胡江銀，孫松林，胡文武，蔣 蘋，謝方平

（湖南農(nóng)業(yè)大學工學院，湖南 長沙 410000）

近年來，隨著我國農(nóng)業(yè)產(chǎn)業(yè)結構的調整優(yōu)化，南方地區(qū)特別是重慶、云南、貴州、四川、湖南等地的林果產(chǎn)業(yè)規(guī)模也進一步擴大。由于林果產(chǎn)業(yè)的季節(jié)性問題，作業(yè)時間相對集中，增加了勞動的強度和成本。加之丘陵山地的坡度較陡，道路條件不理想，導致其產(chǎn)業(yè)很難形成規(guī)?；C械化。丘陵山地如開溝、耕土、施肥、采摘、運輸?shù)茸鳂I(yè)，由于農(nóng)機不便于上山，很大程度上仍依靠人力來進行；進一步加大了果林農(nóng)業(yè)的種植難度，限制了其效率和發(fā)展。

因此，研制出一種能夠適宜我國南方各種丘陵地區(qū)，滿足各種坡度丘陵山地作業(yè)需求，且推廣難度和成本都較低的山地運輸機械，勢必將能提升林果農(nóng)業(yè)的經(jīng)濟效益，降低果農(nóng)的勞動強度和生產(chǎn)成本［1］。

當前，山區(qū)轉運平臺主要集中在電機、柴汽油機纜繩牽引式軌道運輸機、齒鏈自走式軌道運輸車、纜繩拉索式運輸機等方式。如由湖北省宜昌市開發(fā)的山地果園雙軌軟索運輸系統(tǒng)，其拖車前軸處安裝了一個緊急制動裝置，當鋼絲繩斷裂時，可實現(xiàn)自動停車。華南農(nóng)業(yè)大學研制了用于山地桔園的鏈式盤山循環(huán)貨運索道系統(tǒng)，索道上可以安裝氣動剪對果樹進行修剪，實現(xiàn)了索道的綜合利用。華中農(nóng)業(yè)大學開發(fā)的7YGD-35型牽引式單軌道果園運輸機，其對35°以下的丘陵有良好的適應能力，在35°以上的大坡度下，可依靠牽引繩保證其可靠性和安全性［2］。華中農(nóng)業(yè)大學在原有的機型上還研制了7YGS-45型自走式雙軌道果園運輸機等［3-5］?，F(xiàn)有采用電機牽引的設備，往往需要現(xiàn)場提供380V交流電，而農(nóng)村由于供電線路較遠等問題，使得現(xiàn)場供電電壓不足，系統(tǒng)適用性受到限制，而采用柴油、汽油機供電的設備，當坡度變化較大時，對發(fā)動機的布局等提出更高的要求。上述設備主要用于運輸質量較輕的農(nóng)產(chǎn)品或者單批次少量農(nóng)資，難以滿足體積較大、單體質量較重的農(nóng)機的轉運，針對特有的地理環(huán)境，設計了一款能夠運輸大質量物料，爬坡坡度在50°以內(nèi)、具備整體吊裝功能的雙軌電動軌道運輸車，可以解決現(xiàn)場供電、驅動裝置布局等系列問題，實現(xiàn)大件農(nóng)機的轉運，同步實現(xiàn)節(jié)能減排作業(yè)。

本山地運輸車主要由電控系統(tǒng)、動力系統(tǒng)、液壓牽引系統(tǒng)、翻斗調頻系統(tǒng)、整車結構系統(tǒng)、電動旋臂吊系統(tǒng)等組成。其中，動力系統(tǒng)包括鋰電池和直流電機，牽引系統(tǒng)包括液壓牽引裝置和斷繩保護裝置，調平系統(tǒng)包括兩個翻斗油缸和水平感應器，整車結構系統(tǒng)包括底盤和車廂，整車三維效果如圖1所示。

圖1 整車3D圖

系統(tǒng)設計過程中，旋轉吊車為外購件，其他部件通過設計進行加工，設計過程中，在約束了車廂尺寸的基礎上，將主承重梁、承重軸、承重軸軸承、槽鋼、滾輪以及懸臂吊連接底板進行了嚴格的校核計算，并試制樣機。

