履帶自走式緩坡地王草收獲機底盤設(shè)計與試驗

王德成 趙彥瑞 尤 泳 張學(xué)寧 王天一 李思標(biāo)

(中國農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院,北京 100083)

0 引言

王草是一種簇生根、高莖稈的多年生雜交狼尾草,分蘗能力強、生長速度快、產(chǎn)量高、飼用營養(yǎng)豐富、適口性好,在我國廣東、廣西和海南等地區(qū)廣泛種植。由于南方地區(qū)雨季長,且王草種植區(qū)域多為土壤疏松肥沃但地塊小、地面起伏大的緩坡地帶,王草機械化青貯收獲的作業(yè)環(huán)境復(fù)雜,適宜作業(yè)期短,作業(yè)難度大[1-5]。

國外對高莖稈飼草機械化收獲技術(shù)的研究雖然比較成熟,但針對王草青貯收獲機械的研究十分薄弱。John Deere、New Holland和Claas等公司生產(chǎn)了多款用于青貯玉米、高丹草和甜高粱等高稈飼草的青貯收獲機,其底盤輪距較大,適用于平原地區(qū)大地塊作業(yè)[6]。而國內(nèi)針對王草機械化收獲技術(shù)的研究主要集中于王草切割特性、切割裝置和破碎裝置的研究[7-9],王草收獲機專用底盤的研究相對薄弱。耿端陽等[10]針對小地塊玉米機械化收獲作業(yè)設(shè)計了一款坡地玉米收獲機伸縮式履帶底盤,可適應(yīng)不同種植行距的玉米收獲作業(yè),提高了整機的坡地作業(yè)穩(wěn)定性。作為底盤的核心部件之一,靜液壓傳動系統(tǒng)(Hydrostatic transmission,HST)具有調(diào)速范圍廣、無級變速等特點,在拖拉機、植保機和插秧機等農(nóng)業(yè)機械領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用[11-13]。吳麗麗等[14]根據(jù)甜高粱分蘗生長特性設(shè)計了一種液壓驅(qū)動收獲機械底盤,采用雙聯(lián)泵帶動電機轉(zhuǎn)動,可根據(jù)甜高粱植株疏密程度實現(xiàn)變速收獲。上述研究對王草收獲機專用底盤的設(shè)計具有借鑒意義。

本文基于王草飼用種植的生長特點,結(jié)合減少割茬碾壓、低速平穩(wěn)收割的機械化收獲作業(yè)要求,設(shè)計履帶自走式王草收獲機專用底盤,并開展樣機試制。

1 王草收獲機底盤整體設(shè)計方案

1.1 作業(yè)要求與設(shè)計目標(biāo)

王草種植株距通常為500 mm,行距為700 mm,簇狀分蘗生長,每簇分蘗數(shù)為20～80個,刈割平面單簇平均直徑實地測量結(jié)果為200 mm;每年刈割4～7次,機收割茬高度為80～200 mm[15-16]。為避免機械化收獲時割茬受到碾壓破壞而影響下茬生長,收獲機底盤軌距應(yīng)設(shè)計合理,離地間隙應(yīng)大于200 mm。由于王草生物量大,且疏密不均,單簇最高分蘗數(shù)有時可達190個[16],收割時瞬時喂入量大,極易引起堵塞;因此,為保證收獲質(zhì)量和作業(yè)效率,底盤應(yīng)采用無級變速且動力充足,以便根據(jù)喂入情況即時調(diào)節(jié)整機前進速度。王草種植區(qū)域地形復(fù)雜,機械化收獲作業(yè)對底盤的起伏地面通過性和緩坡地穩(wěn)定性具有較高要求。結(jié)合已有文獻報道和實地調(diào)研情況[3-5],本文主要針對坡度為8°及以下的王草種植區(qū)域開展王草收獲機專用底盤設(shè)計。

