山地自走式電動雙軌運輸機設(shè)計與試驗

汪小名，陳明，吳偉斌,2，陳姍，2，洪添勝，2，張偉，陳祖元

1.華南農(nóng)業(yè)大學(xué)工程學(xué)院，廣州 510642; 2.南方農(nóng)業(yè)機械與裝備關(guān)鍵技術(shù)教育部重點實驗室/國家柑橘產(chǎn)業(yè)技術(shù)體系機械研究室/廣東省山地果園機械創(chuàng)新工程技術(shù)研究中心，廣州 510642

我國是水果生產(chǎn)大國，果樹種植面積和水果總產(chǎn)量都居于世界前列[1]。柑橘多種植于山地丘陵地區(qū)，立地條件差，種植行距和株距小，難以形成完善的交通運輸網(wǎng)絡(luò)，導(dǎo)致常規(guī)運輸車難以在該環(huán)境下推廣使用[2-4]。國外已有的山地果園運輸機雖然能較好地滿足山地果園需求，但是其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，運行成本高，無法大范圍推廣[5-6]。因此，研發(fā)新型的山地果園運輸機對我國果品產(chǎn)業(yè)的進一步發(fā)展具有重要意義。李善軍等[7]對自走式雙軌道果園運輸機的運行穩(wěn)定性和平穩(wěn)性以及驅(qū)動部件的驅(qū)動特性和磨損機理等問題進行了深入研究，以實現(xiàn)運輸機的安全高效運行。歐陽玉平等[8]針對山地果園牽引式雙軌運輸機存在鋼絲繩松脫或斷裂可能引發(fā)溜車事故等問題，研制了一種斷繩制動裝置并分析了制動裝置制動過程的運動規(guī)律。劉杰等[9]設(shè)計了一種依靠貨物自身重力運輸?shù)纳降毓麍@無動力運輸機，實現(xiàn)一端運輸車在貨物重力作用下沿20°～50°坡地或直線水泥槽內(nèi)安全勻速下行，另一端帶著空運輸車上行，適合偏遠大坡度山地果物的運輸。上述研究對山地果園運輸機后續(xù)的研究提供了重要的參考，其中，李善軍等[7]研制的自走式雙軌道果園運輸機能較好地滿足果園需求，但其動力來源為汽油發(fā)動機，不夠環(huán)保；歐陽玉平等[8]研制的鋼絲繩牽引運輸機載荷大、爬坡度大，但是受到鋼絲繩的限制，其運行距離只有100 m。此外，在彎曲起伏軌道上使用時牽引式運輸機還易出現(xiàn)亂繩、擠繩等問題。為了能更好地解決上述問題，筆者在前期研究[10-11]基礎(chǔ)上研發(fā)了一種采用一主動多從動的電動后驅(qū)傳動方式的自走式電動雙軌運輸機，旨在為山地自走式電驅(qū)動雙軌運輸機的后續(xù)發(fā)展提供參考。

1 材料與方法

1.1 運輸機工作原理及參數(shù)

運輸機動力傳遞路線如圖1所示，電機通過蝸輪蝸桿減速機構(gòu)和鏈輪傳動機構(gòu)帶動夾緊在軌道的上摩擦輪轉(zhuǎn)動，摩擦輪在摩擦力的作用下，驅(qū)動運輸機在軌道上行駛。為了滿足山地果園的使用要求，在同一工作條件下，運輸機應(yīng)該以恒定速度運行。參考前幾代山地果園軌道運輸機實際使用情況[12-13]，運輸機行駛速度控制在0.241～0.700 m/s，既可以減輕運輸機在陡坡啟動和停止產(chǎn)生的沖擊，又能滿足山地果園運輸速度要求。運輸機空載質(zhì)量為75 kg，平地目標載荷為175 kg，最大斜坡目標載荷為75 kg。運輸機設(shè)計參數(shù)為行駛速度0.241～0.700 m/s、最大爬坡度為30°、軌道間距554 mm、驅(qū)動電壓為24 V、遙控距離為200 m、滿載質(zhì)量250 kg。其中，運輸機遙控時是通過更換傳輸信號和接收信號的天線，根據(jù)實際要求改變遙控距離。

