此可以確定支重輪在底盤架的位置。

支重輪組件共有10 套，用于支撐整個挖樹機的重量。支重輪支架的U 形口卡在底盤架的支重輪支撐梁下方，再用螺釘將支重輪組件固定在支重輪支撐梁上。支重輪上長期帶有泥土，為防止泥土進入軸承，支重輪外側邊緣用支重輪密封蓋密封，支重輪內側邊緣用橡膠密封圈進行密封，支重輪組件的結構如圖4 所示。

圖4 支重輪組件結構圖Fig.4 Structure diagram of support wheel assembly

橡膠履帶內層含有與驅動輪嚙合的鐵齒，如果支重輪排列不合理，會導致行走過程中支重輪滾動到兩鐵齒段的橡膠時，各支重輪存在一定落差，使挖樹機履帶上下起伏。為了保證挖樹機行走時的平穩性，各支重輪之間的距離一般為2.5t（t為挖樹機的履帶節距），履帶的節距為90 mm，故各支重輪相距225 mm 時可以消除支重輪的起伏落差，提高挖樹機行走的平穩性。

1.3 驅動輪與導向組件

驅動輪采用ZG270-500 整體鑄造，共11 個齒，通過內花鍵與輸出軸連接。驅動輪的作用是與橡膠履帶嚙合，帶動橡膠履帶旋轉，從而驅動挖樹機行走。驅動輪的結構如圖5 所示。

圖5 驅動輪結構圖Fig 5 Structure diagram of the drive wheel

導向總成安裝在底盤架的導向叉安裝座上，導向總成后部的螺紋部分安裝在導向支架調整固定座中，兩側用螺母旋緊定位，整個導向總成通過調整螺母來張緊橡膠履帶。導向總成中導向輪為光輪，沒有鏈齒，功能是張緊橡膠履帶，導向輪的材料為ZG270-500。由于挖樹機在野外工作，為防止泥土、灰塵進入軸承，在軸承外邊緣處設置油封，導向總成的結構如圖6 所示。

圖6 導向總成結構圖Fig.6 Structure diagram of guide assembly

挖樹機履帶在行駛過程中受到的力稱為預張緊力，預張緊力對挖樹機履帶的行走能力有很大影響。預張緊力過小導致履帶過松，會造成履帶脫鏈；預張緊力過大則會增加行走機構的內摩擦力，導致履帶磨損加劇，縮短履帶使用壽命。參考相關文獻，挖樹機在直行工況，履帶預張緊力為車身質量的70%～80%；在爬坡工況，履帶預張緊力為車身質量的70%～75%；在轉向工況，履帶預張緊力為車身質量的75%～80%。綜合考慮選取挖樹機履帶預張緊力為車身質量的75%。車身質量為2 600 kg，故履帶預張緊力為19 110 N[4]。

1.4 平衡輪組件和托輪組件

平衡輪組件通過平衡輪安裝管安裝在底盤架下方，而平衡輪壓在橡膠履帶上。平衡輪組件的作用是調整挖樹機的平衡。行駛過程中橡膠履帶碰到磚塊等障礙物時，挖樹機會失去平衡，引入平衡輪后履帶會帶動平衡輪組件向上移動，使履帶越過障礙物不至于翻倒，平衡輪組件的結構如圖7 所示。

圖7 平衡輪組件結構圖Fig.7 Structure diagram of balancing wheel assembly

托輪組件與支重輪組件的結構類似，托輪組件是通過托輪支架的U 形口卡在底盤架的支重輪支撐梁上方，再用螺釘將托輪組件固定在支重輪支撐梁上，托輪的作用主要是支撐回程的橡膠履帶，防止橡膠履帶下垂。

2 底盤架靜力學分析

底盤架起支撐挖樹機的作用，其可靠性至關重要。對底盤架進行靜力學分析以檢驗底盤架的設計是否滿足強度和剛度的要求。底盤架采用Q345 矩形管焊接而成，Q345 的質量密度為7 850 kg/m3，彈性模量為2.06×105MPa，泊松比為0.28。通過SolidWorks 對底盤架進行三維建模，并導入ANSYS Workbench 中進行網格劃分[5]，底盤架的網格劃分圖如圖8 所示。

圖8 底盤架的網格劃分圖Fig.8 Grid partition diagram of chassis frame

底盤架受到的作用力來自挖樹機整車的重力，約為26 000 N，分別作用于底盤架左右兩側橫梁，并對底盤架的豎梁添加固定約束。底盤架載荷及約束如圖9 所示。對底盤架進行有限元仿真分析得到底盤架的應力和變形結果，如圖10 和圖11 所示。

圖9 底盤架的載荷約束圖Fig.9 Load constraint diagram of chassis frame

圖10 底盤架的等效應力分布Fig.10 Equivalent stress distribution of chassis frame

圖11 底盤架的變形分布Fig.11 Deformation distribution of chassis frame

分析仿真結果可知，底盤架最大應力發生在橫梁與豎梁的焊接點附件，最大應力為165.08 MPa，小于矩形管Q345 的屈服強度345 MPa，故底盤架滿足強度要求。同時應注意在底盤架橫梁與豎梁的焊接處增設筋板以加強底盤架的強度。底盤架最大總變形位于左側橫梁的1/2 處，數值為0.46 mm，相對于橫梁的總長度970 mm 可以忽略不計。因此底盤架的強度和剛度均滿足要求。

3 底盤架模態分析

為了避免底盤架在工作過程中發生共振，利用ANSYS Workbench 對底盤架進行模態分析，可以確定底盤架的固有頻率，再與底盤架的外部激勵對比。考慮到低階模態對底盤架的影響較大，本文著重分析底盤架前4 階模態[6]。各階固有頻率下的振型圖如圖12 所示，前4 階模態的固有頻率如表1 所示。

圖12 底盤架固有頻率的振型圖Fig.12 Vibration pattern of natural frequency of chassis frame

表1 底盤架的前4 階固有頻率Tab.1 The first 4 order natural frequencies of chassis rack

由圖12 可知，底盤架前3 階模態的最大振幅位于中間支架處，底盤架第4 階模態的最大振幅位于橫梁以及中間支架處。底盤架的外部激勵頻率主要來源于柴油發動機，而柴油機的最高轉速不超過5 000 r/min[7]，通過臨界轉速計算公式可得柴油發動機的最大激勵頻率約為83.3 Hz，低于底盤架的1 階固有頻率112.4 Hz，因此挖樹機在工作時底盤架不會發生共振，滿足設計要求。

4 結語

本文對挖樹機底盤總成組件進行結構設計分析，通過有限元靜力分析得到底盤架的等效應力和整體變形圖，得到了應力集中區域以及最大變形區，發現其強度和剛度均滿足要求；通過有限元模態分析，得到底盤架的前4 階固有頻率及其振型，發現該機械結構避開了共振頻率區域。為后續底盤優化設計提供理論依據和技術參考，縮短開發周期并節省成本。