本運輸車底盤主要作用有兩個，第一是承受運輸車因承重和運動所產(chǎn)生的各種作用力，第二是為布置各個系統(tǒng)的執(zhí)行元器件提供空間和安裝位置。車廂的主要功能有三個，第一是提供一個角度可調節(jié)的翻轉平臺，第二是為電控系統(tǒng)和動力系統(tǒng)提供安放位置，第三是為轉運物料提供運輸空間并保證轉運過程的安全性。

為設計和加工方便，底盤和車廂的結構初步確認均為框型架構，兩者間用銷軸串接。根據(jù)實驗場地的丘陵山地地形，加之考慮到實際運輸過程中，產(chǎn)品的運載空間需要足夠充裕，初步確定了底盤主體尺寸為800 mm×2000 mm，車廂的主體尺寸為1600 mm×2200 mm×500 mm。在此基礎上設計安裝各個系統(tǒng)所需要的加梁和配件，得到初步的整車架構三維模型。以下為多功能山地運輸車車體結構的三視圖見圖 2～圖 4。

本運輸車底盤內(nèi)部受力條件較為復雜，承力主要集中在兩根主縱梁上，由于兩根主梁受力較多較大，故初步選定主梁材料為80×40×2.5的熱軋矩形鋼管，其參數(shù)如表1所示。矩形鋼管截面圖見圖5。

圖2 正視圖

圖3 側視圖

圖4 俯視圖

表1 型材80×40×3.5矩形鋼管的技術參數(shù)

圖5 矩形鋼管截面圖

根據(jù)初步確認的各元件安裝位置，可得到以下主縱梁的受力分析簡化圖見圖6。

圖6 主縱梁受力分析簡圖

對以上所選型材做受力校核：主縱梁在側平面上受的力可簡化為以上兩個，F(xiàn)1為與車廂連接部分承力，F(xiàn)2為翻斗油缸推力的反作用力的豎直分力，按最大化原則，F(xiàn)1取5000 N，F(xiàn)2取 3500 N，且圖 6 中，l1=200 mm，l2=1500 mm，l3=50 mm，由此，可得出 Mmax8.325 kN·M。

查表可知，該鋼材的許用應力［σ］=205MPa，則該梁的抗彎截面系數(shù)應滿足：

且空心矩形鋼管的抗彎截面系數(shù)：

綜上，所選型材能夠滿足該系統(tǒng)內(nèi)的受力要求。

同理，可以校核懸臂吊主梁的強度，已知主梁所用裁量為 Q235型鋼，規(guī)格為 60×40×3.5，長度為 1.5 m，最大起吊質量為300 kg。查表可知，該規(guī)格的型材，抗彎截面系數(shù)WZ＝23．323 cm3，滿足：

山地車所受的各種復雜作用力，最終都集中在底盤主體上，因此，底盤主體各梁之間的焊接要求熔深足夠大，對應力集中承受能力較強；其次，山地的環(huán)境惡劣多變，加之南方潮濕的氣候，焊縫需要較強的抗銹蝕能力；第三，由于底盤不易翻轉且部分梁之間的空間容量有限，故焊接方式應具有適當?shù)撵`活性。

綜合上述要求，選擇電弧穿透力強、熔深大；且保護氣體具有氧化作用，能提高焊縫抗拉強度，減少延遲裂紋和脆性斷裂的二氧化碳保護焊。

母材的厚度，由表1可知為3.5 mm，故查表可知，焊絲直徑應在φ0.5～φ1.2，此焊絲屬于細絲焊接，故焊絲的伸出長度應為8～14mm。

對于主要大梁間的焊接，由于其受力較大且較集中，立焊時應采用由下向上的焊接方式，這樣焊縫熔深較深，加強面高；仰焊時則應適當調慢焊絲的送料速度，加大熔深［6］。

本設計的山地運輸車中，承重軸的主要作用是承受上部所有機構的質量及安裝滾輪，同時滾輪受到的各個方向的作用力，也將通過承重軸傳導給底盤。

初步選定承重軸的材料為普通碳鋼Q235，其許用應力［σ］=235 MPa，且在極限情況下，軸的受力簡圖如圖7所示。

圖7 承重軸受力簡圖

由極限條件可知，F(xiàn)=5 kN，且由∑MA=0，∑MB=0可得出：RA＝RB＝F=5 kN。又根據(jù)所建立的三維模型簡化可得，l＝95 mm，L=950mm。