1.2 運輸機基本結(jié)構(gòu)

為了簡化傳統(tǒng)山地果園軌道運輸機嚙齒式軌道結(jié)構(gòu)和避免運輸機行駛距離受牽引式鋼絲繩長度限制，該運輸機通過驅(qū)動輪與軌道夾緊產(chǎn)生的摩擦力驅(qū)動載貨車廂行駛。該山地果園自走式電動雙軌運輸機主要由驅(qū)動系統(tǒng)、車架、制動系統(tǒng)、從動行走機構(gòu)和控制系統(tǒng)等組成。具體結(jié)構(gòu)如圖2所示。

A:運輸機總體結(jié)構(gòu)圖 Transport vehicle overall structure; B:運輸機的傳動系統(tǒng)及行走機構(gòu)放大圖 Transport vehicle transmission mechanism and walking agency to enlarge; 1.蓄電池 Battery; 2.控制電路箱 Control circuit box; 3.車架 Frame; 4.雙軌軌道 Dual track; 5.行程開關(guān) Stroke switch; 6.行程開關(guān)檔桿 Stroke switch lever; 7.支承輪 Supporting wheel; 8.通電框架推拉式電磁鐵 Electrified frame push-pull electromagnet; 9.剎車片Brake pad; 10.傳動機構(gòu) Transmission mechanism; 11.電機 Motor; 12.驅(qū)動輪 Drive wheel; 13.防上跳輪 Anti-jump wheel;14.張緊輪 Tensioning wheel; 15.鏈輪 Sprocket; 16.鏈條 Chain.

1.3 運輸機電機參數(shù)計算

為了使運輸機有足夠的動力克服行駛阻力，需要對運輸機進行力學(xué)分析。運輸機行駛驅(qū)動力F為：

F=Ff+Mgsinα+Fa+Fλ

(1)

Ff=σfMgcosα

(2)

Fa=Ma

(3)

所需單邊電機峰值功率為：

(4)

其中，在不考慮滑動摩擦力情況下，后輪與軌道的摩擦力為驅(qū)動力，故運輸機摩擦行駛阻力Ff為從動滑輪與軌道的滾動摩擦力；δ為運輸機前輪質(zhì)心偏移系數(shù)[14]，將空載狀態(tài)下的運輸機置于水平軌道上，用壓力計測得前輪對軌道的壓力為161.3 N，該壓力與運輸機在單邊軌道上的壓力375 N的比值為0.43；驅(qū)動輪和軌道之間的滾動摩擦因數(shù)為f=0.01；η為電機的動力傳遞效率，此傳動裝置主要包含蝸輪蝸桿傳動、鏈傳動和軸承，根據(jù)國標，它們的傳動效率值依次為0.72、0.98和0.99，總體效率為三者的乘積，經(jīng)計算為0.7；Fa為坡道啟動的慣性力，由于運輸機載物時在坡道(M=150 kg，α=30°)所需功率最大，按最低穩(wěn)定車速v=0.3 m/s，測得啟動加速度a為0.1 m/s2；Fλ為運輸機行駛中的風(fēng)阻，由于運輸機滿載車速較低，故風(fēng)阻可忽略不計；則經(jīng)計算，滿載爬坡30°所需單個電機峰值功率為Pmax=165.12 W?？梢源_定電機的電壓為24 V，功率選擇在250 W左右，故所選電機為三拓GW114165(表1)。運輸機的驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖3所示。

圖3 驅(qū)動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

運輸機的附著力應(yīng)該首先滿足運輸機的爬坡性能，同時要兼顧直流電機在低速區(qū)的工作效率[15]。采用減速比為1∶20的NMRV 40減速器，蝸輪蝸桿的交錯角為90°，故驅(qū)動電機的輸出轉(zhuǎn)矩為：

