武 濤，柏元強(qiáng)，鄒小平，張?jiān)鰧W(xué)，劉慶庭

(華南農(nóng)業(yè)大學(xué) 南方農(nóng)業(yè)機(jī)械與裝備關(guān)鍵技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室/工程學(xué)院，廣州 510642)

0 引言

我國的甘蔗主要種植區(qū)如廣西、云南等多以丘陵山地為主，為機(jī)械化作業(yè)帶來困難[1-2]。目前，甘蔗收割機(jī)采用的底盤都是輪式或者兩條平履帶式的行走裝置，在爬坡性能和靈活性上很難適應(yīng)丘陵山地。三角履帶的理論研究有許多，主要集中在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、仿真分析和試驗(yàn)參數(shù)確定等研究和分析上[3-9]。

三角履帶輪具有噪音低、接地比壓小、適應(yīng)能力強(qiáng)、通過性能好的特點(diǎn)，附著力和牽引力比輪胎提高1.5倍，可增強(qiáng)惡劣環(huán)境中車輛的作業(yè)性能[7]。林程、王文偉等對三角履帶輪進(jìn)行工況仿真，對三角履帶輪結(jié)構(gòu)進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計(jì)[8]。劉澤旭、王立海等結(jié)合集材機(jī)工作環(huán)境，推導(dǎo)了5種不同集材機(jī)的三角履帶的參數(shù)值[9]。

除了對三角履帶的理論研究，三角履帶的運(yùn)用也成為一種趨勢，目前主要運(yùn)用在農(nóng)用車輛和工程車輛上，如約翰迪爾的9620RX三角履帶拖拉機(jī)。目前，三角履帶在甘蔗收割機(jī)上的運(yùn)用與相關(guān)研究較少，本文針對三角履帶式甘蔗收割機(jī)底盤的轉(zhuǎn)向問題，展開對該底盤的機(jī)械偏轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的研究，以期驗(yàn)證自行設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是否達(dá)到預(yù)期要求，為提高該三角履帶底盤的靈活性提供理論依據(jù)。

1 整體結(jié)構(gòu)與底盤結(jié)構(gòu)

三角履帶式切斷式甘蔗聯(lián)合收割機(jī)主要組成，如圖1所示。

1.分行器 2.推到輥筒 3.浮動(dòng)刀臺及根切器 4.三角履帶輪 5.燃油箱 6.車架 7.平履帶輪 8.機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 9.發(fā)動(dòng)機(jī) 10.集蔗箱 11.輸送小臂 12.蔗段輸送大臂 13.排雜風(fēng)機(jī) 14.切段刀輥 15.液壓控制系統(tǒng) 16.液壓油箱 17.駕駛室圖1 三角履帶式甘蔗收割機(jī)總體結(jié)構(gòu)布局Fig.1 General structure of the triangle track sugarcane harvester

三角履帶輪、平履帶輪和車架構(gòu)成該甘蔗收割機(jī)的行走系統(tǒng)主體，行駛系統(tǒng)采用了前三角履帶、后平履帶的四輪驅(qū)動(dòng)行走方式，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)位于后橋處。底盤結(jié)構(gòu)如圖2所示。

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

2.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的組成

由于前三角履帶輪之間是收割機(jī)的工作通道，為了不影響收割作業(yè)，不能在三角履帶上設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，因此考慮將轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)在后平履帶上。

1.三角履帶輪 2.車架 3.平履帶輪 4.轉(zhuǎn)向系統(tǒng)圖2 甘蔗收割機(jī)底盤結(jié)構(gòu)Fig.2 The chassis general structure of the sugarcane harvester

該收割機(jī)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)為履帶輪機(jī)械偏轉(zhuǎn)式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)主要由機(jī)械轉(zhuǎn)向液壓油缸、擺動(dòng)后橋、轉(zhuǎn)向橫拉桿、輪橋連接板、輪橋連接銷，以及車架-后橋連接銷等幾部分組成，如圖3(a)的爆炸圖所示，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的裝配圖如圖3(b)所示。

