賈瑞匣，張 千，李保謙，琚愛云

自走式塊莖挖掘車液壓轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)優(yōu)化分析

賈瑞匣1，張 千1，李保謙2，琚愛云3

(1.鄭州工業(yè)應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院，鄭州 451100；2.河南農(nóng)業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，鄭州 450000；3. 鄭州理工職業(yè)學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院，鄭州 450000)

為滿足自走式塊莖挖掘車的轉(zhuǎn)向要求，設(shè)計(jì)了一種自走式塊莖挖掘車的液壓五桿轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。通過建立自走式塊莖挖掘車前輪液壓缸轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的力學(xué)模型，得到了液壓缸推力F2與轉(zhuǎn)臂夾角β、力矩M及五桿垂直距離Lx之間的關(guān)系。采用ADAMS軟件對(duì)前輪液壓轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，分析了自走式塊莖挖掘車左右轉(zhuǎn)向時(shí)液壓缸的行程及液壓缸的受力情況，并以設(shè)計(jì)數(shù)值為參考優(yōu)化了塊莖挖掘車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)布置。優(yōu)化結(jié)果為自走式塊莖挖掘車前輪全液壓轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)提供了參考依據(jù)。

自走式塊莖挖掘車；液壓轉(zhuǎn)向；力學(xué)模型；優(yōu)化

0 引言

馬鈴薯、甘薯、芋頭等塊莖類植株是我國(guó)重要的經(jīng)濟(jì)作物，其獨(dú)特的口味與經(jīng)濟(jì)價(jià)值深受廣大農(nóng)民的歡迎。目前，我國(guó)塊莖類作物收獲機(jī)械化水平正逐年提高，近年來全國(guó)各地均有產(chǎn)品推出。為此，基于自走式塊莖挖掘車整體結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)了液壓轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)的合理性直接影響車輛的安全性、操作性等性能[1-2]。由阿克曼提出的平行連桿式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)向理論奠定了汽車四輪轉(zhuǎn)向的基礎(chǔ)。隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，車輛轉(zhuǎn)向方式先后經(jīng)歷了機(jī)械式轉(zhuǎn)向、液壓助力式轉(zhuǎn)向、電控液壓動(dòng)力式轉(zhuǎn)向及電動(dòng)助力式轉(zhuǎn)向等過程[3-7]。隨著液壓技術(shù)在農(nóng)用作業(yè)車輛上的應(yīng)用，使得全液壓轉(zhuǎn)向在田間作業(yè)車輛上的應(yīng)用成為一種趨勢(shì)。本文設(shè)計(jì)了自走式塊莖類作物果實(shí)挖掘車的全液壓五桿轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，建立了力學(xué)模型，并通過對(duì)力學(xué)模型的分析計(jì)算，得到了液壓缸推力F2與轉(zhuǎn)臂夾角β、力矩M及五桿垂直距離Lx(x=1～5)之間的關(guān)系。采用虛擬樣機(jī)動(dòng)力學(xué)分析軟件ADAMS對(duì)前輪液壓轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，優(yōu)化結(jié)果為自走式塊莖挖掘車前輪全液壓轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)提供了參考依據(jù)。

1 自走式塊莖挖掘車整體結(jié)構(gòu)

自走式塊莖挖掘車是針對(duì)馬鈴薯、甘薯、芋頭等塊莖類植株收獲作業(yè)而設(shè)計(jì)的一種液壓前輪驅(qū)動(dòng)的四輪田間作業(yè)車。自走式塊莖挖掘車主要由四輪方形車架、中置動(dòng)力系統(tǒng)、全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、振動(dòng)篩選作業(yè)部分及駕駛室總成部分組成。其中，全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和內(nèi)置振動(dòng)去土部分是自走式塊莖挖掘車結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的核心部分，整車結(jié)構(gòu)如圖1所示。