綜合以上作業(yè)要求,確定履帶自走式王草收獲機底盤的設(shè)計目標(biāo)是:①復(fù)雜地形通過性好,采用倒梯形履帶行走機構(gòu)[17],底盤軌距為1 250 mm,最小離地間隙為320 mm。②動力充足,采用無級變速驅(qū)動裝置,最高車速達9 km/h。③適應(yīng)小地塊作業(yè),轉(zhuǎn)彎半徑小于1 500 mm。④最大爬坡度大于8°,在橫向傾角為8°的緩坡地上有較好的行駛穩(wěn)定性和作業(yè)穩(wěn)定性,且不出現(xiàn)側(cè)滑現(xiàn)象。

1.2 整機結(jié)構(gòu)和工作原理

1.2.1整機結(jié)構(gòu)

履帶自走式王草收獲機底盤主要由車架、行走裝置、無級變速驅(qū)動裝置(發(fā)動機、靜液壓無級變速裝置(HST)、機械變速箱)等組成;車架上安裝有割臺總成、喂入裝置、破碎裝置、拋送裝置、集料箱、打捆裝置等收獲作業(yè)工作部件,如圖1所示。

1.2.2王草收獲機工作原理

王草收獲機可依次完成平茬刈割、擠壓輸送、切斷破碎、拋送收集和青貯打捆工序。作業(yè)時,圓盤割臺對王草進行整株平茬切割,割后植株由割臺總成按順序引向喂入裝置,被擠壓輸送至破碎裝置;破碎裝置將王草莖葉與秸稈切碎到規(guī)定的長度;拋送裝置將切碎后的王草送至集料箱,集料箱輔助運輸碎草至打捆裝置,完成王草的青貯打捆。

1.2.3底盤工作原理

履帶自走式王草收獲機底盤配有機械動力輸出系統(tǒng)和液壓動力輸出系統(tǒng),為王草收獲機底盤及工作部件提供動力。

發(fā)動機提供的動力經(jīng)過離合器與分動箱后分兩路輸出:一路與HST連接,驅(qū)動履帶底盤行走及轉(zhuǎn)向;另一路由帶輪、齒輪箱等將動力傳遞給割臺總成、喂入裝置、破碎裝置、拋送裝置、打捆裝置等工作部件。液壓系統(tǒng)主要實現(xiàn)以下功能:通過HST、機械變速箱等驅(qū)動底盤行走;通過與發(fā)動機其中一個動力輸出端連接的液壓泵,分別控制破碎裝置連接的液壓馬達和與割臺、打捆裝置連接的液壓缸,實現(xiàn)各工作部件的功能動作,如圖2所示。底盤主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 履帶自走式王草收獲機底盤主要技術(shù)參數(shù)

圖2 傳動系統(tǒng)簡圖

2 底盤關(guān)鍵裝置設(shè)計與選型

2.1 行走裝置設(shè)計

與輪式底盤相比,履帶式底盤在南方王草種植地區(qū)具有更好的穩(wěn)定性、牽引附著性能和更小的接地比壓[18],故采用履帶式行走裝置,并對其主要結(jié)構(gòu)參數(shù)進行設(shè)計。

2.1.1軌距、接近角與離地間隙

軌距決定底盤的寬度,影響整機的穩(wěn)定性和通過性。根據(jù)前文,王草種植株距X為500 mm、行距Y為700 mm條件下,收獲機的履帶沿種植行間行走,避免對割茬產(chǎn)生碾壓破壞,如圖3所示,圖中,B為履帶底盤軌距,mm;L為履帶接地長度,mm;b為履帶寬度,mm。考慮整機在小地塊作業(yè)的靈活性和收獲效率,確定軌距B為1 250 mm。

圖3 王草收獲模式示意圖

履帶式底盤的接近角即為驅(qū)動輪與其相近支重輪之間的履帶和水平地面的夾角,直接影響整機的越障通過性,以及驅(qū)動輪與履帶的平穩(wěn)嚙合,本文取接近角為37.4°[19]。

