郝朝會 楊學軍 劉立晶 尹素珍 劉淑萍 趙金輝

(1.現(xiàn)代農裝科技股份有限公司， 北京 100083； 2.中國農業(yè)機械化科學研究院， 北京 100083；3.土壤植物機器系統(tǒng)技術國家重點實驗室， 北京 100083)

0 引言

我國自20世紀50年代開始逐步推進果園機械化，由于地理環(huán)境、種植模式、經(jīng)濟水平等因素制約，果園機械化水平差異較大，總體機械化水平較低，主要依靠人工完成，生產(chǎn)效率低，勞動強度大。隨著經(jīng)濟社會發(fā)展、城鎮(zhèn)化建設、農業(yè)產(chǎn)業(yè)結構調整和供給側改革的逐步推進，人口流失、勞動力短缺，生產(chǎn)成本逐年提高，已經(jīng)制約了我國果品產(chǎn)業(yè)的良性有序發(fā)展；同時，傳統(tǒng)種植模式果園逐步被淘汰，現(xiàn)代化的果園種植面積不斷擴大，果園規(guī)模化發(fā)展和規(guī)范化管理的要求日趨強烈，果園機械化管理是果品產(chǎn)業(yè)發(fā)展的必然趨勢[1-3]。

國外的果園機械化發(fā)展較早，機械化程度較高，具備專用動力機械和作業(yè)機械及其配套機具，并改進適合機械化作業(yè)要求的果樹栽培農藝，部分果園基本實現(xiàn)了田間管理、病蟲害防治、收獲等多項作業(yè)機械化。歐美等國家多采用大功率自走式跨行作業(yè)，作業(yè)效率較高，但機具成本較高；日、韓、意大利等國家以小型果園專用管理機械為主，整機小巧、結構緊湊，能更換多種工作部件，完成多項作業(yè)，但動力偏小。國內對果園機械化進行了研發(fā)，以懸掛式或牽引式配套果園專用農具，以及專用自走式作業(yè)機械，實現(xiàn)果園各環(huán)節(jié)的作業(yè)。但動力小、地隙高、轉彎半徑大、通用性差以及可配套農具少，無法滿足現(xiàn)代化果園的生產(chǎn)需要[1，3-4]。

針對上述問題，結合我國果園種植模式和農藝要求，本文對果園多功能底盤進行設計與試驗研究，以解決果園生產(chǎn)和管理中存在的問題，提高我國果園機械化水平，提升果品產(chǎn)業(yè)的行業(yè)競爭力。

1 果園多功能動力底盤整體設計

我國果園的種植模式多樣，果園分戶管理，規(guī)?；鸵?guī)范化的程度偏低，果園地勢和土壤呈多樣性，要求動力底盤功率大，適應性好，利用率高，在作業(yè)的過程中，需滿足地隙低、輪陷小、轉彎半徑小、方便越埂、一機多用等要求。結合標準化果園的種植模式、農藝要求，研究開發(fā)果園自走式通用型動力底盤，通用性強，可掛接多種作業(yè)設備，實現(xiàn)多種功能[4-6]，設計參數(shù)為：配套動力為36.75～44.20 kW，驅動方式為四輪驅動，轉向方式為四輪轉向，輪胎外側寬度不大于1.4 m。動力輸出方式為機械后動力輸出和3路液壓快速掛接輸出，轉彎半徑不大于3 m，行駛速度為0～35 km/h。

1.1 整機結構和工作原理

1.1.1整機結構

果園多功能底盤主要由車架、發(fā)動機、行走動力系統(tǒng)、座椅、換擋器、方向盤、前后橋、助力轉向和剎車系統(tǒng)、后動力輸出系統(tǒng)等組成，如圖1所示。變速箱上的支架平臺可以更換為貨筐、升降機、藥箱等，后動力輸出系統(tǒng)可掛接風送式噴藥系統(tǒng)，如圖2～4所示。