(5)

式(5)中，轉(zhuǎn)速n取63 r/min，可得Tt=37.9 N·m。因此，所選電機三拓GW144165可滿足要求，具體參數(shù)見表1。

1.4 鏈輪傳動機構(gòu)設(shè)計

由于運輸機的電機輸出端直接與蝸輪蝸桿減速機相連，電機輸出的轉(zhuǎn)速低，負載轉(zhuǎn)速為63 r/min，因此,鏈傳動裝置不需要減速，其傳動比設(shè)置為1∶1，取所有鏈輪齒數(shù)z=14(圖4)。

表1 電動機參數(shù) Table 1 Motor parameters

圖4 鏈輪傳動機構(gòu)

鏈條可傳遞功率：

PC=KAPe

(6)

(7)

由機械設(shè)計手冊可知,工況系數(shù)KA=1.0，多排鏈系數(shù)Km=1.0，電機額定功率Pe=0.25 kW 。修正系數(shù)Kz：

(8)

得出Kz=0.63。當(dāng)轉(zhuǎn)速n=125 r/min 時，08A鏈條能傳遞的功率為0.6 kW (>0.25 kW)，因此，所選鏈號08A滿足要求。

運輸機采用后驅(qū)方式驅(qū)動，驅(qū)動系統(tǒng)后置，重心靠后，在軌道上啟動、加速或爬坡時，驅(qū)動輪的附著力較大，牽引性明顯優(yōu)于前驅(qū)形式[16]，鏈傳動采用一主動多從動的傳動方式，這種傳動方式多用于速度不高、功率不大、開式或半開式場合[17]。采用這種方式傳動具有結(jié)構(gòu)簡單的優(yōu)點，且動力分配均衡，避免行走輪速度不一而造成運輸機運行失穩(wěn)。其鏈條與鏈輪嚙合時，鏈條銷軸的軸心連線所在的與鏈輪同心的圓稱為分度圓，其直徑用d表示。若已知節(jié)距p和齒數(shù)z時，鏈輪主要尺寸的計算公式為：

分度圓直徑：

(9)

齒頂圓直徑：

da max=d+1.25p-d1

(10)

(11)

齒根圓直徑：

df=d-d1

(12)

其中，p=12.70 mm，z=14，代入計算，可得d=55.7 mm，da max=65.6 mm，da min=61.0 mm，df=49.8 mm。鏈條傳動速度：

(13)

代入數(shù)據(jù)可得v1=0.37 m/s。齒輪齒根圓半徑與摩擦輪的半徑比k為1∶1.75，運輸機行駛速度為：

(14)

得運輸機行駛速度為vi=0.648 m/s，符合設(shè)計要求。

1.5 橡膠輪受力分析

由于運輸機行駛在光滑管道上，如果橡膠輪與軌道間的摩擦力小于驅(qū)動力，則可能導(dǎo)致運輸機發(fā)生打滑，此外橡膠輪所受載荷最大且強度最低。因此，運輸機滿載運行可能導(dǎo)致橡膠輪出現(xiàn)破損，需要對橡膠輪進行力學(xué)分析。如圖5所示，以從動輪與軌道的法線為基準軸進行力矩分析。運輸機對2個驅(qū)動輪的正壓力的作用點在2個驅(qū)動輪連線的中心，因此,驅(qū)動輪所受正壓力相等，即：FN2=FN3。

Ff1和Ff2為運輸機的行駛阻力,N;F1、F2為驅(qū)動力,N;M為整機質(zhì)量,kg;FN1、FN2和FN3分別為前、后驅(qū)動輪和從動輪所受支持力,N；L、L1和L2分別為前、后驅(qū)動輪中心和運輸機質(zhì)心至從動輪中心的距離，mm。Ff1， Ff2 are the driving resistance of the transporter,N; F1 and F2 are the driving force,N;M is the whole quality of the machine,kg;FN1 is the supporting force of front drive wheel,N;FN2 is the supporting force of rear drive wheel,N;FN3 is the supporting force of driven pulley,N;L is the distance between the front drive wheel and the ground from the center of the motor wheel,mm;L1 is the distance between rear drive wheel and ground from center of motor wheel,mm;L2 is distance from centre of mass to ground from centre of driven wheel,mm.