本設(shè)計(jì)中左右兩側(cè)結(jié)構(gòu)關(guān)于縱向中心面對稱，轉(zhuǎn)向時(shí)，液壓油缸一側(cè)伸長另一側(cè)縮短，實(shí)現(xiàn)履帶輪的左右偏轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)向，轉(zhuǎn)向橫拉桿保證兩平履帶始終平行[10-11]。為了適應(yīng)山地行走，后橋可繞著車架-后橋連接銷轉(zhuǎn)動(dòng)，氣彈簧限制擺動(dòng)幅度，實(shí)現(xiàn)左右兩履帶輪高低不平行走時(shí)底盤傾斜量??；爬坡行走時(shí)，履帶的支撐架可繞輪橋連接銷轉(zhuǎn)動(dòng)，輪橋連接架的限位結(jié)構(gòu)也可限制轉(zhuǎn)動(dòng)范圍。因此，該機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)可以實(shí)現(xiàn)后平履帶輪繞車輛的X、Y、Z3個(gè)方向轉(zhuǎn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)復(fù)雜山地的靈活適應(yīng)和靈活轉(zhuǎn)向。其中，后橋和輪橋連接架的設(shè)計(jì)和轉(zhuǎn)向液壓油缸的行程確定是設(shè)計(jì)重點(diǎn)。

(a) 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的爆炸三維圖

(b) 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的裝配三維圖 1.后橋 2.轉(zhuǎn)向橫拉桿 3.輪橋連接架 4.后履帶輪的支撐架 5.輪橋連接銷 6.機(jī)械轉(zhuǎn)向液壓油缸 7.車架-后橋連接銷圖3 機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)Fig.3 The system of mechanical steering

2.2 后橋設(shè)計(jì)

后橋的作用是連接履帶輪和車架，也是整機(jī)的重要支撐結(jié)構(gòu)，要求有足夠的強(qiáng)度和剛度。作為轉(zhuǎn)向橋，相對車架的連接也應(yīng)具有足夠的靈活性，后橋可繞著車架-后橋連接銷轉(zhuǎn)動(dòng)，氣彈簧限制擺動(dòng)幅度，實(shí)現(xiàn)左右兩履帶輪高低行走時(shí)底盤傾斜量小。

為了減輕整機(jī)的質(zhì)量、節(jié)約材料，本后橋采用內(nèi)部空心的結(jié)構(gòu)，整體由10mm的鋼板焊接成型。為了保證強(qiáng)度足夠、剛度及耐磨性能好，軸銷孔由加工好的空座內(nèi)嵌焊接而成，兩側(cè)的立柱軸也是加工好后焊接在橋體上，從而達(dá)到輕量化的同時(shí)確保了強(qiáng)度和剛度要求。

2.3 輪橋連接架設(shè)計(jì)

該輪橋連接架作為后履帶輪與車橋的連接結(jié)構(gòu)，強(qiáng)度和剛度必須滿足。它可以繞著車橋的豎直銷軸轉(zhuǎn)動(dòng)，帶動(dòng)整個(gè)履帶輪實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向；另一方面，它與履帶的支撐架采用水平銷軸連接，履帶支撐架可繞著該輪橋連接架在縱向豎直面內(nèi)擺動(dòng)，實(shí)現(xiàn)整車上下坡時(shí)，履帶輪隨地面起伏而擺動(dòng)，以提高整機(jī)的地面適應(yīng)性。

履帶輪在縱向豎直面內(nèi)擺動(dòng)必須有一定的幅度限制，因此在設(shè)計(jì)時(shí)，設(shè)計(jì)了斜面限制擺動(dòng)結(jié)構(gòu)，防止履帶輪擺動(dòng)幅度過大。輪橋連接架的三維結(jié)構(gòu)和限位結(jié)構(gòu)如圖4所示。

2.4 轉(zhuǎn)向液壓油缸的行程確定

該機(jī)械轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)采用的是液壓油缸作為轉(zhuǎn)向動(dòng)力來源，通過控制轉(zhuǎn)向液壓油缸的伸長和縮進(jìn)控制履帶輪偏轉(zhuǎn)，實(shí)現(xiàn)機(jī)械轉(zhuǎn)向。在這里需要考慮轉(zhuǎn)向油缸的伸長范圍，以便選擇液壓油缸的型號。

該轉(zhuǎn)向油缸在車輛直線行駛時(shí)，兩側(cè)的伸出長度相同，當(dāng)左轉(zhuǎn)向時(shí)，后履帶右偏轉(zhuǎn)，左側(cè)油缸伸長，右側(cè)收縮；向右轉(zhuǎn)向時(shí)，結(jié)果相反。因此，轉(zhuǎn)向油缸的總行程為