圖1 果園多功能動力底盤示意圖 Fig.1 Schematic of multifunctional dynamic chassis for orchard1.發(fā)動機 2.行走離合器 3.主變速箱 4.座椅 5.換擋器 6.方向盤 7.腳剎 8.前輪 9.前橋傳動軸 10.主傳動軸 11.后橋傳動軸 12.后輪 13.散熱器 14.后動力輸出輪 15.后保護罩

圖2 果園多功能動力底盤載貨框示意圖Fig.2 Schematic of cargo basket of multifunctional dynamic chassis for orchard

圖3 果園多功能動力底盤升降機示意圖 Fig.3 Schematic of elevator of multifunctional dynamic chassis for orchard

圖4 果園多功能動力底盤風送式噴霧機示意圖 Fig.4 Schematic of air-assisted sprayer of multifunctional dynamic chassis for orchard

1.1.2工作原理

果園多功能動力底盤的發(fā)動機產(chǎn)生的動力經(jīng)行走離合器傳遞給主變速箱，通過換擋器實現(xiàn)換擋調速；并通過固定在發(fā)動機曲軸飛輪盤上的V型帶輪傳遞給后動力輸出系統(tǒng)，掛接多種作業(yè)農具；發(fā)動機自帶的動力輸出口接齒輪泵產(chǎn)生液壓能，通過液壓多路閥控制，傳遞給轉向系統(tǒng)和3路雙作用快速掛接輸出裝置，可快速插接各種液壓作業(yè)農具。果園多功能動力底盤主要技術參數(shù)如表1所示。

表1 果園多功能動力底盤主要技術參數(shù)Tab.1 Main technical parameters of multifunctional dynamic chassis for orchard

1.2 動力系統(tǒng)設計

果園多功能底盤的動力系統(tǒng)主要包括行走動力系統(tǒng)和后動力輸出系統(tǒng)，以及液壓快速插接輸出系統(tǒng)，液壓系統(tǒng)動力來源于發(fā)動機取力口齒輪泵，通過單穩(wěn)閥分配到轉向系統(tǒng)和3路雙作用快速插接口，實現(xiàn)液壓負載快速插接作業(yè)。

發(fā)動機飛輪盤上固定有主離合器，主離合器主軸的動力可以進行離合控制主變速箱的動力輸入，實現(xiàn)行走動力的換擋操作。主離合器的外殼和發(fā)動機曲軸飛輪盤固定，主離合器外殼為V型帶輪，動力通過V型帶傳遞給副變速箱，通過萬向傳動軸實現(xiàn)后動力的輸出，掛接外置機具作業(yè)。動力系統(tǒng)原理如圖5所示。

圖5 果園多功能動力底盤動力系統(tǒng)原理圖Fig.5 Schematic of dynamic system of multifunctional dynamic chassis for orchard

1.2.1行走動力系統(tǒng)

行走動力系統(tǒng)的設計采用傳統(tǒng)常規(guī)原則進行設計，根據(jù)整車質量以及田間作業(yè)工況，采用摩擦片式離合器，可實現(xiàn)對主變速箱的動力保護，為使整車結構緊湊，減少剛性連接對主軸的損傷，采用萬向節(jié)傳動軸；考慮作業(yè)和轉運速度，選取主變速箱為高低擋兩級一體式變速箱，每一級有3個前進擋和1個倒擋，共8個擋位，主變速箱各級傳動比如表2所示。

表2 主變速箱各級傳動比Tab.2 Transmission ratio of main gearbox at all levels

傳動系統(tǒng)總傳動比等于各部分傳動比的乘積，即

iz=i1i2i3

(1)

式中i1——發(fā)動機和主變速箱傳動比

i2——主變速箱擋位傳動比

i3——車橋傳動比

整機的行走速度與發(fā)動機轉速、總傳動比和輪胎直徑有關，即

vz=60πv1izD

(2)