運輸機采用雙電機驅(qū)動，驅(qū)動輪總共4個，單側(cè)2個驅(qū)動輪承受了一半的質(zhì)量，對單側(cè)從動輪在軌道上的作用點分析運輸機單側(cè)所受合力矩，由于運輸機所受合力矩為零，則:

(15)

又因為運輸機在斜坡法線方向所受合力為0，則：

(16)

式(16)中，F(xiàn)N1為運輸機從動輪所受支撐力；FN2為后驅(qū)動輪所受支撐力；FN3為前驅(qū)動輪所受支撐力；L、L1和L2分別為969.37、729.37、429.00 mm。

運輸機斜坡最大載荷為75 kg、最大坡度值為30°，當(dāng)運輸機在M=150 kg、α=30°工況時，從動輪和驅(qū)動輪所受支撐力分別為321.45、164.02 N。

1.6 橡膠輪有限元分析

為了進一步了解橡膠輪危險構(gòu)件的變形及受力狀況，利用ANSYS軟件對運輸機在平地滿載狀況下的驅(qū)動輪和支承輪進行了有限元分析[18-19]。單個驅(qū)動輪所受力矩為5.67 N·m，正壓力為164.02 N，接觸點的切向力為162 N；運輸機的支承輪只受到正應(yīng)力的作用，正壓力321.45 N。運輸機的驅(qū)動輪和支承輪所選材料均為氟丁橡膠，其屈服強度為20.6～24.5 MPa。為了提高運輸機的使用壽命，橡膠材料的安全因數(shù)ns設(shè)計為1.3，則橡膠輪的許用應(yīng)力為:

(17)

為了保證橡膠輪能滿足設(shè)計要求，氟丁橡膠所選計算強度為20.6 MPa，則運輸機的許用應(yīng)力為15.846 MPa。本研究設(shè)計的運輸機驅(qū)動輪中間部分為圓弧凹槽，并且凹槽半徑與鋼管軌道半徑相等，兩者均設(shè)置為22 mm。驅(qū)動輪和支承輪的分析結(jié)果如圖6所示。由于運輸機的支承輪只作為從動輪，不提供動力，因此只需分析其平地滿載的極限工況即可[20]。由圖6可知,驅(qū)動輪在各個工況下的最大等效應(yīng)力為2.370～2.666 MPa，遠小于氟丁橡膠的許用應(yīng)力值；支承輪在極限工況下的最大等效應(yīng)力為12.830～14.968 MPa，橡膠輪的許用應(yīng)力為15.846 MPa。因此，該運輸機的橡膠輪在各個工況下的最大等效應(yīng)力均未超過氟丁橡膠的許用應(yīng)力，滿足設(shè)計要求。

2 結(jié)果與分析

2.1 運行電流測試

設(shè)計的運輸機的運行電流測試在華南農(nóng)業(yè)大學(xué)工程學(xué)院搭建平臺進行(圖7)，試驗所選電池為2個相互串聯(lián)的12-LPA-24免維護鉛酸蓄電池，測量運輸機在0、75、175 kg等載荷情況下以及不同爬坡度下的電源電流值，重復(fù)試驗并計算各種情況下的電流均值，測試結(jié)果如圖8所示。所選三拓GW114165電機的額定電流為15 A，12-LPA-24免維護鉛酸蓄電池的最大放電電流為24 A，由圖8可知，運輸機在不同載荷及不同爬坡度條件下，電源電流的變化范圍為2.61～20.12 A。由于該運輸機采用了雙電機驅(qū)動方式，2個電機之間相互并聯(lián)，因此，通過單個電機的電流為電源電流的一半，電機的電流變化范圍為1.305～10.06 A。因此，所選電機和電池均滿足設(shè)計要求。

