呂攀 高巧明 糜澤榮 李宗鵬 羅悅洋

摘 要：針對現(xiàn)有甘蔗割鋪機存在轉(zhuǎn)彎半徑大、道路適應(yīng)能力差、難適應(yīng)丘陵地區(qū)地形等問題，采用麥弗遜懸架和前置液壓助力轉(zhuǎn)向相結(jié)合的方式，設(shè)計了一種具有高機動性的甘蔗割鋪機轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。為了適應(yīng)丘陵山地甘蔗收割作業(yè)條件，對傳統(tǒng)麥弗遜懸架進(jìn)行改造。在此基礎(chǔ)上，建立了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型，通過遺傳算法優(yōu)化轉(zhuǎn)向油缸在機架上的安裝位置，使其滿足阿克曼轉(zhuǎn)向。然后，根據(jù)Bekker理論以及Hegedus的推土阻力估算理論分析了輪胎受力情況，并計算了轉(zhuǎn)向力矩，為轉(zhuǎn)向油缸選型提供依據(jù)。試驗結(jié)果表明：甘蔗割鋪機滿足轉(zhuǎn)向設(shè)計要求，最小轉(zhuǎn)彎半徑為2.84 m；并且左前輪轉(zhuǎn)向角與右前輪轉(zhuǎn)向角的跟隨誤差均小于3.00°，試驗最大轉(zhuǎn)向跟隨誤差為2.77°，驗證了麥弗遜懸架在甘蔗割鋪機上的適用性及其設(shè)計的液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的實用性。

關(guān)鍵詞：甘蔗割鋪機；麥弗遜懸架；Bekker理論；Hegedus推土理論；數(shù)學(xué)模型；田間試驗

中圖分類號：U463.33；S225.53 DOI：10.16375/j.cnki.cn45-1395/t.2024.03.012

0 引言

食糖是一種重要戰(zhàn)略物資，主要原材料為甘蔗，我國甘蔗產(chǎn)量居世界第三位[1-2]。我國甘蔗生產(chǎn)機械化程度較低，甘蔗作業(yè)中勞動力最密集、勞動強度最大的收獲環(huán)節(jié)基本采用傳統(tǒng)的人工收割。近年來，隨著人力成本的上升，導(dǎo)致甘蔗種植增產(chǎn)不增收，收糖價與國外相比缺乏競爭力，嚴(yán)重制約了蔗糖產(chǎn)業(yè)的發(fā)展[3-5]。

廣西作為我國最大的糖料蔗和蔗糖的生產(chǎn)基地，在我國農(nóng)業(yè)經(jīng)濟(jì)發(fā)展中具有不可替代的地位[6]。廣西多以山地、丘陵地形為主，地形地貌復(fù)雜、土壤黏附嚴(yán)重、坡度大、地塊狹小且零碎分散等，國外研發(fā)的大型切斷式甘蔗收割機不能滿足廣西地形特點，有必要發(fā)展一種高機動性的小型整桿式甘蔗收割機[7]，其具有較小的轉(zhuǎn)彎半徑和良好的驅(qū)動性能，能夠適應(yīng)丘陵山地的作業(yè)條件。因此，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是丘陵山地小型甘蔗收割機設(shè)計的關(guān)鍵。目前，小型甘蔗收割機械大多采用履帶式的行走裝置。武濤等[8]設(shè)計了三角履帶式甘蔗收割機轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，黃漢東[9]設(shè)計了2條平履帶式微型甘蔗收獲機。但是，現(xiàn)有履帶式的甘蔗收獲機轉(zhuǎn)向系統(tǒng)成本高，在小地塊上機動性不足，而輪式甘蔗收獲機，如國內(nèi)S935甘蔗收獲機和國外的CASE A8000甘蔗收獲機都采用了雙置油缸驅(qū)動懸架油缸轉(zhuǎn)向[10]，其整機體積大，不適合我國丘陵地區(qū)的地形地貌。