式中v1——發(fā)動機轉速

vz——整機行走速度

D——輪胎直徑

考慮果園作業(yè)時整車地隙和輪陷等因素，選擇6.00-12型人字花紋輪胎，充氣后外直徑為640 mm，發(fā)動機各轉速下不同擋位速度如表3所示。

1.2.2后動力輸出系統(tǒng)和液壓動力系統(tǒng)

后動力輸出系統(tǒng)的動力來源于主離合器V型帶輪外殼，通過V型帶1∶1將動力傳遞到副變速箱，考慮果園作業(yè)機械動力和配套轉速等因素，設計輸出轉速為1 000 r/min，選用1∶2直齒輪減速箱，減速箱動力通過萬向節(jié)傳動軸傳遞給作業(yè)機具。

表3 發(fā)動機各轉速下?lián)跷凰俣萒ab.3 Speed of chassis corresponding to gear at each speed of engine km/h

液壓動力系統(tǒng)由發(fā)動機取力口連接齒輪油泵，將發(fā)動機機械能轉換為齒輪油泵的液壓能，通過單穩(wěn)閥將液壓能分給轉向系統(tǒng)和后動力輸出系統(tǒng)，根據(jù)發(fā)動機取力口的性能參數(shù)和掛接機具功率核算等因素，選擇16 mL/r的齒輪油泵，額定壓力20 MPa，最高壓力25 MPa。

2 底盤車架結構設計及底盤性能分析

2.1 底盤車架結構設計

車架結構、整體質量的布局、動靜載荷的分布等影響底盤整機性能[7-9]。借鑒現(xiàn)有果園自走式作業(yè)機械底盤結構，設計果園多功能動力底盤車架為矩形框架式架構，為減少發(fā)動機振動、散熱及噪聲對駕駛員的影響，發(fā)動機后置；為保證底盤整機性能，后橋和車架剛性連接，前橋與車架鉸接，減少了田間地形變化對車架的沖擊，更好地適應田間作業(yè)。駕駛員位置在車架前方，視野開闊，并在駕駛臺右側設有操作平臺，方便操控，駕駛安全性好。為保證整機重心平衡，主變速箱傳動系統(tǒng)在車架中部，主變速箱上方是多功能操作平臺，固定藥箱、升降機等機具；藥箱在底盤中部位置，可以在噴霧作用中保證整機重心不會因藥液的減少而發(fā)生較大的改變。車架尾部掛接噴霧裝置等農具。為保證車架強度和減少整機質量，車架主梁選用65Mn截面為80 mm×60 mm×5 mm矩形管，駕駛室平臺支撐梁選用65Mn截面為60 mm×40 mm×3 mm矩形管，車架結構示意圖如圖6所示。

圖6 果園多功能動力底盤車架示意圖 Fig.6 Schematic of frame of multifunctional dynamic chassis for orchard

2.2 底盤性能理論分析

2.2.1轉向性能

果園多功能底盤為四輪驅動轉向，當轉向時，前后橋上轉向油缸同時伸縮運動，使前后橋上輪胎相反方向轉動，從而達到減小轉彎半徑的效果。當?shù)妆P處于平穩(wěn)轉向時，轉向示意圖如圖7所示。

圖7 果園多功能動力底盤轉向示意圖 Fig.7 Schematic of steering of multifunctional dynamic chassis for orchard

由文獻[10]可知，最小轉向半徑Rmin為

(3)

最小轉向圓半徑Rymin為

(4)

式中L——果園多功能底盤軸距

M——左右轉向節(jié)主銷中心線與地面交點間距離

B——果園多功能底盤輪距

αmax——內輪最大偏轉角

果園多功能底盤在田間作業(yè)過程中，轉向通過性與轉向內側輪的轉彎半徑有關，設定最小轉彎半徑為內側轉向輪內側軌跡圓半徑，即

(5)