A:主動輪在M=250 kg,α=0°工況下的應(yīng)力情況 Stress situation of drive wheel when M=250 kg and α=0°； B:主動輪在M=150 kg,α=30°工況下的應(yīng)力情況 Stress situation of drive wheel when M=150 kg and α=30°; C:從動輪在M=250 kg,α=0°工況下的應(yīng)力情況 Stress situation of driven wheel when M=250 kg and α=0°.

圖7 運輸機試驗現(xiàn)場圖

圖8 運輸機電源電流變化圖

2.2 平地能耗試驗

對運輸機平地上不同載荷條件下的能耗進行測試，測試軌道如圖9所示。試驗設(shè)備包括運輸機樣機、試驗動力電池、軌道(17.8 m)、卷尺、秒表(精確到0.01 s)、水桶(25 kg/個)、庫侖計等。試驗中限定軌道長度及運輸機往返的運行時間，在不同載荷情況下，分別用庫侖計測出電池的初始能量與運行后能量[21]，能量差即為消耗的能耗。由n個樣本數(shù)據(jù)Q1、Q2、…、Qn，計算平均值Q和方差σ2。

(18)

試驗分別設(shè)置了空載、50、100、150、225 kg共5個載荷，并在不同載荷情況下，每組往返2程各測試5次(表2)。由表2可知，相同載荷條件下方差較小，說明運輸機在相同工況下的能耗比較穩(wěn)定；不同載荷的能耗為1.58～2.88 Wh，根據(jù)電池的型號12-LPA-24可算出1對電池組的容量為576 Wh，從而計算出在平地運輸機的航程S。

(19)

得出S=[3 560 m，6 489.1 m]，實際情況下電池在電量下降到一定程度時就不能繼續(xù)工作了，所以實際航程要小于計算結(jié)果。比較往返程能耗結(jié)果可知，返程的能耗一直略小于往程的能耗，這主要是由于運輸機的驅(qū)動系統(tǒng)前置和后置的差別，這從側(cè)面上驗證了驅(qū)動系統(tǒng)后置的合理性。

圖9 運輸機能耗測試現(xiàn)場

項目 Item0 kg50 kg100 kg150 kg175 kg往程平均能耗/(W?h)Average energy consumption of go1.8401.9602.3002.6802.880方差 Variance0.0130.0030.0050.0070.006返程平均能耗/(W?h)Average energy consumption of return1.5801.9002.1202.3002.560方差 Variance0.017 0.0000.0070.0150.018

2.3 運輸機附著性測試

設(shè)計的運輸機在平地上不同載荷條件下的附著性測試見圖9。運輸機坡道啟動附著性測試在傾斜角為30°的軌道上進行，試驗設(shè)備包括運輸機樣機、軌道、卷尺、水桶(25 kg/個)等，試驗分別設(shè)置空載、25、50、75 kg共4個載荷，用卷尺記錄滑移量(表3)。對于勻速行駛在坡道上的運輸機，發(fā)生打滑的條件是：

μMgcosα

(20)

式(20)中，橡膠輪與軌道間的滑動摩擦因數(shù)μ=0.68，理論上發(fā)生打滑的最大軌道傾角α=34.2°，且發(fā)生打滑只與滑動摩擦因數(shù)和軌道傾角有關(guān)。在試驗中運輸機的滑移量隨著載荷的增加而減少，載荷在75 kg就沒有出現(xiàn)打滑現(xiàn)象。產(chǎn)生打滑現(xiàn)象的原因：一是由于慣性力的作用，軌道傾角理論盈余只有4.2°，在啟動初期慣性力作用大于傾角的盈余作用；二是運輸機在載重后，橡膠輪產(chǎn)生形變，改變了滑動摩擦系數(shù)，加上驅(qū)動系統(tǒng)后置，重心后移，使效果更為明顯。因此，在實際使用中為了避免打滑現(xiàn)象的發(fā)生，盡量不要在爬坡的時候停機，如遇突發(fā)情況下停機，工作人員可適當(dāng)?shù)赝埔幌逻\輸機即可。