針對上述問題，為適應(yīng)丘陵山區(qū)道路崎嶇、小塊分散的地貌，本文首次把汽車上的麥弗遜懸架引用到小型甘蔗收獲機械上，結(jié)合前置液壓助力轉(zhuǎn)向設(shè)計了一種輪式甘蔗收獲機械的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。為了便于收割甘蔗，該系統(tǒng)去除了傳統(tǒng)麥弗遜懸架的轉(zhuǎn)向橫拉桿，不能夠滿足阿克曼轉(zhuǎn)向的要求。因此，采用理論分析和軟件仿真手段，對麥弗遜懸架的安裝位置和液壓系統(tǒng)進(jìn)行了設(shè)計，研究了甘蔗割鋪機轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的運動特性。最后，以課題組研發(fā)的HL4GZ-1型甘蔗割鋪機為平臺，搭建轉(zhuǎn)向系統(tǒng)實車試驗平臺，驗證其所設(shè)計系統(tǒng)的穩(wěn)定性和準(zhǔn)確性。以期為小型甘蔗割鋪機的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計提供理論依據(jù)。

1 甘蔗割鋪機整機結(jié)構(gòu)與參數(shù)

甘蔗割鋪機主要組成和部分參數(shù)如圖1和表1所示。其中，車輪、麥弗遜懸架和車架構(gòu)成了該甘蔗割鋪機的行走系統(tǒng)主體，行駛系統(tǒng)采用前輪轉(zhuǎn)向、后輪驅(qū)動的行走方式。

2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計

2.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)構(gòu)型

麥弗遜懸架是汽車上應(yīng)用較廣泛的一種獨立懸架，它能使兩側(cè)車輪單獨運動而互不影響，獲得較小的轉(zhuǎn)彎半徑，不僅可以減少車架和車身的振動，消除轉(zhuǎn)向輪擺偏的現(xiàn)象，還能保證汽車在不平道路行駛時，所有車輪和地面保持良好的接觸，從而增大驅(qū)動力[11]。因此，本文采用麥弗遜懸架和前置液壓助力轉(zhuǎn)向相結(jié)合的方式設(shè)計甘蔗割鋪機轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，使其可以根據(jù)道路和作業(yè)環(huán)境實現(xiàn)快速和靈活轉(zhuǎn)向，并具有良好的驅(qū)動特性。為了便于甘蔗收獲作業(yè)，本文轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中去除了麥弗遜懸架的轉(zhuǎn)向橫拉桿，整個系統(tǒng)由下擺臂（NN1、NN2）、減震器（FB）、液壓助力系統(tǒng)（AC）、轉(zhuǎn)向拉桿（KT）、轉(zhuǎn)向軸臂（TC）組成，其單邊三維結(jié)構(gòu)及其單邊轉(zhuǎn)向原理圖如圖2所示。B為減震器上支點與車架相連，采用球頭鏈接；F為減震器下支點，與轉(zhuǎn)向節(jié)固結(jié)；N為下擺臂外接點，通過球頭與轉(zhuǎn)向節(jié)相連，下擺臂中N1為前端點、N2為后端點，N1、N2為轉(zhuǎn)動副，與車架相連，N3為簡化的轉(zhuǎn)動中心；轉(zhuǎn)向拉桿通過外接點K以球頭形式與轉(zhuǎn)向節(jié)相連；T為轉(zhuǎn)向拉桿內(nèi)接點，通過球頭與轉(zhuǎn)向軸臂TC相連；C為轉(zhuǎn)向軸臂外接點，通過鉸接與液壓助力系統(tǒng)AC相連；A為液壓助力系統(tǒng)的固定點與車架相連；Q為車輪中心，P為車輪外端面圓心，PQ為車輪寬度的一半。

2.2 轉(zhuǎn)向原理圖

前輪采用的轉(zhuǎn)向主要遵從的是阿克曼轉(zhuǎn)向原理，其前輪轉(zhuǎn)向原理理想關(guān)系示意圖如圖3所示。

在車輪無側(cè)滑的前提下轉(zhuǎn)向角需要滿足阿克曼轉(zhuǎn)向關(guān)系式，

[cotα-cotβ=SL]. （1）

通過式（1）可得內(nèi)側(cè)車輪轉(zhuǎn)角[β]隨著外側(cè)車輪轉(zhuǎn)角[α]變化的關(guān)系式，

[α=arccotSL+cotβ.] （2）

但是，由于去除了麥弗遜懸架的轉(zhuǎn)向橫拉桿，沒有轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)，不能滿足阿克曼轉(zhuǎn)向原理。因此，本文通過合理布置麥弗遜懸架的安裝位置，并設(shè)計布置液壓系統(tǒng)帶動麥弗遜懸架的轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行轉(zhuǎn)動，使其滿足阿克曼轉(zhuǎn)向。

