適用于淺山丘陵地區(qū)作業(yè)環(huán)境的履帶式行走底盤機械結構設計摘要淺山丘陵農業(yè)機械化水平程度低，采用人工種植平茬收獲的方法效率低，無法滿足檸條產業(yè)的需求。為了提高淺山丘陵地區(qū)農機化水平，設計一款完全適應淺山丘陵地區(qū)作業(yè)環(huán)境的行走底盤，保證農業(yè)設備作業(yè)的高效穩(wěn)定，提高機械的工作效率，對于提高淺山丘陵地區(qū)農業(yè)生產的機械化水平具有深遠影響。本文首先根據所選檸條種植區(qū)作業(yè)的實際情況提出的要求，確定了以履帶式行走底盤為底盤的設計目標。對底盤的行走系、轉向系、傳動系組成進行研究分析，對相關參數進行計算，完成動力系統(tǒng)的選型，應用車輛底盤設計理論完成行走底盤的整機結構參數化設計和總體布局。其次，利用三維繪圖軟件Solidworks和多體力學軟件RecurDyn對淺山丘陵作業(yè)車輛底盤車架進行了虛擬樣機的動力學仿真，結合實際作業(yè)工況，針對底盤的行駛性能，選取平面行駛和爬坡行駛兩個作業(yè)工況進行仿真分析，選取跑偏度作為評價指標對底盤的行駛性能進行評價。針對底盤的轉向性能，仿真得到最小轉彎半徑為1180mm，滿足作業(yè)環(huán)境需求。針對底盤的穩(wěn)定性能，在分析縱向坡道穩(wěn)定性后，對底盤的橫向穩(wěn)定性進行了仿真分析。之后，通過AnsysWorkbench軟件對行走底盤中的車架進行靜力學分析，以分析車架的強度和剛度；對行走底盤中的車架進行模態(tài)分析，保證車架的抗振性。分析結果證明：車架的結構及其性能合理。最后，以第四章對于車架性能的分析結論為基礎，在保證車架性能的前提下，選用拓撲優(yōu)化方法，對車架結構進行優(yōu)化，優(yōu)化結果滿足設計要求的同時，實現了輕量化設計。關鍵詞：淺山丘陵，底盤，仿真分析，優(yōu)化設計目錄TOC\o"1-2"\h\u22358摘要 第一章緒論1.1研究背景淺山區(qū)是山區(qū)中地形相對特殊的一部分，是相對“深山區(qū)”、“高山區(qū)”而提出的一個區(qū)域概念，指在交通的開發(fā)、人口的密度、人均的耕地和宜牧的草坡等相對深山區(qū)而言，開發(fā)較早的低山、丘陵和山麓平原等；丘陵是指由各種巖類組成的地表不平整，但是起伏和緩，并且絕對高度在五百米以內，同時相對高度小于等于二百米的坡面組合體[1]。因此，本文研究的淺山丘陵區(qū)指的是地表形態(tài)的起伏多、人類開發(fā)較早，并且已經承受一定開發(fā)壓力的區(qū)域，多為缺水且干旱的丘陵地區(qū)。在我國淺山丘陵面積大，資源種類較多，丘陵山地的面積占全國土地總面積的60%以上，擁有超過一半以上的縣級行政區(qū)，耕地面積占比廣泛，約占全國的63.2%，居住人口和糧食產量達到全國總數的一半，農業(yè)資源十分富足，農業(yè)經濟發(fā)展的前景巨大[2,3]。我國西部的黃土高原、河西走廊等淺山丘陵區(qū)域是我國檸條等落葉灌木的主要分布地區(qū)，落葉灌木的植物特點即根系比較發(fā)達，吸水力比較強，同時，由于其生態(tài)適應性強，抗逆性也十分強。典型的灌木有檸條，收割加工后，營養(yǎng)豐富的檸條不僅可以作為家畜的飼料，還具有一定的藥用價值，更是可以用來作為木柴燃料，經濟效益好[4-6]。同時，檸條作為一種耐熱耐旱的植物，在我國沙化地區(qū)的防沙固沙任務中發(fā)揮了重要作用，也是寧夏回族自治區(qū)主要的防沙護林灌木之一。到目前為止，人工平茬仍是自治區(qū)內主要采用的平茬收獲方法，存在部分機械化采收的農業(yè)機械主要有背負式、肩負式平茬機[7]，平茬效果差，收獲效率低，人工需求量大，無法滿足檸條產業(yè)種植收獲的急切需求。農業(yè)機械是農業(yè)自動化采收的重要發(fā)展方向，農業(yè)機械化是我國農業(yè)現代化的根基，同時也是是農業(yè)先進生產力的評價指標。隨著國家推進三農產業(yè)現代化的進程不斷加快，對農機產業(yè)的發(fā)展提出了更高的要求，寧夏回族自治區(qū)的農業(yè)機械化產業(yè)的發(fā)展也迎來了一個新時期[8]。各個類別的農業(yè)機械裝備在農業(yè)生產中所占的比重日漸增重。