H≥h1+h2

(1)

式中H—液壓油缸的總行程：

h1—轉(zhuǎn)向時(shí)伸長的行程；

h2—轉(zhuǎn)向時(shí)收縮的行程。

(a) 輪橋連接架三維圖

(b) 輪橋連接架二維圖圖4 輪橋連接架的結(jié)構(gòu)Fig.4 The structure of wheel bridge connection frame

轉(zhuǎn)向示意圖如圖5所示。

A、B.車橋與輪橋連接架連接點(diǎn)位置 C、D.直線行駛轉(zhuǎn)向液壓油缸活動(dòng)端位置 C1、D1.轉(zhuǎn)向時(shí)液壓油缸活動(dòng)端的位置 O.轉(zhuǎn)向油缸固定端的固定位置 e.車橋中心向和轉(zhuǎn)向油缸的距離圖5 轉(zhuǎn)向示意圖(左轉(zhuǎn)向時(shí)俯視圖)Fig.5 Power steering principle view(top view)

后橋立柱銷的中心距AB為950mm，轉(zhuǎn)向液壓油缸固定點(diǎn)與后橋之間的間距e為150mm，轉(zhuǎn)向時(shí)履帶輪的偏轉(zhuǎn)角最大值為30°。根據(jù)幾何關(guān)系，推出液壓油缸的伸長行程h1(OC1長度與OC長度之差)為28.5mm，收縮行程為h2(OD1長度與OD長度之差)為74.5mm。所以，轉(zhuǎn)向液壓油缸的行程H應(yīng)大于103mm?？紤]到油缸的柱塞不能完全推出，實(shí)際行程要比理論要求大一些，實(shí)際的液壓油缸行程約為150mm。

3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的力學(xué)分析

3.1 理論受力分析

履帶轉(zhuǎn)向阻力關(guān)系到履帶行動(dòng)的靈活性，由于地面與車輛的關(guān)系復(fù)雜[12-14]，在這里必須做兩條假設(shè)：①履帶接地段的法向載荷均勻分布履帶上；②履帶車的質(zhì)心在地面的投影與車輛的平面中心重合[13]。因此，該履帶有效接地段上單位長度上受到的法向載荷為P，由于轉(zhuǎn)向阻力與載荷是成正比的關(guān)系，比例系數(shù)為μ，則單位長度上的轉(zhuǎn)向阻力Fzd為

(2)

(3)

其中，G2為轉(zhuǎn)向履帶輪受到的法向載荷，G2=G/2，G=mg，m為整車質(zhì)量，m=13t；μ為比例系數(shù)；L為單條履帶的有效接地長度。

當(dāng)履帶在轉(zhuǎn)向時(shí)，轉(zhuǎn)向履帶輪接地面積上受到的阻力，可看做4個(gè)矩形區(qū)域內(nèi)的阻力，履帶內(nèi)外受到的阻力分布如圖6所示[10-11]。其中，F(xiàn)zhw、Fzhn、Fzqw、Fzqn分別代表各個(gè)區(qū)域分布載荷的合力。

圖6 履帶輪轉(zhuǎn)向時(shí)接地段上的阻力分布Fig.6 The resistance distribution on the track when steering

由于4個(gè)小矩形面積相同，4個(gè)區(qū)域上的轉(zhuǎn)向阻力大小都相同，則有

(4)

為了使轉(zhuǎn)向系統(tǒng)具有良好的轉(zhuǎn)向，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)需要克服地面阻力對履帶輪的轉(zhuǎn)向阻力矩Tz。其主要是由上述4個(gè)力造成的，將4個(gè)力對履帶輪的平面中心C點(diǎn)取矩，可得轉(zhuǎn)向阻力矩為

(5)

該履帶車輛的轉(zhuǎn)向?yàn)槁膸л嗊厺L動(dòng)邊轉(zhuǎn)向，屬于滾動(dòng)滑動(dòng)混合，根據(jù)尼基金提出的計(jì)算履帶車輛平均μ值的經(jīng)驗(yàn)公式得[15]

(6)

式中μmax—履帶車輛做R=B/2轉(zhuǎn)向時(shí)的最大轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)，該值由實(shí)驗(yàn)求得，見表1；

a—經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，a取值0.8～0.87，代表性取值a=0.85；