為了避免運動干涉，需要確定車輪的最大轉(zhuǎn)向角。利用前輪轉(zhuǎn)向最小半徑計算公式進(jìn)行計算[12]，相同軸距下拖拉機的最小轉(zhuǎn)彎半徑不大于2.8 m[13]，即

[Rmin=Lcot βmax+S2]. （3）

計算可得最大轉(zhuǎn)向角[βmax]=44.1°，圓整后取最大轉(zhuǎn)向角為45.0°。

2.3 轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)建模與多體動力學(xué)分析

本文建立的轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)轉(zhuǎn)角關(guān)系模型如圖4所示。

甘蔗割鋪機在兩輪轉(zhuǎn)向時，由于左右前輪轉(zhuǎn)向液壓缸通過有桿腔串聯(lián)，如果忽略油液壓縮性和液壓缸泄露，則由圖4可以導(dǎo)出

[α=∠AOC-arccos OC2+OA2-2A1C1-OC2+OA2-2OC×OA×cos∠AOC+β22OC×OA]， （4）

[β=arccos O'C'2+O'A'2-2A'1C'1-O'C'2+O'A'2-2O'C'×O'A'×cos∠A'O'C'-α22O'C'×O'A'-∠A'O'C']， （5）

式中：OA（[O'A']）為轉(zhuǎn)向液壓缸缸筒與甘蔗割鋪機機架連接A（[A']）點與相應(yīng)轉(zhuǎn)向柱軸心[C]（[C']）點的距離；[OC]（[O'C][']）為轉(zhuǎn)向臂長度；[A1C1]（[A'1C'1]）為車輛直線行駛時轉(zhuǎn)向液壓缸缸筒鉸接點[A1]（[A'1]）與活塞桿鉸接點[C1]（[C'1]）的距離；[∠AOC]（[∠A'O']C[']）為車輛直線行駛時轉(zhuǎn)向液壓缸缸筒鉸接點A（A[']）和活塞桿鉸接點O（O[']）連線與轉(zhuǎn)向臂OC（O[']C[']）間的夾角。

由式（1）求得理論轉(zhuǎn)角[β']為

[β'=arccot cot α-SL]. （6）

為了確定油缸的最佳安裝點以及搖臂與活塞推桿的最佳初始安裝角度，使整個轉(zhuǎn)向系統(tǒng)滿足阿克曼轉(zhuǎn)向原理，采用遺傳算法進(jìn)行計算[14-19]。模型建立如下，

[x=（x1， x2）=（OA， ∠AOC），minf（x）=minmaxβ'i-βi，] （7）

式中：[β'i]為內(nèi)側(cè)車輪理論轉(zhuǎn)角；[βi]為內(nèi)側(cè)車輪實際轉(zhuǎn)角。

為保證轉(zhuǎn)向機構(gòu)的順利工作，必須滿足以下幾個約束條件：

1）機構(gòu)傳動角足夠大，即30°≤[x2]≤120°；

2）考慮機構(gòu)干涉，需滿足540 mm≤[x1]≤610 mm。

選取OC=190 mm，采用上述優(yōu)化算法得到優(yōu)化結(jié)果[x1]=601.522 6 mm、[x2]=75.789 1°。根據(jù)此優(yōu)化結(jié)果，由式（5）和式（6）算得內(nèi)側(cè)車輪的實際轉(zhuǎn)角和理論轉(zhuǎn)角。

為衡量實際與理想特性曲線的接近程度，對內(nèi)側(cè)車輪轉(zhuǎn)角和實際車輪轉(zhuǎn)角偏差進(jìn)行求標(biāo)準(zhǔn)差[σ][']，