根據(jù)不同的飼喂對象,王草的刈割期有所差異,割茬高度為80～200 mm不等[15-16],鑒于履帶在松軟地面作業(yè)時存在下陷情況,設(shè)置最小離地間隙為320 mm,避免底盤觸碰導(dǎo)致王草割茬斷面受到破壞。

2.1.2履帶接地長度與寬度

由于橡膠履帶具有行走阻力小、減振降噪能力強等優(yōu)點,可對王草割茬起到緩沖保護作用,故采用橡膠履帶。履帶接地長度L與軌距B的比值對履帶底盤的行駛性能有著重要影響,L/B越大轉(zhuǎn)向越困難,L/B越小行駛穩(wěn)定性越差[20]。履帶接地長度設(shè)計經(jīng)驗公式[21]為

L=(1.15～1.39)B

(1)

履帶寬度設(shè)計經(jīng)驗公式為

b=(0.18～0.24)L

(2)

在保證不對王草割茬造成碾壓破壞的基礎(chǔ)上,適當(dāng)增加履帶寬度有利于降低接地比壓并提高牽引附著性能[22]。綜合考慮確定履帶接地長度為1 450 mm、履帶寬度為350 mm。

2.2 無級變速驅(qū)動裝置設(shè)計

2.2.1驅(qū)動裝置工作原理

底盤驅(qū)動裝置主要包括HST、機械變速箱和半軸,采用機械變速箱和HST串聯(lián)的動力傳遞形式。機械變速箱共設(shè)置3個擋位,通過改變不同的齒輪嚙合實現(xiàn)整機高速、中速、低速切換。HST由一個閉式變量泵-定量馬達容積變速回路構(gòu)成[23],變量泵單向旋轉(zhuǎn)輸入,定量馬達可雙向旋轉(zhuǎn)輸出;整體結(jié)構(gòu)緊湊,傳動平穩(wěn),回路效率高,變速范圍較大。通過調(diào)節(jié)柱塞變量泵的斜盤傾角,控制整機的前進、后退、停止及在不同擋位內(nèi)的無級變速,保證整機在松軟地面和復(fù)雜地形的適應(yīng)性和通過性。整機在低速擋位作業(yè)時可以實現(xiàn)無級變速,防止王草瞬時喂入量過大導(dǎo)致莖稈堵塞,原理如圖4所示。

圖4 驅(qū)動系統(tǒng)原理圖

2.2.2發(fā)動機選型

根據(jù)整機在工作過程中的最大輸出功率進行發(fā)動機的選型。整機的功率消耗主要包括行駛功耗、液壓系統(tǒng)功耗及其他工作部件功耗[24]。

忽略空氣阻力的影響,整機在滿載勻速爬坡工況下行駛最大阻力為

Fα=(m+mz)g[(f1+f2)cosα+sinα]

(3)

式中Fα——滿載爬坡阻力,N

m——整機質(zhì)量,kg

mz——圓草捆單捆質(zhì)量,kg

g——重力加速度,取9.8 m/s2

f1——滾動阻力系數(shù),取0.10

f2——內(nèi)摩擦阻力系數(shù),取0.05

α——最大爬坡角度,取20°

使用SolidWorks軟件對整機進行建模,采用質(zhì)量評估模塊得到整機質(zhì)量m約為4 500 kg。經(jīng)過前期研究[7],王草機械化青貯收獲時草捆密度可達780 kg/m3,圓草捆直徑為1.04 m,寬度為0.7 m,草捆質(zhì)量mz約為465 kg。

爬坡功率為

(4)

式中Pα——爬坡功率,kW

vα——最大爬坡度時整機最高行駛速度,取4 km/h

液壓工作系統(tǒng)主要控制完成整機割臺升降、打捆裝置開閉、部分帶輪張緊和壓緊裝置動作,此部分功率消耗最大為

(5)

式中Pω——液壓系統(tǒng)功率,kW

pc——額定壓力,取20 MPa

Q——液壓系統(tǒng)最大流量,取50 L/min

ηv——液壓系統(tǒng)容積效率,取0.95

圓盤切割器收割簇生王草時功耗較大,約為13.5 kW[7]。依據(jù)文獻[25],圓盤切割器、螺旋輸送器、切碎裝置和打捆裝置等部件工作時總功耗PL約為23.5 kW。因此,發(fā)動機額定功率需滿足