式中b——輪胎寬度

果園多功能動力底盤的軸距L為2 230 mm，左右轉向節(jié)主銷中心線與地面交點間距離M為865 mm，輪距B為1 120 mm，最大偏轉角αmax為28.82°，輪胎寬度b為165 mm，代入式(5)，求得最小轉彎半徑RZ為2.11 m。

2.2.2穩(wěn)定性能

果園多功能底盤在田間作業(yè)時，田間地況較復雜，需考慮整機的行駛穩(wěn)定性。以縱向穩(wěn)定性來衡量整機的行駛穩(wěn)定性能。當果園多功能底盤在制動狀態(tài)下停放在坡道上時，以不致產(chǎn)生翻傾、滑移的最大坡度角來評價果園多功能底盤的穩(wěn)定性[11]。當果園多功能底盤勻速上坡行駛時，忽略空氣阻力，上坡速度小，以輪胎為剛性體，如圖8a所示，建立力學平衡方程為

(6)

式中Ft1——土壤對前輪切向作用力

Ft2——土壤對后輪切向作用力

G——果園多功能底盤重力

αlim——上坡極限翻傾角

Fn1——土壤對前輪法向作用力

Fn2——土壤對后輪法向作用力

h——重心到地面的垂直高度

L1——重心到后橋軸心水平距離

圖8 果園多功能動力底盤縱向極限翻傾受力分析Fig.8 Force analysis of longitudinal limiting overturn of multifunctional dynamic chassis for orchard

當果園多功能底盤的前輪剛好不受土壤的反作用力時，即為上坡極限翻傾臨界狀態(tài)，則前輪的切向作用力Ft1=0，可得上坡極限翻傾角為

(7)

當果園多功能底盤勻速下坡行駛時，忽略空氣阻力，下坡速度小，以輪胎為剛性體，如圖8b所示，建立力學平衡方程為

(8)

當果園多功能底盤的后輪剛好不受土壤的反作用力時，即為下坡極限翻傾臨界狀態(tài)，則后輪的切向作用力Ft2=0，可得下坡極限翻傾角為

(9)

由式(7)、(9)可知，果園多功能動力底盤縱向極限翻傾角與重心位置有關，當重力作用線位于較低輪著地點上方時，果園多功能動力底盤可穩(wěn)定于坡上，不致發(fā)生翻傾。將果園多功能動力底盤的三維模型導入SolidWorks，得到重心到地面垂直高度h=643 mm，重心到后橋軸線水平距離L1=896 mm，代入式(7)、(9)可得上、下坡極限翻傾角為54.33°、64.27°，可以看出，果園多功能動力底盤具有較好的穩(wěn)定性。

2.2.3越埂性能

果園多功能底盤在田間作業(yè)時需要克服障礙越埂，此時速度較慢，可作為靜力學問題研究。假設輪胎為剛形體，當前輪越埂時受力分析如圖9所示。

圖9 果園多功能動力前輪越埂受力分析Fig.9 Force analysis of front wheel crossing of multifunctional dynamic chassis for orchard

建立前輪越埂力學平衡方程為

(10)

式中Fn3——土壤對前輪法向作用力

Fn4——土壤對后輪法向作用力

μ——附著系數(shù)

β——前輪與障礙夾角

L2——前橋軸線到重心距離

H1——前輪越埂高度

化簡式(10)得前輪越障高度為

(11)

后輪越埂時受力分析如圖10所示。

圖10 果園多功能動力底盤后輪越埂受力分析Fig.10 Force analysis of back wheel crossing of multifunctional dynamic chassis for orchard

建立后輪越埂力學平衡方程為

(12)

式中γ——后輪與障礙夾角

H2——后輪越埂高度

化簡式(12)得前輪越障高度為

(13)