[σ'=1ji=1j（β'i-βi）2]? ， （8）

式中：j為所取的點數(shù)。

通常，當(dāng)[σ]['] <2.5°可認(rèn)為滿足無側(cè)滑條件[11]。圖5為理論轉(zhuǎn)角與實際轉(zhuǎn)角偏差曲線圖，由圖中可以看出，在轉(zhuǎn)向角度為25°以下時，[σ'] <2.5°滿足無側(cè)滑條件，當(dāng)轉(zhuǎn)向角度在25°～45°時，[σ]['] <10°。由于甘蔗割鋪機的工作環(huán)境為松軟土地，且為低速工作，其輕微側(cè)滑會被土壤克服。因此，可以認(rèn)為在0°～45°，即所設(shè)計的轉(zhuǎn)向范圍內(nèi)均滿足設(shè)計要求。

3 液壓系統(tǒng)設(shè)計

由于甘蔗割鋪機沒有采用轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)，故通過布置前置液壓系統(tǒng)使其完成阿克曼轉(zhuǎn)向。

3.1 液壓系統(tǒng)原理

甘蔗割鋪機全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)由方向盤、轉(zhuǎn)向柱、全液壓轉(zhuǎn)向器、油泵，優(yōu)先閥、轉(zhuǎn)向油缸等元件組成，結(jié)構(gòu)如圖6所示。

[1][2][3][4][6][5][L][R][LS][T][P][CF][EF][P][T]

1—前輪左轉(zhuǎn)向油缸；2—全液壓轉(zhuǎn)向器；3—優(yōu)先閥；4—定量泵；5—前輪右轉(zhuǎn)向油缸；6—回油過濾器。

圖6 液壓原理圖

當(dāng)全液壓轉(zhuǎn)向器處于三位七通比例閥中立位置時，甘蔗割鋪機以直線或某特定偏角進(jìn)行。全液壓轉(zhuǎn)向器通過定差減壓閥工作，信號油路和優(yōu)先閥中溢流閥相連，進(jìn)而連接油箱；優(yōu)先閥彈簧處于正常收縮狀態(tài)，二位二通閥左側(cè)閥位工作，從液壓泵中過來的液壓油通過節(jié)流閥通過一小部分來維持轉(zhuǎn)向器所需要的液壓油，剩下的全部油供給了甘蔗割鋪機的其他系統(tǒng)，以達(dá)到節(jié)能效果。

當(dāng)全液壓轉(zhuǎn)向器的三位七通比例閥左側(cè)位通時，甘蔗割鋪機開始向右進(jìn)行轉(zhuǎn)向，前輪左轉(zhuǎn)向油缸無桿腔進(jìn)油，前輪右轉(zhuǎn)向油缸有桿腔進(jìn)油。操作人員通過方向盤控制計量馬達(dá)和三位七通比例閥，傳遞信號給信號油路（LS），使其優(yōu)先閥中二位二通閥右側(cè)位通，從液壓泵中過來的液壓油全部用來提供轉(zhuǎn)向器所需要的液壓油，液壓油通過三位七通比例閥下方第一個口，經(jīng)過可調(diào)節(jié)流閥通過下方第三個口流進(jìn)計量馬達(dá)，通過計量馬達(dá)進(jìn)行流量控制后通過下方第二個口流進(jìn)前輪左轉(zhuǎn)向油缸無桿腔，進(jìn)而使前輪左轉(zhuǎn)向油缸有桿腔和前輪右轉(zhuǎn)向油缸有桿腔進(jìn)行運動，前輪右轉(zhuǎn)向油缸無桿腔通過下方第五個口把液壓油流進(jìn)油箱，通過下方第4個口連接信號油路，通過定差減壓閥把信號油路和回油路連接，來達(dá)到調(diào)控信號油路壓力的作用。當(dāng)司機通過方向盤控制計量馬達(dá)進(jìn)行回正，或者左轉(zhuǎn)時，信號油路給優(yōu)先閥一個信號進(jìn)行控制，重復(fù)上述動作亦可。

3.2 車輪的力學(xué)分析

轉(zhuǎn)向油缸元件是液壓系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，而它的選型主要取決于輪胎的受力。但是，廣西土壤多為紅土壤，在作業(yè)時會產(chǎn)生較大的沉降，不能直接套用普通的土壤模型。因此，本文充分考慮廣西土壤的特性，結(jié)合Bekker地面力學(xué)理論和Hegedus推土阻力估算理論[20-22]，通過車輪-土壤模型準(zhǔn)確計算甘蔗割鋪機作業(yè)時的阻力，為液壓系統(tǒng)元件的設(shè)計提供依據(jù)。