R—履帶車輛轉(zhuǎn)彎半徑，根據(jù)式(7)計(jì)算可得R=6.4m；

B—左右履帶中心距(m)，B=1.3。

表1 部分不同地面的μmax值[15]Table 1 The μmax value of some different ground

根據(jù)前面的數(shù)據(jù)和設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，該收割機(jī)主要工作路面為干黏土和沙質(zhì)土地、黏土土壤和干泥砂土[15]，取μmax=0.9，可求得μ=0.541，代入式(5)可得轉(zhuǎn)向阻力矩為4 334N·m。

3.2 零件的有限元應(yīng)力分析

3.2.1 后橋的應(yīng)力分析

首先，將三維模型導(dǎo)入帶ANSYS Workbench中，網(wǎng)格劃分尺寸為10mm，將后橋與車架連接的銷軸孔作為固定端，左右兩端的立柱為載荷施加位置。簧上質(zhì)量約9t，四履帶輪支撐力視為均等，故立柱受力為22 185N。后橋的應(yīng)力應(yīng)變分析結(jié)果如圖7和圖8所示。

圖7 后橋應(yīng)力圖Fig.7 Stress diagram of rear axle

圖8 后橋應(yīng)變圖Fig.8 Deformation diagram of rear axle

經(jīng)有限分析得出：后橋的最大應(yīng)力值為43.67MPa，最大應(yīng)力變形為0.07mm，最大單位長度變形量為0.000 22mm/mm，變形比例為0.022%。后橋的靜應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料Q275的工程許用應(yīng)力183MPa，變形也在0.2%范圍內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)強(qiáng)度和剛度要求。

3.2.2 輪橋連接架的應(yīng)力分析

在該設(shè)計(jì)中，輪橋連接架傳遞后橋與履帶輪之間的力，同時(shí)受到轉(zhuǎn)向液壓缸的轉(zhuǎn)向力矩和地面轉(zhuǎn)向阻力矩這一對力矩的作用。因此,轉(zhuǎn)向時(shí)，輪橋連接架的立柱空除了繞孔軸轉(zhuǎn)動(dòng)的自由度外，其余自由度固定，輪橋連接銷孔每側(cè)受到的力為11 093N，同時(shí)銷軸孔受到轉(zhuǎn)向平衡力矩力矩4 334N·m。輪橋連接架的應(yīng)力應(yīng)變分析結(jié)果如圖9和圖10所示。

圖9 輪橋連接架應(yīng)力Fig.9 Stress of wheel bridge connection frame

圖10 輪橋連接架應(yīng)變Fig.10 Deformation of wheel bridge connection frame

經(jīng)過有限元分析可以看出：輪橋連接架轉(zhuǎn)向時(shí)的應(yīng)力應(yīng)變略偏高，最大應(yīng)力達(dá)到158.59MPa，變形量也達(dá)到0.754mm，最大單位長度變形量為0.001 045mm/mm，變形比例為0.104 5%；但最大應(yīng)力還在結(jié)構(gòu)鋼Q275的許用應(yīng)力183MPa范圍內(nèi)，基本滿足使用要求，變形在0.2%范圍內(nèi)，剛度滿足要求。但是，強(qiáng)度方面有待優(yōu)化加強(qiáng)，以提高使用壽命。

4 轉(zhuǎn)彎半徑分析

通過汽車?yán)碚摽芍阂话闫嚨淖钚∞D(zhuǎn)彎半徑是指當(dāng)轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)到極限位置，汽車以最低穩(wěn)定車速轉(zhuǎn)向行駛時(shí)，外側(cè)轉(zhuǎn)向輪的中心軌跡圓半徑[10]。

與汽車相比，履帶的轉(zhuǎn)彎半徑略有不同，主要是由于履帶的接地面積為一個(gè)矩形面，最小轉(zhuǎn)彎半徑是極限轉(zhuǎn)彎狀態(tài)下轉(zhuǎn)向履帶輪某一端中心的軌跡半徑[9-10]。其轉(zhuǎn)彎半徑的示意圖如圖11所示。

圖11 履帶車輛轉(zhuǎn)向半徑示意圖Fig.11 Steering radius of tracked principle view

本收割機(jī)的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)在后橋上，轉(zhuǎn)向時(shí)，是以前履帶輪的前端接地點(diǎn)作為轉(zhuǎn)向基準(zhǔn)的。因此，轉(zhuǎn)向時(shí)軸距為前履帶輪的前端接地點(diǎn)到后履帶輪轉(zhuǎn)向中心的距離。