Pe≥Pα+Pω+PL

(6)

計算得到發(fā)動機額定功率Pe≥67.15 kW,考慮功率儲備,選用常柴4G33TC型柴油發(fā)動機,其主要參數(shù)為:額定功率74.5 kW、額定轉(zhuǎn)速2 300～2 600 r/min、總排量3.261 L、最大轉(zhuǎn)矩310 N·m、凈質(zhì)量250 kg。

2.2.3HST選型

進行HST的選型時,首先需要確定液壓馬達參數(shù)。角功率是傳動裝置設(shè)計過程中極為重要的參數(shù),故采用角功率方法[21]確定液壓馬達轉(zhuǎn)速和排量。

液壓馬達角功率為

(7)

式中Pmj——液壓馬達角功率,kW

FTmax——最大切線牽引力,近似為Fα,kN

ukmax——最大理論速度,取9 km/h

η——液壓馬達與驅(qū)動輪之間的傳動效率,取0.95

Z——液壓馬達數(shù)量,取1

由式(7)計算得液壓馬達的角功率為Pmj=61.84 kW。

液壓馬達排量需要滿足

(8)

式中pmax——液壓系統(tǒng)最高匹配壓力,取38 MPa

Vmmax——液壓馬達最大排量,mL/r

nmmax——液壓馬達最高匹配轉(zhuǎn)速,r/min

液壓系統(tǒng)最高匹配壓力由溢流閥限定,參考液壓系統(tǒng)壓力設(shè)定方面的經(jīng)驗,最高匹配壓力定為38 MPa,液壓馬達最高匹配轉(zhuǎn)速取3 000 r/min,得液壓馬達排量大于34.26 mL/r。選取無錫威孚公司生產(chǎn)的HCT50C型HST,其主要技術(shù)參數(shù)如表2所示。

表2 HCT50C型HST主要技術(shù)參數(shù)

2.2.4變速箱選型

整機理論行駛速度等于驅(qū)動輪圓周速度,為

vt=0.12πnerd/(imip)

(9)

式中vt——理論行駛速度,km/h

ne——發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速,r/min

rd——驅(qū)動輪節(jié)圓半徑,m

im——液壓馬達到驅(qū)動輪之間的傳動比

ip——分動箱傳動比,取0.812 5

考慮履帶與地面之間的滑轉(zhuǎn)以及閉式液壓驅(qū)動系統(tǒng)的壓力和流量損失,實際行駛速度[21]為

(10)

式中v——實際行駛速度,km/h

qp——變量泵排量,mL/r

qm——液壓馬達排量,mL/r

ηpv——變量泵容積效率

ηmv——液壓馬達容積效率

δ——履帶相對地面的滑轉(zhuǎn)率,參照常見的履帶式農(nóng)用機械,取0.07

已知收獲機最大行駛速度為9 km/h,發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速為2 600 r/min,驅(qū)動輪半徑為0.13 m;由上文得,變量泵排量為50 mL/r,液壓馬達排量為50 mL/r,變量泵的容積效率取0.95,液壓馬達容積效率取0.95,滑轉(zhuǎn)率取0.07,得到imip≈11.88。

由于變量泵輸入轉(zhuǎn)速為600～3 200 r/min,為使得HST與發(fā)動機轉(zhuǎn)速匹配,取分動箱傳動比為0.812 5。計算得液壓馬達到驅(qū)動輪之間的傳動比最小為14.622。據(jù)此選取浙江云洲科技公司的YZ-95B型機械變速箱總成,其主要技術(shù)參數(shù)為:輸入轉(zhuǎn)速0～3 000 r/min、Ⅰ擋速比30.502、Ⅱ擋速比22.419、Ⅲ擋速比15.347。