由于土質(zhì)非常松軟，把輪胎簡化為剛體，根據(jù)Bekker地面力學(xué)理論，滾動車輪在轉(zhuǎn)向時壓力模型如圖7所示。輪胎的前進(jìn)方向為x軸，切向為y軸，垂直方向為z軸，原點設(shè)在輪胎平面與輪胎旋轉(zhuǎn)軸線的交點上，坐標(biāo)系隨著輪胎的轉(zhuǎn)向旋轉(zhuǎn)，但是不隨著輪胎的滾動旋轉(zhuǎn)。甘蔗割鋪機在水平松軟土壤上作業(yè)時，對其轉(zhuǎn)向產(chǎn)生顯著影響的阻力主要有推土阻力和壓實阻力，因此，選取右轉(zhuǎn)過程中處于最大轉(zhuǎn)向角度45°時的工況計算上述2種阻力。圖中[ω]是車輪角速度；Vx是車輪質(zhì)心速度在x方向的分量；[Fx]是前進(jìn)阻力；[θ]是一個狀態(tài)量，代表車輪和土壤接觸時的任意角度；[θm]是輪胎的特定角度，在輪緣的這一點上壓力達(dá)到最大值；σ [（θ）]是土壤剪切面的法向應(yīng)力，即正應(yīng)力；[τx（θ）]是土壤的抗剪切強度；h是土壤垂直變形（車輪淪陷深度）；[Fy]是側(cè)向力；[τy（θ）]是土壤的抗剪切強度；V是車輪質(zhì)心速度；Vy是車輪質(zhì)心速度在y方向的分量。

剛性輪胎在松軟土壤上的沉降可以表示為[12]

[h=3Qcosαib（3-n）kcb+kφD22n+1]， （9）

式中：Q為作用在支重輪上的載荷（車輛的質(zhì)量）；[n]為表示土壤特性的變形指數(shù)；[kc]為土壤黏聚力模量；[kφ]為土壤摩擦模量；D為車輪直徑；[αi]為地面的坡度，本文中取0。

輪子與土壤的接觸角如下，

[θf=arccos （1-h/r）] ， （10）

式中：r為輪胎半徑。

土壤剪切面上的法向應(yīng)力[σ（θ）]為

[σθ=rnkcb+kφcosθ-cosθfn ， θm≤θ<θf ，rnkcb+kφcosθf 1-θθm+θ-cosθfn ， 0≤θ<θm.]（11）

土壤的抗剪切強度[τxθ]和[τyθ]為[23]

[τxθ=c+σ（θ）tan?[1-e﹣jx（θ）/kx]] ， （12）

[τyθ=c+σ（θ）tan?[1-e﹣jy（θ）/ky]] ， （13）

式中：c為土壤內(nèi)聚力；[?]為土壤的內(nèi)摩擦角；[kx、ky]為土壤剪切模量；[jx、jy]為土壤的變形[24-25]。

結(jié)合式（9）—式（13），前進(jìn)阻力[Fx]表示為[26]

[Fx=rb0θfτxθcosθ-σ（θ）sinθdθ]. （14）

根據(jù)Hegedus推土阻力估算理論，破壞區(qū)域的分界線可以被假設(shè)成線性曲線，擋板單元寬度所產(chǎn)生的推土阻力可以表示為

[Rb=D1c?h+D2?ρd?h22，] （15）

[D1Xc， ?=cotXc+tan （Xc+?）]， （16）

[D2Xc， ?=cotXc+cot2Xc/cot ?]， （17）

式中：[ρd]為土壤的密度；[Xc]為破壞角。

根據(jù)Bekker理論，破壞角可以近似地通過下式計算：

[Xc=45°-?/2.] （18）

在輪胎做轉(zhuǎn)向運動時，側(cè)向力[Fy]可以表示為[27]

[Fy=0θfrb?τyθ+Rb?（r-hcosθ）dθ.] （19）

將土壤的抗剪切強度、擋板單元寬度所產(chǎn)生的推土阻力等參數(shù)代入式（19）后即可算出側(cè)向力[Fy]。在計算出[Fx、Fy]后，即可求出水平面內(nèi)作用在輪胎中心的合力[Fe]，