1.駕駛室 2.柴油機(jī) 3.液壓油箱 4.柱塞泵 5.液壓閥塊 6.工作泵 7.柴油箱 8.轉(zhuǎn)向軸與輪轂盤 9.導(dǎo)流板 10.振動(dòng)篩提升軸承座 11.減震總成 12.行駛馬達(dá) 13.工作馬達(dá) 14.入土器 15.振動(dòng)篩提升液壓缸 16.振動(dòng)篩 17.振動(dòng)篩傳動(dòng)鏈 18.振動(dòng)篩傳動(dòng)鏈 19.全液壓轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)圖1 塊莖挖掘車結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure of self-propelled tubers excavator

挖掘車采用了前輪全液壓驅(qū)動(dòng)牽引后輪的行走形式，能夠?qū)崿F(xiàn)無級(jí)變速，加速?zèng)_擊小，動(dòng)力性能好。兩輪驅(qū)動(dòng)兩輪牽引的結(jié)構(gòu)形式減少了液壓馬達(dá)的工作負(fù)荷，不僅降低了塊莖挖掘車的生產(chǎn)成本，也提升了塊莖挖掘車的作業(yè)行駛性能。液壓塊莖挖掘車在轉(zhuǎn)向上采用了全液壓的轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)， 轉(zhuǎn)向時(shí)相對(duì)于機(jī)械轉(zhuǎn)向具有無噪音、轉(zhuǎn)向平穩(wěn)且滯后時(shí)間短等諸多優(yōu)點(diǎn)。駕駛室放置于挖掘車前部，柴油機(jī)、行駛泵、工作泵、柴油箱、液壓油箱等動(dòng)力裝置放置于塊莖挖掘車后部的車架上，這樣緊湊型的布局可省去較多復(fù)雜的機(jī)械結(jié)構(gòu)，也可使重心處于塊莖挖掘車的中部位置，增大了挖掘車的行駛穩(wěn)定性[8-9]。塊莖挖掘車的振動(dòng)篩結(jié)構(gòu)通過振動(dòng)篩轉(zhuǎn)動(dòng)軸軸承座及振動(dòng)篩提升液壓缸內(nèi)置于作業(yè)車內(nèi)部，整體結(jié)構(gòu)采用了轉(zhuǎn)動(dòng)可調(diào)節(jié)的形式，可以根據(jù)作物種植模式、深度等實(shí)際的作業(yè)情況通過振動(dòng)篩提升液壓缸來調(diào)整振動(dòng)篩選裝置上入土器的入土作業(yè)角度和作業(yè)深度，進(jìn)而提高車輛的作業(yè)效果。

2 全液壓轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)

2.1 全液壓轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

塊莖挖掘車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)是挖掘車結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中的重點(diǎn)，因?yàn)檗D(zhuǎn)向性能的好壞直接影響車輛的穩(wěn)定性及可操作性。塊莖挖掘車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用液壓缸推動(dòng)五桿機(jī)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)，其結(jié)構(gòu)如圖2所示。

1 .車架 2.轉(zhuǎn)向節(jié)臂 3.轉(zhuǎn)向油缸 4.轉(zhuǎn)向橫拉桿 5.轉(zhuǎn)向搖臂 6.油缸鉸支架圖2 塊莖挖掘車全液壓轉(zhuǎn)向結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Sketch map of full hydraulic steering structure of