2.3 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計

2.3.1液壓助力轉(zhuǎn)向原理

轉(zhuǎn)向系統(tǒng)決定履帶底盤的整體操縱性能[26]。本文選取具有結(jié)構(gòu)簡單、操縱方便、轉(zhuǎn)向平穩(wěn)且靈活等優(yōu)點的液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)。液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作原理如圖5所示,通過液壓系統(tǒng)控制轉(zhuǎn)向油缸閥芯動作,進而控制變速箱轉(zhuǎn)向撥叉動作來實現(xiàn)轉(zhuǎn)向。

圖5 液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)原理圖

轉(zhuǎn)向油缸左側(cè)閥芯通油時,左側(cè)閥芯頂住左側(cè)轉(zhuǎn)向撥叉,變速箱左側(cè)半軸切斷動力,履帶底盤向左轉(zhuǎn)向;通油結(jié)束后轉(zhuǎn)向油缸左側(cè)閥芯在彈簧作用下復(fù)位,左側(cè)轉(zhuǎn)向撥叉同時復(fù)位,左轉(zhuǎn)向結(jié)束。同理,轉(zhuǎn)向油缸右側(cè)閥芯通油可實現(xiàn)履帶底盤右轉(zhuǎn)向。三位四通換向閥閥芯的位置決定轉(zhuǎn)向油缸左(右)側(cè)閥芯的動作以及轉(zhuǎn)彎半徑。

2.3.2轉(zhuǎn)向性能分析

當(dāng)液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)不工作時,發(fā)動機的動力經(jīng)過HST和變速箱分別傳遞至兩側(cè)驅(qū)動輪,履帶底盤沿直線行駛;轉(zhuǎn)向系統(tǒng)工作時,履帶底盤兩側(cè)履帶差速行走,王草收獲機按一定的轉(zhuǎn)彎半徑向低速側(cè)轉(zhuǎn)向。圖6為差速轉(zhuǎn)向示意圖。

圖6 履帶底盤差速左轉(zhuǎn)向示意圖

在不考慮履帶的滑轉(zhuǎn)、滑移的條件下,轉(zhuǎn)彎半徑[27]為

(11)

式中R——轉(zhuǎn)彎半徑,mm

v1——右側(cè)履帶線速度,m/s

v2——左側(cè)履帶線速度,m/s

當(dāng)左側(cè)履帶制動時,右側(cè)履帶繞著左側(cè)履帶中心處轉(zhuǎn)動,此時轉(zhuǎn)彎半徑最小,與履帶底盤軌距相等[21],為1 250 mm。

2.4 車架結(jié)構(gòu)設(shè)計

車架的質(zhì)量分布、靜態(tài)載荷特性等影響著底盤的性能和可靠性[28-29]。車架由材料為Q235結(jié)構(gòu)鋼的矩形管和方形管焊接而成,整體尺寸(長×寬×高)為3 168 mm×1 560 mm×1 040 mm,呈上、中、下3層結(jié)構(gòu),底部縱梁與行走裝置連接支撐整機質(zhì)量,中部主梁承載發(fā)動機、破碎裝置、拋送裝置和其它部件,頂部支撐梁上裝有駕駛室和液壓油箱,結(jié)構(gòu)如圖7所示。

圖7 車架結(jié)構(gòu)圖

圓盤割臺及相關(guān)配件,通過支座和液壓缸與車架前端連接。為保證王草收獲機的流暢作業(yè),根據(jù)收獲工藝要求將其它主要工作部件按順序依次安裝在車架右側(cè)。駕駛座布置在車架左前段,與前置驅(qū)動匹配性好,視野開闊;液壓油箱布置在駕駛座后方,在車架主梁中段。為減少發(fā)動機振動、噪聲等在作業(yè)時對駕駛員的影響,發(fā)動機后置,在車架的左后段,同時考慮整機的質(zhì)量分布均衡,將散熱器布置在發(fā)動機后面,燃油箱在發(fā)動機右側(cè)。整機各部件布置如圖8所示。