[F2e=F2x+F2y]. （20）

根據(jù)廣西土壤的特點，確定計算中所需參數(shù)值，如表2所示，將其代入式（20）即可計算輪胎中心的合力。

油缸推動車輪進(jìn)行轉(zhuǎn)向時，其簡化的轉(zhuǎn)向機構(gòu)受力如圖8所示。原點設(shè)定在下擺臂外接點與輪胎旋轉(zhuǎn)軸線交點，輪胎平面與輪胎旋轉(zhuǎn)軸交點為Q，即輪胎中心，其中[Fe]是[Fx、Fy]在水平面的合力，[Fx]為割鋪機轉(zhuǎn)向時需要克服的前進(jìn)阻力，[Fy]為割鋪機轉(zhuǎn)向時需要克服的側(cè)向力，其在水平面內(nèi)的夾角為m。

在搖臂轉(zhuǎn)向角為0°時，減震器后傾角[τ]為0°，KT為轉(zhuǎn)向節(jié)連接桿，TOC為轉(zhuǎn)向搖臂，AC為液壓油缸。在轉(zhuǎn)向角度[α=45°]時，其轉(zhuǎn)向阻力矩達(dá)到了最大值。設(shè)[∠ACO=g]，[∠OTK=u]，[∠TKN=v]，AC處液壓缸所要產(chǎn)生的推力為[FAC]，其方向沿液壓缸AC方向，則其對轉(zhuǎn)向搖臂產(chǎn)生的力矩為[TO]，可以表示為

[TO=FACcosg-90°?OC.] （21）

轉(zhuǎn)向搖臂對桿KT產(chǎn)生的力[FKT]為

[FKT=TO?cos（90°-u）OT]. （22）

由圖8可以看出，只有當(dāng)[FKT]針對N點處的力矩大于等于輪胎對N點的轉(zhuǎn)向阻力矩[Tk]，才能推動甘蔗割鋪機轉(zhuǎn)向，即

[Fel?QN=FKTcos （v-90°）?NK]， （23）

式中：[Fel]是[Fe]在輪胎平面的投影。

根據(jù)轉(zhuǎn)向機構(gòu)結(jié)構(gòu)尺寸和作業(yè)時的輪胎阻力，可算出轉(zhuǎn)向油缸原地轉(zhuǎn)向是受力最大值?？紤]到安全系數(shù)及行駛過程中的穩(wěn)定性，油缸選用內(nèi)徑為28 mm，公稱壓力為31 000 N的液壓油缸，經(jīng)試驗證明在轉(zhuǎn)向過程中的駕駛員主觀感覺比較平穩(wěn)。

4 實車試驗

4.1 實車試驗平臺的搭建

為驗證分析甘蔗割鋪機轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能，搭建了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)試驗平臺，采用GB/T 3871.5—2006農(nóng)業(yè)拖拉機試驗規(guī)程進(jìn)行測試，在輪距為1 200 mm時，最小轉(zhuǎn)向圓半徑為2.84 m，地面無明顯的輪胎側(cè)向刮蹭痕跡，綜上所述，轉(zhuǎn)向機構(gòu)符合整車使用要求，實物圖及試驗現(xiàn)場如圖9所示。

4.2 田間試驗

讓甘蔗割鋪機以3 km/h的速度行駛在試驗場地，讓駕駛員開始進(jìn)行向右轉(zhuǎn)向，利用位移傳感器實時采集轉(zhuǎn)向液壓缸位移變化量，以外側(cè)車輪轉(zhuǎn)角為橫坐標(biāo)，內(nèi)側(cè)車輪轉(zhuǎn)角為縱坐標(biāo)，經(jīng)過式（4）、式（5）轉(zhuǎn)換得到甘蔗割鋪機前輪液壓缸位移轉(zhuǎn)向試驗伴隨角度曲線，如圖10所示。

[60][50][40][30][20][10][內(nèi)側(cè)車輪轉(zhuǎn)角/（°）][0][5][10][15][20][25][30][35][40][45][外側(cè)車輪轉(zhuǎn)角/（°）][理論內(nèi)側(cè)車輪轉(zhuǎn)角][實際內(nèi)側(cè)車輪轉(zhuǎn)角][試驗內(nèi)側(cè)車輪轉(zhuǎn)角]