self-propelled tubers excavator

首先轉(zhuǎn)向節(jié)臂鉸接在塊莖挖掘車車架上，轉(zhuǎn)向節(jié)臂由液壓缸伸縮運(yùn)動(dòng)帶動(dòng)進(jìn)行偏轉(zhuǎn)實(shí)現(xiàn)挖掘車的轉(zhuǎn)向作業(yè)；液壓缸鉸接在挖掘車油缸鉸支架上，挖掘車油缸鉸支架則是焊接在作業(yè)車車架上，轉(zhuǎn)向搖臂分別和兩個(gè)液壓缸及挖掘車油缸鉸支架進(jìn)行鉸接，整體結(jié)構(gòu)形成了液壓轉(zhuǎn)向五桿機(jī)構(gòu)。在這種轉(zhuǎn)向形式中，液壓轉(zhuǎn)向油缸推動(dòng)的轉(zhuǎn)向節(jié)臂進(jìn)行轉(zhuǎn)動(dòng)，進(jìn)而車輪轉(zhuǎn)動(dòng)角度發(fā)生變化。五桿轉(zhuǎn)向的結(jié)構(gòu)可減小由液壓缸的作用臂長(zhǎng)發(fā)生變動(dòng)時(shí)液壓缸因?yàn)槭艿經(jīng)_擊而形成的上下波動(dòng)，使得液壓系統(tǒng)組件的選取與配置變得簡(jiǎn)單，該結(jié)構(gòu)在一定程度上增加了液壓缸的使用壽命。

2.2 液壓轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)力學(xué)模型的建立

為了實(shí)現(xiàn)挖掘車轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的力學(xué)仿真分析,建立了挖掘車轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的靜態(tài)力學(xué)模型，如圖3所示。

圖3中：L1、L2、L5為轉(zhuǎn)向時(shí)轉(zhuǎn)向點(diǎn)到轉(zhuǎn)向搖臂的垂直距離(m)；R為轉(zhuǎn)向臂的長(zhǎng)度(m)；β為挖掘車轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向臂之間的夾角(rad)，F(xiàn)2為液壓桿推力(N)。

圖3 塊莖挖掘車轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)模型Fig.3 Steering drive mechanism model of self-propelled tubers excavator

挖掘車前輪轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中，轉(zhuǎn)臂長(zhǎng)度為R，挖掘車轉(zhuǎn)向時(shí)轉(zhuǎn)向點(diǎn)到轉(zhuǎn)向搖臂的距離為L(zhǎng)1，當(dāng)轉(zhuǎn)向到挖掘車轉(zhuǎn)向搖臂和轉(zhuǎn)向臂之間的夾角為β時(shí)，此時(shí)液壓缸上受到的力為F2，即

(1)

其在轉(zhuǎn)向過程中，以轉(zhuǎn)向阻力距為不變量，根據(jù)圖3可知

M=FR

(2)

此時(shí)有

(3)

式中Ga—前輪輪胎的分配重量，Ga=1×103×9.8N=9800N，故一個(gè)輪胎上的阻力約為4900N；

B—前輪的寬度，B=254mm；

μ—地面摩擦阻力因數(shù)。

經(jīng)查表，車輛的地面附著系數(shù)最大值為0.74，考慮挖掘車的特殊情況，故附著系數(shù)取0.74。地面摩擦阻力因數(shù)取附著系數(shù)的80%，則μ=0.74×0.8=0.592，得阻力矩M=184.2N·m。

由公式可以得出前輪轉(zhuǎn)向角a與轉(zhuǎn)向液壓缸長(zhǎng)度變化L1的關(guān)系，得出轉(zhuǎn)向阻力距M=184.2N·m。

3 全液壓轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的仿真與優(yōu)化設(shè)計(jì)

為研究塊莖挖掘車全液壓轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，運(yùn)用機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)軟件ADAMS進(jìn)行仿真模擬[11]。為了便于將轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)模型導(dǎo)入中ADAMS中進(jìn)行仿真和優(yōu)化的操作，只保留關(guān)鍵零件，并在SolidWorks軟件中調(diào)整轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)三維模型坐標(biāo)系，然后將模型文件另存“Parasolid(*.x_t)”格式文件[12-13]，建立的仿真模型如圖4所示。

圖4 自走式塊莖挖掘車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)仿真模型Fig.4 Simulation model of steering system for self-propelled

tubers excavator

在塊莖挖掘車前輪加入上式所得的阻力距為184.2N·m，并在轉(zhuǎn)向油缸上添加傳感器函數(shù)使得轉(zhuǎn)向角度不超過30°進(jìn)行仿真；待仿真停止后，在ADAMS/PostProcessor后處理模塊中繪制仿真曲線。為了增強(qiáng)結(jié)果圖形的可讀性，改變曲線圖的表達(dá)方式，添加附注等來表達(dá)結(jié)果，如圖5～圖10所示。