圖8 整機部件布置示意圖

3 整機穩(wěn)定性分析

穩(wěn)定性對王草收獲機的行駛安全性能和操縱性能有重要影響[25],包括橫向穩(wěn)定性和縱向穩(wěn)定性。本文采用極限傾翻角和極限滑移角對整機橫向穩(wěn)定性、縱向穩(wěn)定性進行評價。

3.1 橫向穩(wěn)定性分析

空載時,王草收獲機在橫向坡道靜止或等速直線行駛時的受力情況如圖9所示。

圖9 王草收獲機履帶底盤橫向受力分析圖

由整機受力平衡和對點C取力矩的力矩平衡得

(12)

式中N1——地面對上側(cè)履帶的法向作用力,N

N2——地面對下側(cè)履帶的法向作用力,N

G——整機重力,N

αm——橫向極限傾翻角,(°)

h——重心到地面的垂直高度,mm

e——重心離開縱向中心平面的偏移距離,mm

可求得點D的支反力為

(13)

為了避免王草收獲機發(fā)生傾翻,需滿足N1≥0;由于B>0,故可推導(dǎo)得整機不產(chǎn)生傾翻的橫向極限傾翻角αm為

(14)

在橫向坡道行駛時,還可能發(fā)生滑移現(xiàn)象,為避免產(chǎn)生側(cè)滑,整機橫向極限滑移角α′m為

α′m=arctanμ

(15)

式中μ——地面附著系數(shù)

由式(14)、(15)可知,整機橫向穩(wěn)定性主要與重心位置、軌距、履帶寬度及地面情況有關(guān)。為獲得良好的橫向穩(wěn)定性,履帶底盤的重心高度和重心偏移距離應(yīng)盡量取較小值,軌距和履帶寬度應(yīng)盡量取較大值。運用SolidWorks軟件對整機的重心位置進行測定,得整機重心到地面的垂直距離h為950 mm,重心離開縱向中心平面的偏移距離e為25 mm。依據(jù)文獻[25],王草種植地的地面附著系數(shù)取0.67,代入上文所述參數(shù)得橫向極限傾翻角αm為39.2°,橫向極限滑移角α′m為33.7°。

3.2 縱向穩(wěn)定性分析

縱向傾翻是指在上坡或下坡時,王草收獲機兩側(cè)履帶繞后支重輪或前支重輪的傾翻。

履帶底盤勻速上坡時,由于速度較慢,空氣阻力可忽略不計,此時整機可視作在縱向坡地上靜止,其受力處于平衡狀態(tài),如圖10a所示。

圖10 王草收獲機履帶底盤縱向極限傾翻受力分析圖

對支重輪B取矩,建立力學(xué)平衡方程為

(16)

式中N——地面對整機的垂直支反力,N

βlim——上坡極限傾翻角,(°)

l——支重輪B軸線與垂直支反力之間的距離,mm

a——重心與支重輪B軸線之間的距離,mm

可求得

(17)

為使王草收獲機上坡時不發(fā)生傾翻,地面對整機的垂直支反力N作用線應(yīng)落在支重輪B之前,即l≥0,推導(dǎo)得上坡極限傾翻角βlim為

(18)

同理,履帶底盤下坡極限傾翻臨界狀態(tài)如圖10b所示,下坡極限傾翻角β′lim為

(19)

式中β′lim——下坡極限傾翻角,(°)

L′——支重輪A、B軸線間的距離,mm

由式(18)、(19)可知,在上坡或下坡時,整機縱向穩(wěn)定性與重心高度、重心至支重輪軸線的距離有關(guān);重心高度h越小,重心與對應(yīng)支重輪軸線(下坡時為支重輪A)的距離越大,整機就越不容易發(fā)生傾翻,縱向穩(wěn)定性越好。由上文知,L′為1 450 mm、h為950 mm;運用SolidWorks軟件對整機的重心位置進行測定,得重心至支重輪B軸線的距離a為700 mm,將所述參數(shù)代入式(18)、(19),得到上、下坡極限傾翻角分別為36.4°和38.3°,均大于8°,能夠滿足在緩坡地行駛時王草收獲機的穩(wěn)定性要求。