根據(jù)幾何關(guān)系，可推出轉(zhuǎn)向輪后履帶輪外輪的最小轉(zhuǎn)彎半徑R1計(jì)算公式為

(7)

其中，L0為軸距，前履帶輪的前端接地點(diǎn)到后履帶輪轉(zhuǎn)向中心的距離；θmax為轉(zhuǎn)向極限角；B為輪距；M為主銷中心距；L為履帶有效接地長度。

根據(jù)設(shè)計(jì)該收割機(jī)的設(shè)計(jì)參數(shù)，理論軸距L0=3 100mm，輪距B=1 300mm，主銷中心距M=950mm，履帶接地有效長度L=1 000mm，設(shè)計(jì)的后履帶輪最大轉(zhuǎn)向偏轉(zhuǎn)角θmax為30°。通過式(7)計(jì)算可得，該三角履帶收割機(jī)的最小轉(zhuǎn)彎半徑為6 395mm，約為6.4m。

5 試驗(yàn)分析

5.1 關(guān)鍵零件應(yīng)力測試試驗(yàn)

根據(jù)應(yīng)力測試方法，利用TST5916堅(jiān)固性動(dòng)態(tài)信號測試系統(tǒng)，對樣機(jī)進(jìn)行轉(zhuǎn)向時(shí)的應(yīng)力數(shù)據(jù)采集測試，如圖12所示。

圖12 應(yīng)力測試試驗(yàn)Fig.12 Stress measurements test

根據(jù)前面靜應(yīng)力的分析結(jié)果，將應(yīng)力片貼于后橋靜應(yīng)力最大位置處(圖7max點(diǎn))，樣機(jī)由靜止點(diǎn)火→啟動(dòng)→低速行走→轉(zhuǎn)向→轉(zhuǎn)向輪回正→熄火，采集整個(gè)過程中的應(yīng)力數(shù)據(jù)，得到后橋最大靜應(yīng)力點(diǎn)的實(shí)際應(yīng)力采樣頻譜圖如圖13所示。

應(yīng)力采集曲線中，橫軸為時(shí)間(s)，縱軸為應(yīng)力值(MPa)，曲線表示整機(jī)運(yùn)動(dòng)過程中，測量點(diǎn)的應(yīng)力隨時(shí)間的變化。根據(jù)后橋應(yīng)力曲線波動(dòng)圖可以看出：除了個(gè)別時(shí)刻，后橋最大靜應(yīng)力位置的實(shí)際動(dòng)態(tài)最大應(yīng)力值約為50MPa，與仿真結(jié)果中的靜應(yīng)力值43.67MPa接近，誤差為12.66%。

同樣，測試輪橋連接架靜應(yīng)力最大位置(圖13中max點(diǎn))實(shí)際應(yīng)力變化，得到應(yīng)力采樣曲線如圖14所示。

由圖14可以看出：動(dòng)態(tài)應(yīng)力變化范圍，曲線的前面90s為啟動(dòng)和直線行駛的應(yīng)力變化，后面是轉(zhuǎn)彎運(yùn)動(dòng)的應(yīng)力波動(dòng)。因此，轉(zhuǎn)向時(shí)輪橋連接架的應(yīng)力波動(dòng)變大，最大應(yīng)力也遠(yuǎn)大于直線行駛的應(yīng)力；且轉(zhuǎn)向時(shí)的最大動(dòng)態(tài)應(yīng)力約為176MPa，與仿真結(jié)果的靜應(yīng)力值158.59MPa接近，誤差為9.89%。

圖14 輪橋連接架應(yīng)力采樣圖Fig.12 Stress sampling diagram of wheel bridge connection frame

5.2 轉(zhuǎn)彎半徑試驗(yàn)

做樣機(jī)轉(zhuǎn)向測試時(shí)，選擇空曠的場地，使機(jī)械轉(zhuǎn)向達(dá)到最大效果，保持轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)到極限角，樣機(jī)做圓周運(yùn)動(dòng)，如圖15所示。

圖15 轉(zhuǎn)向測試Fig.15 Steering radius test

該收割機(jī)只有低速檔和高速檔兩種行駛擋位，低速檔約為1.5km/h，高速檔約為2km/h，分別以低速檔和高速檔在試驗(yàn)場地上作轉(zhuǎn)彎圓周運(yùn)動(dòng)，試驗(yàn)3次，分別測量轉(zhuǎn)彎圓周的直徑，并計(jì)算出轉(zhuǎn)彎半徑值，如表2所示。

