自走式塊莖挖掘車液壓轉向機構優(yōu)化分析

賈瑞匣，張 千，李保謙，琚愛云

自走式塊莖挖掘車液壓轉向機構優(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)應用技術學院 機電工程學院，鄭州 451100；2.河南農(nóng)業(yè)大學 機電工程學院，鄭州 450000；3. 鄭州理工職業(yè)學院 機電工程學院，鄭州 450000)

為滿足自走式塊莖挖掘車的轉向要求，設計了一種自走式塊莖挖掘車的液壓五桿轉向機構。通過建立自走式塊莖挖掘車前輪液壓缸轉向機構的力學模型，得到了液壓缸推力F2與轉臂夾角β、力矩M及五桿垂直距離Lx之間的關系。采用ADAMS軟件對前輪液壓轉向機構進行了優(yōu)化設計，分析了自走式塊莖挖掘車左右轉向時液壓缸的行程及液壓缸的受力情況，并以設計數(shù)值為參考優(yōu)化了塊莖挖掘車轉向機構的結構布置。優(yōu)化結果為自走式塊莖挖掘車前輪全液壓轉向機構的設計提供了參考依據(jù)。

自走式塊莖挖掘車；液壓轉向；力學模型；優(yōu)化

0 引言

馬鈴薯、甘薯、芋頭等塊莖類植株是我國重要的經(jīng)濟作物，其獨特的口味與經(jīng)濟價值深受廣大農(nóng)民的歡迎。目前，我國塊莖類作物收獲機械化水平正逐年提高，近年來全國各地均有產(chǎn)品推出。為此，基于自走式塊莖挖掘車整體結構，設計了液壓轉向機構。車輛轉向系統(tǒng)設計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向機構的轉向理論奠定了汽車四輪轉向的基礎。隨著科學技術的發(fā)展，車輛轉向方式先后經(jīng)歷了機械式轉向、液壓助力式轉向、電控液壓動力式轉向及電動助力式轉向等過程[3-7]。隨著液壓技術在農(nóng)用作業(yè)車輛上的應用，使得全液壓轉向在田間作業(yè)車輛上的應用成為一種趨勢。本文設計了自走式塊莖類作物果實挖掘車的全液壓五桿轉向機構，建立了力學模型，并通過對力學模型的分析計算，得到了液壓缸推力F2與轉臂夾角β、力矩M及五桿垂直距離Lx(x=1～5)之間的關系。采用虛擬樣機動力學分析軟件ADAMS對前輪液壓轉向機構進行了優(yōu)化設計，優(yōu)化結果為自走式塊莖挖掘車前輪全液壓轉向機構的設計提供了參考依據(jù)。

1 自走式塊莖挖掘車整體結構

自走式塊莖挖掘車是針對馬鈴薯、甘薯、芋頭等塊莖類植株收獲作業(yè)而設計的一種液壓前輪驅動的四輪田間作業(yè)車。自走式塊莖挖掘車主要由四輪方形車架、中置動力系統(tǒng)、全液壓轉向系統(tǒng)、振動篩選作業(yè)部分及駕駛室總成部分組成。其中，全液壓轉向系統(tǒng)和內置振動去土部分是自走式塊莖挖掘車結構設計的核心部分，整車結構如圖1所示。

1.駕駛室 2.柴油機 3.液壓油箱 4.柱塞泵 5.液壓閥塊 6.工作泵 7.柴油箱 8.轉向軸與輪轂盤 9.導流板 10.振動篩提升軸承座 11.減震總成 12.行駛馬達 13.工作馬達 14.入土器 15.振動篩提升液壓缸 16.振動篩 17.振動篩傳動鏈 18.振動篩傳動鏈 19.全液壓轉向機構圖1 塊莖挖掘車結構圖Fig.1 Structure of self-propelled tubers excavator

挖掘車采用了前輪全液壓驅動牽引后輪的行走形式，能夠實現(xiàn)無級變速，加速沖擊小，動力性能好。兩輪驅動兩輪牽引的結構形式減少了液壓馬達的工作負荷，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向上采用了全液壓的轉向結構， 轉向時相對于機械轉向具有無噪音、轉向平穩(wěn)且滯后時間短等諸多優(yōu)點。駕駛室放置于挖掘車前部，柴油機、行駛泵、工作泵、柴油箱、液壓油箱等動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雜的機械結構，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]。塊莖挖掘車的振動篩結構通過振動篩轉動軸軸承座及振動篩提升液壓缸內置于作業(yè)車內部，整體結構采用了轉動可調節(jié)的形式，可以根據(jù)作物種植模式、深度等實際的作業(yè)情況通過振動篩提升液壓缸來調整振動篩選裝置上入土器的入土作業(yè)角度和作業(yè)深度，進而提高車輛的作業(yè)效果。

2 全液壓轉向機構的設計

2.1 全液壓轉向機構的結構設計

塊莖挖掘車轉向機構的設計是挖掘車結構設計中的重點，因為轉向性能的好壞直接影響車輛的穩(wěn)定性及可操作性。塊莖挖掘車的轉向系統(tǒng)采用液壓缸推動五桿機構來實現(xiàn)，其結構如圖2所示。

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

self-propelled tubers excavator

首先轉向節(jié)臂鉸接在塊莖挖掘車車架上，轉向節(jié)臂由液壓缸伸縮運動帶動進行偏轉實現(xiàn)挖掘車的轉向作業(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，轉向搖臂分別和兩個液壓缸及挖掘車油缸鉸支架進行鉸接，整體結構形成了液壓轉向五桿機構。在這種轉向形式中，液壓轉向油缸推動的轉向節(jié)臂進行轉動，進而車輪轉動角度發(fā)生變化。五桿轉向的結構可減小由液壓缸的作用臂長發(fā)生變動時液壓缸因為受到?jīng)_擊而形成的上下波動，使得液壓系統(tǒng)組件的選取與配置變得簡單，該結構在一定程度上增加了液壓缸的使用壽命。