4 整機性能試驗

4.1 試驗條件

在石家莊鑫農(nóng)機械有限公司完成王草收獲機專用底盤的加工試制,搭載其它工作部件。2022年4月,在河北省無極縣北蘇工業(yè)園區(qū)進行了整機性能試驗。試驗儀器設(shè)備包括皮尺、卷尺、秒表、土壤堅實度測試儀和角度測量儀等。參照GB/T 5262—2008《農(nóng)業(yè)機械 試驗條件測定方法的一般規(guī)定》,測試田間的環(huán)境參數(shù)。

4.2 性能試驗

試驗場地有平整地面,也可找到隨機坡度的干硬坡面,土壤堅實度平均為463.5 kPa。根據(jù)王草收獲機專用底盤設(shè)計目標(biāo),分別對最高行駛速度、最小轉(zhuǎn)彎半徑、爬坡性能、坡地穩(wěn)定性、駐車制動安全性等指標(biāo)進行測試。

4.2.1最高行駛速度測試

整機有3個速度擋位,且可在每個擋位內(nèi)實現(xiàn)無級變速。如圖11a所示,按照GB/T 10394.3—2002《飼料收獲機 第3部分:試驗方法》進行了最高行駛速度測試。選取長度大于50 m的田間平整路面,駕駛員操作調(diào)速手柄,使用秒表分別測量整機以不同擋位最高速度直線行駛50 m所需時間,每個擋位重復(fù)3次測量并取平均值,計算出不同擋位內(nèi)最高行駛速度,試驗結(jié)果如表3所示。

表3 最高行駛速度測試結(jié)果

圖11 行駛性能測試

由表3可知,王草收獲機行駛動力充足,Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ擋實際最高行駛速度分別為4.19、6.07、9.02 km/h,均與各擋位的理論最高行駛速度接近;整機能夠以中高速在田間或道路行駛。由于整機的功率損失、人為操作誤差和履帶底盤在田間路面的滑轉(zhuǎn),整機實際行駛速度低于理論行駛速度。

4.2.2最小轉(zhuǎn)彎半徑測量

參照GB/T 3871.5—2022《轉(zhuǎn)向圓和通過圓直徑》,進行最小轉(zhuǎn)彎半徑測量。整機以速度1 km/h在田間平穩(wěn)行駛后,通過液壓裝置控制底盤的一側(cè)履帶制動,另一側(cè)履帶前進;行駛360°后駛出測試區(qū),用卷尺分別在車轍軌跡圓的3個等分點處測量所留軌跡圓直徑,并計算其平均值,試驗如圖11b所示。最小轉(zhuǎn)彎半徑的試驗結(jié)果如表4所示。

表4 最小轉(zhuǎn)彎半徑測試結(jié)果

由表4可知,整機最小轉(zhuǎn)彎半徑為1 349 mm,滿足南方地區(qū)小地塊作業(yè)需要和設(shè)計要求;與理論值(1 250 mm)相比,實測值更大一些,主要是因為整機較重,且轉(zhuǎn)彎時履帶存在滑移、滑轉(zhuǎn)的現(xiàn)象。

4.2.3爬坡試驗

在試驗現(xiàn)場隨機選取坡度8°～30°坡面進行試驗,如圖12所示。

圖12 爬坡試驗

整機以速度1 km/h平穩(wěn)駛向坡面,當(dāng)通過坡面后使用角度測量儀測量對應(yīng)爬坡度。試驗結(jié)果顯示整機可順利通過8°的坡面,最大爬坡度為26°,滿足緩坡地王草收獲要求。