查相關資料取μ=0.6，果園多功能底盤結構參數(shù)為L=2 230 mm、L1=896 mm、L2=1 334 mm、D=640 mm，代入式(11)、(13)中，計算得H1=H2=115.57 mm。果園多功能底盤為四輪驅動，前、后輪的越埂高度基本相同，在田間作業(yè)時，越埂時車輪緩慢爬行，越埂高度與車體中間位置的最低離地間隙等因素有關，可在后續(xù)田間試驗中測得。

3 車架有限元仿真分析

基于SolidWorks對車架進行三維建模，運用Workbench軟件對車架整體剛度及強度進行仿真分析，以指導樣機生產(chǎn)，保證車架具有承受多種工況下沖擊載荷的能力。為提高仿真的精度，更好地指導生產(chǎn)，對果園多功能底盤的車架進行了簡化處理，處理焊縫和機架主梁一體，不考慮焊接對車架材料的影響，忽略部分焊接件[12-15]。果園多功能動力底盤車架三維模型如圖11所示。

圖11 果園多功能動力底盤車架三維模型示意圖Fig.11 Schematic of 3D model of frame of multifunctional dynamic chassis for orchard

導入Workbench軟件，按65Mn材料特性進行設置，設定彈性模量210 GPa，屈服強度為785 MPa，泊松比為0.3，密度為7 810 kg/m3，并進行網(wǎng)格劃分；根據(jù)車架上的發(fā)動機、主變速箱、燃油箱、液壓油箱、散熱器、駕駛員等實際位置上載荷以面載荷方式施加相應載荷力，以滿載荷(藥箱滿藥)狀態(tài)極限工況設置加速度為10g，對滿載四輪著地狀態(tài)和滿載三輪著地狀態(tài)進行分析，滿載四輪著地應變和受力分析如圖12所示。

圖12 車架滿載四輪著地應變和受力分析 Fig.12 Strain and force analysis of frame with four-wheel landing

由圖12可以看出，在滿載四輪著地狀態(tài)下，車架的最大變形發(fā)生在中間橫梁部位，總變形量為5.08 mm，車架的最大等效彈性應變?yōu)?.003 5，車架的最大等效應力發(fā)生在前橋和車架鉸接處，為390.52 MPa；從結果可以看出，滿載四輪著地時，車架能夠滿足果園的田間作業(yè)要求。

當多功能底盤在田間作業(yè)時，會出現(xiàn)一輪懸空三輪著地的工況，因為前橋和車架是鉸接方式，所以前輪始終著地，后橋和車架是剛性連接，所以有一輪懸空狀態(tài)。當滿載狀態(tài)，對后橋一輪懸空狀態(tài)進行分析，滿載三輪著地應變和受力分析如圖13所示。

圖13 車架滿載三輪著地應變和受力分析 Fig.13 Strain and force analysis of frame with three-wheel landing

由圖13可看出，在滿載三輪著地狀態(tài)下，車架的最大變形發(fā)生在側梁部位，總變形量為20.74 mm，車架最大等效彈性應變?yōu)?.005 8，車架的最大等效應力發(fā)生在前橋和車架鉸接處，為805.46 MPa；滿載三輪著地極限工況下，車架處于扭曲狀態(tài)，車架側梁位移較大，但從車架實際尺寸以及材料屬性看，車架不會失效。最大等效應力發(fā)生在前橋鉸接處，前橋鉸接的橫梁為兩段橫梁，并有石墨銅套潤滑固定，鉸接軸直徑30 mm，所以鉸接強度足夠，不會發(fā)生失效。

基于Workbench分析結果，在極限滿載荷工況下，整車運行速度較快，加速度設置較大，得到的應變和應力分析圖，而田間正常作業(yè)時，多功能底盤工作速度較小，對于車架的沖擊會相對減小。仿真的結果分析對薄弱部位進行加固或改進設計，以及后續(xù)車架的優(yōu)化和輕量化研究等具有指導作用[16]。