2.2 液壓轉向機構力學模型的建立

為了實現(xiàn)挖掘車轉向傳動機構的力學仿真分析,建立了挖掘車轉向傳動機構的靜態(tài)力學模型，如圖3所示。

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

圖3 塊莖挖掘車轉向傳動機構模型Fig.3 Steering drive mechanism model of self-propelled tubers excavator

挖掘車前輪轉向傳動機構中，轉臂長度為R，挖掘車轉向時轉向點到轉向搖臂的距離為L1，當轉向到挖掘車轉向搖臂和轉向臂之間的夾角為β時，此時液壓缸上受到的力為F2，即

(1)

其在轉向過程中，以轉向阻力距為不變量，根據(jù)圖3可知

M=FR

(2)

此時有

(3)

式中Ga—前輪輪胎的分配重量，Ga=1×103×9.8N=9800N，故一個輪胎上的阻力約為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向角a與轉向液壓缸長度變化L1的關系，得出轉向阻力距M=184.2N·m。

3 全液壓轉向機構的仿真與優(yōu)化設計

為研究塊莖挖掘車全液壓轉向機構，運用機械系統(tǒng)動力學軟件ADAMS進行仿真模擬[11]。為了便于將轉向機構模型導入中ADAMS中進行仿真和優(yōu)化的操作，只保留關鍵零件，并在SolidWorks軟件中調整轉向機構三維模型坐標系，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，并在轉向油缸上添加傳感器函數(shù)使得轉向角度不超過30°進行仿真；待仿真停止后，在ADAMS/PostProcessor后處理模塊中繪制仿真曲線。為了增強結果圖形的可讀性，改變曲線圖的表達方式，添加附注等來表達結果，如圖5～圖10所示。

圖5 內側轉向節(jié)臂轉角變化曲線Fig.5 Angle change curve of steering knuckle arm

圖6 外側轉向節(jié)臂轉角變化曲線Fig.6 Angle change curve of lateral steering knuckle arm

圖7 內側轉向液壓缸負載變化曲線Fig.7 Load change curve of steering hydraulic cylinder

圖8 外側轉向液壓缸負載變化曲線Fig.8 Load change curve of lateral steering hydraulic cylinder

圖9 內側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：內側轉向節(jié)臂轉動角度為30°，外側轉向節(jié)臂轉動角度24.5°，小于內側轉向節(jié)臂轉動角度；內側轉向液壓缸負載隨內側轉向節(jié)臂轉動角度的增加而增大，外側轉向液壓缸負載隨外側轉向節(jié)臂轉動角度的增加而減?。粌葌纫簤焊谆钊麠U位移為90mm，外側液壓缸位活塞桿位移為68mm。挖掘車轉向時，內側車輪阻力矩增大時，內側有桿腔油缸驅動力不足，需外側無桿腔通過轉向梯形機構傳導動力，因傳動效率造成動力損耗。為了減小轉向過程中內外側液壓缸負載，需對模型進行優(yōu)化。在ADAMS軟件中建立擺環(huán)機構的模型，根據(jù)分析需要確定相關的關鍵變量，建立角度測量和傳感器，設置仿真時間為0.3s，仿真步數(shù)為10 000步。

本文采用參數(shù)化點坐標的方式，定義油缸與轉向搖臂之間鉸點的X、Y坐標為設計變量。以液壓缸受力為優(yōu)化目標，兩個鉸接點坐標的變量化如表1所示，各設計變量取值情況如表2所示。

表1 鉸接點坐標的變量化

表2 設計變量取值

在仿真結束后，參數(shù)信息如圖11～圖14所示。在ADAMS/PostProcessor后處理模塊中繪制設計變量和參數(shù)響應變化趨勢。

在優(yōu)化設計過程中進行了9次試驗，內側液壓缸最大負載隨著設計變量DV_1值的增大而減小，隨設計變量DV_2值的增大而增大。當設計變量DV_1值為90mm、設計變量DV_2值為-110mm時，液壓缸最大負載值最小，為1 707.8N，比初始值減小了42N。設計變量的最終取值如表3所示。

圖11 試驗設計過程曲線Fig.11 Test design process curve

圖12 設計變量DV_1變化趨勢Fig.12 Design variable DV_1 change trend

圖13 設計變量DV_2變化趨勢Fig.13 Design variable DV_2 change trend

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

序號變量名優(yōu)化后取值/mm1DV_1902DV_2-110

4 結論

1)對自走式塊莖挖掘車的整體結構進行了介紹，在塊莖挖掘車的基礎上設計了挖掘車前輪液壓轉向機構，采用了轉向五桿機構的連接形式。全液壓轉向的應用減輕了駕駛員的勞動強度，滿足了全地形挖掘車的轉向要求。

2)對自走式塊莖挖掘車前輪全液壓轉向機構進行了結構參數(shù)化分析及優(yōu)化，得到了液壓缸推力F2的大小與轉向搖臂與轉向臂的夾角β與轉向點到液壓缸垂直長度Lx之間的關系，建立了自走式塊莖挖掘車液壓缸轉向機構的力學模型。

3)利用機械系統(tǒng)動力學軟件ADAMS建立了前輪轉向機構虛擬樣機模型，實現(xiàn)了自走式塊莖挖掘車前輪轉向機構動態(tài)優(yōu)化仿真設計。該研究為自走式塊莖挖掘車全液壓轉向裝置的設計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

河南省高等學校重點科研項目(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,碩士生導師。

S219.032；U463.4

A

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