對A1段，在距A端為X1的任意截面出將軸假想截開，并考慮左段平衡：

由∑FY=0 可知：RA-F（S1）=0，得出截面處的剪力 F（S1）=RA=5 kN

又由∑M=0，可得：-RA·x1+Mx1=0

得出：Mx1=RA·x（10≤x1≤1）

同理可知：對于12段，在距A端為x2的截面處，存在：

對于2B段，在距A端為x3的截面處，存在：

由此，可畫出以下剪力圖與彎矩圖見圖8、圖9。

圖8 承重軸剪力圖

圖9 承重軸彎矩圖

由上圖易知：最大力矩：Mmax=0.475 kN·M

且實心軸的抗彎截面系數(shù)：WZ=π·d3/32

故取承重軸的最小直徑為30mm，結合軸承座的安裝位置和滾輪所需的安裝尺寸，設計出圖10所示承重軸。

圖10 承重軸零件圖

槽鋼支撐整機質量，并為運輸車行走提供軌道參考，根據(jù)設計要求的載重量，并考慮到實際地形，選擇強度較大的12號普通熱軋槽鋼作為軌道，槽鋼截面圖見圖11，具體參數(shù)見表2。

圖11 槽鋼截面圖

由設計的槽鋼布置方式可知，槽鋼的主要受力面為腰部，且為靠近地面一端的腰部。

由受力的方向可知，其形變主要沿Y-Y方向，故選取其抗彎截面系數(shù)Wy=10.2 cm3，軌所受的最大力矩Mmax=F×其中，L為兩枕軌間的距離，結合實際地形的施工問題，取L=2m。其中，F(xiàn)的大小，由運輸車的整車整備質量為1.5 T可知，F(xiàn)max=5kN，取安全系數(shù)

材料許用應力［σ］=215MPa。當材料滿足受力要求時，存在：

由此知12號槽鋼可滿足該環(huán)境上的受力要求。

滾輪的設計與校核

滾輪的主要作用有兩個，第一是將運輸車與軌道間相對位移所產(chǎn)生的摩擦力，轉化為對運動影響最小的滾動摩擦；第二是通過其形狀約束，使運輸車只能沿軌道運動，既不能翻轉，也不能偏移。

由圖11和表3可知。若要限定運輸車的翻轉，則滾輪的中心剖面形狀應與槽鋼剖面大致重合，中間可留有一定的緩沖間隙；若要限制運輸車在軌道上運動不發(fā)生偏移，則滾輪上應設計一限位臺階。由此，基本可以得出滾輪的外形尺寸，如下所示：

表2 槽鋼的參數(shù)

圖12 滾輪截面圖

滾輪與軌道間的接觸為線接觸，考慮到運輸車重心的偏移問題，極限情況下單個滾輪所承受的載荷可達8000 N，滾輪的材料為普通低碳鋼Q235，其許用應力［σ］=235 MPa假設在8000 N的作用力下，滾輪就已經(jīng)達到了最大變形量，由此可知，極限情況下，滾輪被擠壓出的面積：

線接觸的長度Z=39.7 mm，由于應力擠壓造成的形變，近似地可以將其看成一個矩形，由面積公式可得出矩形寬度b=0.0856 mm。

故可求出其徑向絕對變形大?。?/p>

查表可知，低碳鋼的彈性模量 E∈［200，210］GPa，由縱向形變與鋼材彈性模量關系可以得到此時的應力σ=ε·E＜［σ］。

故易知8000 N的力在給滾輪造成的形變，在滾輪材料允許的變化范圍以內(nèi)。

吊臂底板強度校核及選型

吊臂底板需承受的力矩較為集中，對安裝板的強度要求較高，故需結合吊臂安裝位置及起吊質量，校核安裝板所需的材料及板材厚度，也需對安裝螺栓的強度做校核。

吊臂為采購的成品件，其最大起吊質量為300 kg，此時吊臂長1.5m，故可得出最大的起重力矩Mmax=4.5 kN·M。此時，吊臂與安裝底板間的安裝孔位如圖13所示。