4 田間試驗

2018年5月在北京市通州區(qū)于家務鄉(xiāng)西垡村櫻桃園試驗基地進行田間性能試驗，如圖14所示。

圖14 田間作業(yè)場景Fig.14 Field experiment

試驗時，環(huán)境溫度和試驗用液體的溫度在20～35℃之間。試驗儀器設備：卷尺、電子秤、臺秤、量杯、秒表、壓力計等。試驗介質：常溫下不含固體懸浮物的清水。

整機性能試驗按照Q/CP XDNZ0001—2018《ZN-604型果園自走式通用型動力底盤》試驗方法和果園通用型底盤作業(yè)裝備試驗大綱進行[17-20]。對多功能動力底盤樣機行駛速度、轉彎半徑、最大爬坡角和越埂高度等指標進行檢測。

(1)行駛速度：在干燥平坦的混凝土或瀝青路面測試，進行3次，每次行走50 m，調節(jié)調速旋鈕至速度最高，計算速度為

(14)

式中s——行走路程t——行走時間

(2)轉彎半徑：在干燥平坦的混凝土或瀝青路面測試，進行3次，以最低前進擋平穩(wěn)行駛，轉向盤處于左轉或右轉的極限位置時保持不變，行駛360°后駛出測試區(qū)，量取內側轉向輪胎內側軌跡圓半徑。

(3)越埂坡度：對果園田間道路、田埂坡度、田埂高度等進行試驗，以最低前進擋行駛平穩(wěn)翻越田埂，進行測量，采集越過的田埂數(shù)據(jù)。

對各項指標進行重復試驗3次，對數(shù)據(jù)進行人工處理取平均值，試驗結果如表4所示。

表4 田間試驗結果Tab.4 Results of field experiment

試驗結果表明，果園多功能動力底盤行駛速度為0～35 km/h，田間作業(yè)速度為1～6 km/h，最小轉彎半徑為2 m，最大爬坡角為24°，最大越埂高度為235 mm，田間試驗結果均能滿足設計要求，能夠掛接多種農具，能夠滿足果園的田間生產(chǎn)管理作業(yè)要求，提升了果園機械化生產(chǎn)管理作業(yè)水平。轉彎半徑試驗值較理論值小一些，誤差原因可能為人工調整輪胎轉向推桿誤差和輪胎轉向時向內側滑移。越埂高度與多功能底盤下傳動軸的高度有關，當前輪越過田埂，使傳動軸不碰到田埂為最大越埂高度。

5 結論

(1)結合標準化果園的種植模式和農藝要求，設計了一種果園多功能動力底盤，對底盤整機結構、工作原理和動力系統(tǒng)進行了設計。

(2)對車架結構進行了設計，對底盤性能進行了理論分析，理論分析結果表明：最小轉彎半徑約為2.11 m；上、下坡極限翻傾角分別為54.33°、64.27°；前、后輪的越埂高度為115.57 mm。

(3)對車架進行三維建模，利用Workbench軟件進行應變和應力分析。車架有限元仿真分析結果表明，在滿載四輪著地狀態(tài)下，車架的最大變形發(fā)生在中間橫梁部位，總變形量為5.08 mm，最大等效彈性應變?yōu)?.003 5，最大等效應力發(fā)生在前橋和車架鉸接處，為390.52 MPa；在滿載三輪著地狀態(tài)下，車架的最大變形發(fā)生在側梁部位，總變形量為20.74 mm，最大等效彈性應變?yōu)?.005 8，最大等效應力發(fā)生在前橋和車架鉸接處，為805.46 MPa。

(4)多功能動力底盤田間性能試驗結果表明，果園多功能動力底盤行駛速度為0～35 km/h，田間作業(yè)速度為1～6 km/h，最小轉彎半徑為2 m，最大爬坡角為24°，最大越埂高度為235 mm，可掛接多種農具，能夠滿足果園的田間生產(chǎn)管理作業(yè)要求。