圖5 內(nèi)側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)臂轉(zhuǎn)角變化曲線Fig.5 Angle change curve of steering knuckle arm

圖6 外側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)臂轉(zhuǎn)角變化曲線Fig.6 Angle change curve of lateral steering knuckle arm

圖7 內(nèi)側(cè)轉(zhuǎn)向液壓缸負(fù)載變化曲線Fig.7 Load change curve of steering hydraulic cylinder

圖8 外側(cè)轉(zhuǎn)向液壓缸負(fù)載變化曲線Fig.8 Load change curve of lateral steering hydraulic cylinder

圖9 內(nèi)側(cè)液壓缸活塞桿位移變化曲線Fig.9 Displacement curve of piston rod of inner cylinder

圖10 外側(cè)液壓缸位活塞桿位移變化曲線Fig.10 Displacement curve of the piston rod of the lateral

displacement of the cylinder

由圖5～圖10可知：內(nèi)側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)臂轉(zhuǎn)動(dòng)角度為30°，外側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)臂轉(zhuǎn)動(dòng)角度24.5°，小于內(nèi)側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)臂轉(zhuǎn)動(dòng)角度；內(nèi)側(cè)轉(zhuǎn)向液壓缸負(fù)載隨內(nèi)側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)臂轉(zhuǎn)動(dòng)角度的增加而增大，外側(cè)轉(zhuǎn)向液壓缸負(fù)載隨外側(cè)轉(zhuǎn)向節(jié)臂轉(zhuǎn)動(dòng)角度的增加而減??；內(nèi)側(cè)液壓缸活塞桿位移為90mm，外側(cè)液壓缸位活塞桿位移為68mm。挖掘車轉(zhuǎn)向時(shí)，內(nèi)側(cè)車輪阻力矩增大時(shí)，內(nèi)側(cè)有桿腔油缸驅(qū)動(dòng)力不足，需外側(cè)無桿腔通過轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)傳導(dǎo)動(dòng)力，因傳動(dòng)效率造成動(dòng)力損耗。為了減小轉(zhuǎn)向過程中內(nèi)外側(cè)液壓缸負(fù)載，需對(duì)模型進(jìn)行優(yōu)化。在ADAMS軟件中建立擺環(huán)機(jī)構(gòu)的模型，根據(jù)分析需要確定相關(guān)的關(guān)鍵變量，建立角度測(cè)量和傳感器，設(shè)置仿真時(shí)間為0.3s，仿真步數(shù)為10 000步。

本文采用參數(shù)化點(diǎn)坐標(biāo)的方式，定義油缸與轉(zhuǎn)向搖臂之間鉸點(diǎn)的X、Y坐標(biāo)為設(shè)計(jì)變量。以液壓缸受力為優(yōu)化目標(biāo)，兩個(gè)鉸接點(diǎn)坐標(biāo)的變量化如表1所示，各設(shè)計(jì)變量取值情況如表2所示。

表1 鉸接點(diǎn)坐標(biāo)的變量化

表2 設(shè)計(jì)變量取值

在仿真結(jié)束后，參數(shù)信息如圖11～圖14所示。在ADAMS/PostProcessor后處理模塊中繪制設(shè)計(jì)變量和參數(shù)響應(yīng)變化趨勢(shì)。

在優(yōu)化設(shè)計(jì)過程中進(jìn)行了9次試驗(yàn)，內(nèi)側(cè)液壓缸最大負(fù)載隨著設(shè)計(jì)變量DV_1值的增大而減小，隨設(shè)計(jì)變量DV_2值的增大而增大。當(dāng)設(shè)計(jì)變量DV_1值為90mm、設(shè)計(jì)變量DV_2值為-110mm時(shí)，液壓缸最大負(fù)載值最小，為1 707.8N，比初始值減小了42N。設(shè)計(jì)變量的最終取值如表3所示。