圖10 試驗伴隨角度曲線

由圖10可知，甘蔗割鋪機在田間進(jìn)行轉(zhuǎn)向過程中，實際外側(cè)車輪轉(zhuǎn)向角為38.00°時，實際內(nèi)側(cè)轉(zhuǎn)角和試驗內(nèi)側(cè)轉(zhuǎn)角的最大誤差為2.77°，內(nèi)輪轉(zhuǎn)角和外輪轉(zhuǎn)角轉(zhuǎn)向偏差和理論計算值誤差均保持在[0°～3.00°]范圍之內(nèi)，通過田間試驗可以證明本文所設(shè)計的甘蔗割鋪機轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可以滿足甘蔗小地塊作業(yè)中進(jìn)行小半徑轉(zhuǎn)向需求。

5 結(jié)論

1）引入麥弗遜懸架和雙置獨立油缸全液壓助力轉(zhuǎn)向相結(jié)合的方式，設(shè)計了一種適用于丘陵山地小地塊甘蔗割鋪機的轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)。建立了轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)的數(shù)學(xué)模型，采用遺傳算法計算了左右轉(zhuǎn)向油缸的安裝關(guān)系，使其在轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)的條件下滿足阿克曼轉(zhuǎn)向。

2）設(shè)計了甘蔗割鋪機轉(zhuǎn)向機構(gòu)的前置液壓系統(tǒng)，并利用Bekker地面力學(xué)理論、Hegedus推土阻力算出輪胎處于最大轉(zhuǎn)向角時轉(zhuǎn)向油缸的受力，為轉(zhuǎn)向油缸的選擇提供了可靠的依據(jù)。

3）通過試驗結(jié)果表明：甘蔗割鋪機滿足轉(zhuǎn)向設(shè)計要求，最小轉(zhuǎn)彎半徑為2.84 m，滿足阿克曼轉(zhuǎn)向；并且左前輪轉(zhuǎn)向角與右前輪轉(zhuǎn)向角的跟隨誤差均小于3.00°，試驗最大轉(zhuǎn)向跟隨誤差為2.77°，驗證了麥弗遜懸架在甘蔗割鋪機上的適用性及其設(shè)計的液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的實用性。

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Design and experiment of steering system for sugarcane harvester based on MacPherson suspension

LYU Pan， GAO Qiaoming*， MI Zerong， LI Zongpeng， LUO Yueyang

（Innovation Research Center for Hilly and Mountainous Farming Mechanization and Intelligent Equipment （Guangxi University of Science and Technology）， Liuzhou 545616， China）

Abstract： There exist the problems for the sugarcane harvester， such as large turning radius， poor adaptability to the hilly road and terrain. To improve the efficiency of the sugarcane harvester， a steering system of sugarcane harvester was proposed by combining MacPherson suspension with front hydraulic power steering. The traditional MacPherson suspension was modified to adapt to the working conditions of sugarcane harvesting in hilly areas. On this basis， the mathematical model of steering system was established， and the installation position of steering cylinder on the suspension was optimized with genetic algorithm to meet the Ackerman steering. Then， according to Bekker theory and Hegedus bulldozing resistance estimation theory， the tire stress was analyzed and the steering torque was calculated， which provided a basis for the selection of steering cylinder. The test results showed that the sugarcane harvester met the design requirements of the steering， with the minimum turning radius 2.84 m， the following errors of steering angles of both the left front wheel? and the right front wheel less than 3.00°， and the maximum steering following error 2.77°. The research verifies the applicability of the MacPherson suspension to the sugarcane harvester and the practicability of the proposed hydraulic power steering system.

Keywords： sugarcane harvester; MacPherson suspension; Bekker theory; Hegedus bulldozing theory; mathematical model; field experiment

（責(zé)任編輯：于艷霞）

收稿日期：2023-07-31；修回日期：2023-09-04

基金項目：中央引導(dǎo)地方科技發(fā)展資金項目（桂科ZY22096023）資助

第一作者：呂攀，在讀碩士研究生

*通信作者：高巧明，博士，正高級工程師，研究方向：丘陵山地農(nóng)業(yè)機械化關(guān)鍵技術(shù)與裝備研究，E-mail：walkergao@163.com