表3 運輸機不同載荷下的滑移量 Table 3 Slip under different load conditions cm

2.4 正交試驗

以運輸機的運行速度為評價指標，選取運輸機驅(qū)動輪材料(PU聚氨酯、丁晴橡膠、氟丁橡膠)、軌道坡度(0°、15°、30°)和裝載質(zhì)量(0、75、175 kg)等因素進行正交試驗(表4)，試驗結(jié)果如表5所示，利用SPSS軟件對試驗數(shù)據(jù)進行方差分析[22]，分析結(jié)果如表6所示。從表5可知，氟丁橡膠是較佳的驅(qū)動輪材料，能較好地滿足運輸機的運行要求且運輸機的最低穩(wěn)定車速為0.241 m/s。從表5和表6可以看出，驅(qū)動輪材料、軌道坡度和裝載質(zhì)量3個因素對運輸機運行速度的影響程度各不相同，各因素對運行速度的影響依次是B>A>C，其中坡度對運行速度的Sig值為0.049，小于0.05，影響顯著，但驅(qū)動輪材料和裝載質(zhì)量的影響都不顯著。因此，為了提高運輸機的運行速度，可將軌道坡度作為切入點，盡量減小坡度，以此來提高運輸機的運行速度。

表4 試驗因素水平 Table 4 Factor levels in experiments

注 Note：PUP:PU聚氨酯 PU polyurethane; NBR:丁晴橡膠 Nitrile-butadiene rubber; FBR:氟丁橡膠 Fluorobutadiene rubber.

表5 正交試驗結(jié)果 Table 5 Result of orthogonal test

表6 正交試驗方差分析 Table 6 Variance analysis of orthogonal test

3 討 論

本研究設(shè)計的運輸機采用了雙電機獨立驅(qū)動的方式，無需鋼絲繩的牽引，避免了在彎曲起伏軌道上使用時易出現(xiàn)亂繩、擠繩以及使用距離過短的問題。該運輸機主要由驅(qū)動系統(tǒng)、車架、制動系統(tǒng)、從動行走機構(gòu)和控制系統(tǒng)等組成，可以實現(xiàn)山地大坡度的運載。該運輸機采用雙電機驅(qū)動，動力充足且更加環(huán)保。相比鋼絲繩牽引運輸機，該運輸機摒棄了鋼絲繩，使得行駛距離不受限制并且軌道路徑不固定，可根據(jù)果園生產(chǎn)需求改變軌道路徑。為了使運輸機獲得較長的使用壽命，選擇合適的電池顯得尤為重要。運輸機的最大電流不能超過電池和電機的許用值，因此，必須對運輸機在不同工況下運行時的電源電流進行測試。試驗結(jié)果表明，在不同工況下，運輸機電源電流的變化范圍為2.61～20.12 A，未超過電池和電機的許用值，所選12-LPA-24免維護鉛酸蓄電池和三拓GW114165電機能較好地滿足運輸機的運行條件；氟丁橡膠是較佳的驅(qū)動輪材料，能較好地滿足運輸機的設(shè)計目標且運輸機的最低穩(wěn)定車速為0.241 m/s；對運輸機運行速度影響最大的因素是坡度，其次是驅(qū)動輪材料，最后是裝載質(zhì)量，其中坡度對運行速度的影響顯著，其余2個因素影響不顯著。特別地，采用一主動多從動的后驅(qū)傳動方式爬坡性能良好，運行比較平穩(wěn)，但盡量不要在滿載的爬坡狀態(tài)下在陡坡處停機，如需停機，可人為輔助啟動。