表2 高速檔位時(shí)最小轉(zhuǎn)彎半徑Table 2 The minimum turn radius of the high-speed

以低速檔行駛時(shí)做轉(zhuǎn)彎試驗(yàn)，數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)及計(jì)算的轉(zhuǎn)彎半徑如表3所示。

表3 低速檔位時(shí)最小轉(zhuǎn)彎半徑Table 3 The minimum turn radius of the low-speed

在收割機(jī)進(jìn)行實(shí)際收割作業(yè)時(shí)，經(jīng)常會(huì)需要轉(zhuǎn)彎掉頭，現(xiàn)結(jié)合表2和表3，對比高速檔轉(zhuǎn)彎掉頭和低速檔轉(zhuǎn)彎掉頭的效率，對比數(shù)據(jù)如表4所示。

表4 低高速檔轉(zhuǎn)彎效率對比Table 4 The turning efficiency contrast between low speed and high speed

由表2和表3可以看出：對比理論最小轉(zhuǎn)彎半徑，低速時(shí)實(shí)際轉(zhuǎn)彎半徑略小，但與之相差不大；高速時(shí)，實(shí)際測得值和理論計(jì)算值非常接近，可以得出實(shí)際轉(zhuǎn)向效果達(dá)到了設(shè)計(jì)預(yù)期要求。同時(shí)可知：速度對轉(zhuǎn)彎半徑有一定的影響，降低車速可以減少轉(zhuǎn)彎，但會(huì)增大轉(zhuǎn)彎半徑；反之，提高車速會(huì)增大轉(zhuǎn)彎半徑，減少轉(zhuǎn)彎耗時(shí)。由表4可以得出：降低車速可以減少轉(zhuǎn)彎半徑6.6%，但會(huì)增加30.75%的轉(zhuǎn)彎時(shí)間。

6 結(jié)論

1)根據(jù)三角履帶甘蔗收割機(jī)總體的布局，詳細(xì)地介紹了后輪轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，主要包括后橋、輪橋連接架的設(shè)計(jì)，對轉(zhuǎn)向液壓油缸伸縮行程進(jìn)行了分析，運(yùn)用有限元分析ANSYS和實(shí)踐應(yīng)力動(dòng)態(tài)測試，對設(shè)計(jì)的強(qiáng)度進(jìn)行了分析和檢驗(yàn)，結(jié)果表明：后橋的最大應(yīng)力為43.67MPa，應(yīng)變?yōu)?.07mm，對比應(yīng)力動(dòng)態(tài)測試應(yīng)力約為50MPa，兩者相差不大，誤差為12.66%，說明后橋完全滿足強(qiáng)度和剛度要求；輪橋連接架最大應(yīng)力達(dá)到158.59MPa，應(yīng)變?yōu)?.754mm，最大靜應(yīng)力值和動(dòng)態(tài)轉(zhuǎn)向時(shí)的動(dòng)態(tài)應(yīng)力峰值176MPa接近，誤差為9.89%，最大應(yīng)力接近所使用的鋼材Q275的工程許用應(yīng)力183.3MPa，基本可以達(dá)到強(qiáng)度剛度要求，但后期可以優(yōu)化加強(qiáng)，提高使用壽命。

2)對轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析可知：理論轉(zhuǎn)彎半徑為6.4m，實(shí)際測試時(shí)由于車速不同，轉(zhuǎn)彎半徑在6.127～6.5m范圍內(nèi)，該后輪轉(zhuǎn)向效果與理論最小轉(zhuǎn)彎半徑基本接近，與理論最大誤差4.27%，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)基本達(dá)到了設(shè)計(jì)要求。速度對轉(zhuǎn)彎半徑有一定的影響，低車速可以使轉(zhuǎn)彎半徑減少6.6%，但會(huì)增加30%的轉(zhuǎn)彎時(shí)間。因此，田間空曠場地工作時(shí)，建議采用高速檔轉(zhuǎn)彎掉頭，節(jié)約掉頭時(shí)間，提高整機(jī)的收割效率；而在狹小的田塊作業(yè)時(shí)，空間狹窄，采用低速擋轉(zhuǎn)彎掉頭，保證安全。