圖13 吊臂底板安裝孔位

由力矩平衡原則，安裝板的四個孔位，在極限情況下，相鄰的兩個孔位需共同承受最大為4.5 kN·M的力矩，受力的矩形截面為厚度為h，寬度b為250 mm，鋼板上的力臂長度可簡化為孔位中心到吊臂軸心在板側面的投影距離l=85 mm。在材料的選擇上，鋼板選擇普通Q235低碳鋼，其許用應力［σ］=235 MPa

矩形板的抗彎截面系數(shù)WZ需滿足

故可得出鋼板厚度h條件：

故安裝板選擇目前市場上易得的20 mm厚的普通熱軋低碳鋼板。

由最大力矩Mmax=4.5 kN·M，孔位中心到吊臂軸心在板側面的投影距離l=85 mm，且單個螺栓所承受的拉應力F滿足：Mmax=F×l

可求得F=26.5 kN，考慮到螺栓有可能受到?jīng)_擊載荷，查表可知，在載荷變化的情況下，應取螺栓的安全系數(shù)SS＝5，故選擇機械等級為10.9級，螺紋規(guī)格M20的高強度螺栓，該螺栓的預緊力為142 kN。

卷揚機底板校核分析及選型

卷揚機的安裝位置如圖14所示，與主梁接觸的縫隙均要求滿焊。

圖14 卷揚機安裝板位置

在極限情況下，卷揚機需在50°的坡道上牽引1.5T的運輸車上行，此時，若鋼絲繩滿卷，鋼絲繩距安裝板平面距離l為40cm。故可測得此時的力矩

安裝板尺寸初步定義為500×210×16，在SolidWorks上將安裝板三側面固定，模仿焊接緊固條件，在安裝面上加上大小為5.66 kN·M，方向與Mmax相反的力矩，做有限元分析，得出結果見圖15。

圖15 卷揚機安裝板有限元分析結果

有限元分析結果得出，在只有三面滿焊的情況下，承受該力矩時，板件會發(fā)生變形，故在板下加裝兩縱梁，以承受使安裝板彎曲的力矩。加裝縱梁與主梁材料選型相同，均為普通低碳鋼 Q235，方管 80×40×2.5。

縱梁位置在變形最大點向對稱的兩端55 mm處，與主縱梁平行?，F(xiàn)校核優(yōu)化后的鋼板強度，承受主要力矩的平面已優(yōu)化為兩加裝縱梁間的安裝底板部分，其最大力矩Mmax=5.66 kN·M，許用應力［σ］=235 MPa，其抗彎截面系數(shù)：

可得出：h≥9.71mm，板材厚度為16mm，滿足要求。

試驗與結論

結合上述計算推理，采用SolidWorks三維建模方法，設計了整機3D模型與設計圖紙，并進行了樣機的開發(fā)，開發(fā)樣機如圖16所示。

圖16 試制樣機

樣機安裝于湖南省湘鄉(xiāng)市栗山鎮(zhèn)西山村的天藍花海-湖南省適機田土改造試驗示范基地，軌道長度45m，試驗開展了啟動、停車、吊裝、卸貨、自動調平等作業(yè)操作，經(jīng)過現(xiàn)場試驗，懸臂吊支撐底板可靠的支撐2臺微耕機（300kg）的上下吊裝吊裝作業(yè)，軌道在滿負載狀態(tài)下，可靠的支撐了底盤的行駛，往復20次運行后，軌道寬度變形在內(nèi)，軌道內(nèi)部寬度變形在，有效的支撐了底盤的行駛。底盤滾輪在軌道中靈活運轉，未出現(xiàn)卡死等異常情況。通過現(xiàn)場試驗，系統(tǒng)機械結構達到設計預期目的，滿足實際生產(chǎn)運用需求。