4.2.4坡地穩(wěn)定性試驗

在試驗現(xiàn)場選取坡度為15°～16°的坡地,整機以速度1 km/h在橫向坡地等高線行駛,并觀察有無側(cè)滑、傾翻傾向,如圖13所示。

圖13 坡地穩(wěn)定性試驗

結(jié)果表明,王草收獲機在橫向傾角為15°～16°的坡地等高線行駛時穩(wěn)定性良好,無側(cè)滑、傾翻現(xiàn)象,滿足標(biāo)準(zhǔn)要求[30],亦滿足緩坡地(8°) 行駛穩(wěn)定性要求。

4.2.5駐車制動試驗

為保證駐車制動安全性,參照GB/T 10394.4—2009《飼料收獲機 第4部分:安全和作業(yè)性能要求》,基于王草收獲實際作業(yè)條件,在試驗現(xiàn)場選取坡度為10°～12°、總長為11.4 m的干硬坡道,開展上坡、下坡駐車制動試驗,如圖14所示。整機在規(guī)定的坡道上停住,按要求將變速箱置于空擋、發(fā)動機熄火后,以規(guī)定外力施加在制動踏板上,能夠可靠停駐5 min以上,滿足國家標(biāo)準(zhǔn)要求。

圖14 駐車制動試驗

4.3 田間收獲試驗

為進一步驗證底盤的農(nóng)藝匹配性,于2022年5月在河北省無極縣北蘇工業(yè)園區(qū)王草試驗田進行田間收獲試驗,如圖15所示。選取坡度為8°～9°的試驗田,測得王草株、行距平均約為500、700 mm,株高為1.5～2.1 m,單簇分蘗數(shù)達20個以上。整機以Ⅰ擋無級變速作業(yè),使前進速度保持在2.88 km/h左右[8];預(yù)留行走長度10 m,收割長度20 m,重復(fù)3次試驗。觀察收獲過程中整機運行情況,計算3次試驗的割茬碾壓率,計算公式為

圖15 田間收獲試驗

K=n/nz×100%

(20)

式中K——割茬碾壓率,%

n——單次試驗中割茬碾壓數(shù)量,株

nz——單次試驗收割長度內(nèi)割茬總數(shù),株

結(jié)果表明,田間收獲時底盤可在速度0～4.19 km/h之間及時平穩(wěn)變速,動力充足; 3次試驗的割茬碾壓率分別為8.25%、6.98%和7.06%,平均割茬碾壓率為7.43%,割茬碾壓較少,底盤的農(nóng)藝匹配性良好。當(dāng)單簇王草分蘗數(shù)較多時,駕駛員通過操作調(diào)速手柄調(diào)節(jié)HST無級變速裝置,及時降低整機前進速度,可有效避免瞬時喂入量過大引起莖稈堵塞現(xiàn)象的發(fā)生,滿足王草機械化青貯收獲作業(yè)要求。

5 結(jié)論

(1)針對小地塊、緩坡地種植的王草機械化收獲困難的問題,基于減少割茬碾壓、低速平穩(wěn)收割的作業(yè)要求,提出了履帶自走式王草收獲機底盤的設(shè)計目標(biāo),開展了底盤設(shè)計與關(guān)鍵裝置的選型,并試制樣機。

(2)采用倒梯形、橡膠履帶式行走裝置,底盤軌距1 250 mm,最小離地間隙320 mm,履帶寬度350 mm,履帶接地長度1 450 mm;配套動力74.5 kW,采用HST無級變速驅(qū)動裝置和液壓助力轉(zhuǎn)向。

(3)田間性能試驗結(jié)果表明:王草收獲機底盤最高行駛速度為9.02 km/h,最小轉(zhuǎn)彎半徑為1 349 mm,最大爬坡度為26°;在橫向傾角為15°～16°的坡地等高線行駛時無側(cè)滑、傾翻現(xiàn)象;在坡度為10°～12°的縱向坡道,沿上、下坡方向可靠停駐時間均大于5 min;田間收獲時整機運行平穩(wěn),動力充足,能夠?qū)崿F(xiàn)速度0～4.19 km/h無級變速,平均割茬碾壓率為7.43%,對王草收獲適應(yīng)性強,能夠滿足作業(yè)要求,為整機研發(fā)提供了借鑒。