圖11 試驗(yàn)設(shè)計(jì)過程曲線Fig.11 Test design process curve

圖12 設(shè)計(jì)變量DV_1變化趨勢(shì)Fig.12 Design variable DV_1 change trend

圖13 設(shè)計(jì)變量DV_2變化趨勢(shì)Fig.13 Design variable DV_2 change trend

圖14 響應(yīng)參數(shù)曲線Fig.14 Response parameter curve表3 優(yōu)化后設(shè)計(jì)變量的取值Table 3 The value of design variables after optimization

序號(hào)變量名優(yōu)化后取值/mm1DV_1902DV_2-110

4 結(jié)論

1)對(duì)自走式塊莖挖掘車的整體結(jié)構(gòu)進(jìn)行了介紹，在塊莖挖掘車的基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)了挖掘車前輪液壓轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，采用了轉(zhuǎn)向五桿機(jī)構(gòu)的連接形式。全液壓轉(zhuǎn)向的應(yīng)用減輕了駕駛員的勞動(dòng)強(qiáng)度，滿足了全地形挖掘車的轉(zhuǎn)向要求。

2)對(duì)自走式塊莖挖掘車前輪全液壓轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行了結(jié)構(gòu)參數(shù)化分析及優(yōu)化，得到了液壓缸推力F2的大小與轉(zhuǎn)向搖臂與轉(zhuǎn)向臂的夾角β與轉(zhuǎn)向點(diǎn)到液壓缸垂直長(zhǎng)度Lx之間的關(guān)系，建立了自走式塊莖挖掘車液壓缸轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的力學(xué)模型。

3)利用機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)軟件ADAMS建立了前輪轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)虛擬樣機(jī)模型，實(shí)現(xiàn)了自走式塊莖挖掘車前輪轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)動(dòng)態(tài)優(yōu)化仿真設(shè)計(jì)。該研究為自走式塊莖挖掘車全液壓轉(zhuǎn)向裝置的設(shè)計(jì)和研究提供了參考依據(jù)。

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Optimal Analysis of Hydraulic Steering Mechanism for Self-propelled Tubers Excavator

Jia Ruixia1, Zhang Qian1, Li Baoqian2, Ju Aiyun3

(1.School of Mechanical and Electrical Engineering, Zhengzhou University of Industrial Technology, Zhengzhou 451100, China; 2.School of Mechanical and Electrical Engineering, Henan Agricultural University, Zhengzhou 450000, China; 3.School of Mechanical and Electronic Engineering, Zhengzhou Vocational College of Science and Technology, Zhengzhou 450000, China)

In order to meet the steering requirements of self-propelled tubers excavator, a hydraulic five-bar steering mechanism for self-propelled tubers excavator was designed. The relationship between the thrust of the hydraulic cylinderF2and the angleβof the boom, the momentM, and the five-bar vertical distanceLxis obtained, by establishing the mechanical model of the front wheel hydraulic steering mechanism of self-propelled tubers excavator. At last, the hydraulic steering system of the front wheel is optimized by ADAMS, and the stroke and the force of the hydraulic cylinder are analyzed. At the same time, the structure of the steering mechanism for self-propelled tubers excavator is optimized with the design value as reference. The structure of the steering mechanism and the optimization results provide the theoretical basis for the design and research of the front hydraulic steering device of self-propelled tubers excavator.

self-propelled tubers excavator; hydraulic steering; mechanics model; optimization

2016-11-25

河南省高等學(xué)校重點(diǎn)科研項(xiàng)目(15A210038)

賈瑞匣(1979-),女,鄭州人，講師,(E-mail) 389963031@qq.com。

李保謙(1961-),男,河南許昌人,教授,碩士生導(dǎo)師。

S219.032；U463.4

A

1003-188X(2017)12-0243-05