目前，平原地區(qū)的機械化水平發(fā)展較快，質量較高，淺山丘陵地區(qū)的機械化已成為農業(yè)發(fā)展的必然趨勢[9]。由于淺山丘陵地區(qū)地形復雜，具有一般丘陵地區(qū)地塊面積小、地塊形狀不規(guī)則、路面坡度大和地面起伏頻繁等特點的同時[10,11]，又存在淺山區(qū)特有的土壤半沙化的缺點，是機械化最薄弱的地區(qū)。目前，在我國淺山丘陵地區(qū)進行農業(yè)作業(yè)的主要機械仍以拖拉機為主，以四輪、履帶式、手扶式及兩輪式微耕機為主[12-15]。由于傳統(tǒng)的農業(yè)機械在復雜地形條件下運行困難，這些拖拉機大多是由普通拖拉機進行設計改裝后投入使用，對于淺山丘陵地區(qū)的復雜的工作環(huán)境，不能完全滿足良好通過性和穩(wěn)定性的需求，同時，也無法承擔作業(yè)多樣性的重擔，使得農業(yè)機械存在作業(yè)質量差、動力消耗大、爬坡性能差和容易發(fā)生傾翻等問題[16,17]。專業(yè)的拖拉機與部件研發(fā)還處于起步階段，這是制約淺山丘陵地區(qū)農業(yè)機械化發(fā)展的主要瓶頸之一。自走式檸條平茬收割機是一類較先進的檸條平茬機械，而行走底盤是保障平茬作業(yè)質量的關鍵部件，決定了檸條平茬機械的工作效率。淺山丘陵行走底盤在農業(yè)生產中用處很多，其功能主要包含灌木平茬、灌木收割、灌木運輸等方面。因此，研制一款完全適應淺山丘陵地區(qū)作業(yè)環(huán)境的行走底盤，具有較好的通過性，保證其搭載的農業(yè)設備高效穩(wěn)定的作業(yè)，提高農業(yè)機械工作效率，對于提高淺山丘陵地區(qū)農業(yè)生產的機械化水平具有重要的指導意義。1.2課題來源和意義1.2.1課題的來源本課題來源于寧夏回族自治區(qū)重點研發(fā)計劃項目“淺山丘陵檸條采收及飼料一體化加工智能裝備研發(fā)”，自治區(qū)內的檸條生長在沙化的土地中，周圍地面凹凸不平，其中不乏少數石塊，沙地表面的承載能力較低，同時，植株之間的種植距離不統(tǒng)一，檸條叢的根部由于風沙的作用容易聚集沙粒，形成沙包?，F有的檸條收獲機多存在通過性和穩(wěn)定性較差等問題，這已成為制約自治區(qū)內檸條整體產業(yè)發(fā)展的首要問題。高效檸條切割器與三維地形自適應仿形的智能平茬裝備的設計與研制，不僅解決了這一問題，同時也填補了國內檸條仿形平茬機的空白。1.2.2課題的意義結合項目的實施，本課題設計一種適用于淺山丘陵作業(yè)車輛的動力底盤。根據淺山丘陵地區(qū)的地貌特征，結合計算機和虛擬樣機仿真技術，利用Solidworks軟件建立精確有效的樣機模型，運用多體動力學軟件RecurDyn對所設計的底盤進行性能的評估和優(yōu)化，運用AnsysWorkbench軟件對淺山丘陵地區(qū)作業(yè)車輛底盤的車架進行有限元分析及優(yōu)化，保證車架力學性能符合要求的同時，避免因共振產生較大震動，減少物理樣機的制造與試驗所占用的時間，優(yōu)化后的車架性能良好，耗材較低，降低設計與生產成本。本課題的工作對于淺山丘陵地區(qū)行走底盤的研究具有借鑒意義，對于提高農業(yè)機械在淺山丘陵環(huán)境下的作業(yè)效率，減少人力勞動度，減少經濟成本，提高淺山丘陵地區(qū)農業(yè)機械自動化具有重要意義。1.3國內外研究現狀及分析1.3.1國內丘陵底盤的研究現狀我國淺山丘陵山地農業(yè)運輸裝備的研究起步較晚，近年來，國家在發(fā)展農業(yè)機械上投入了大量的人力物力財力，許多企業(yè)和高校對淺山丘陵地區(qū)作業(yè)車輛底盤研發(fā)也在不斷地深入。各大高校研究院在分析國內丘陵山區(qū)作業(yè)環(huán)境的特點后，引進歐美等發(fā)達國家相關農業(yè)作業(yè)車輛底盤的先進技術，開發(fā)研制出適合我國作業(yè)特點及要求的行走底盤。目前，我國研究者們研究的適合我國的丘陵作業(yè)底盤主要有輪式和履帶式，兩種行走底盤適應的工作環(huán)境以及要求不同，主要通過自主設計，降低重心以提高底盤的通過性，對工作地面進行仿形以提高底盤對于地形適應能力，采用變地隙和輪距等方式滿足不同種植工藝以及地形的需求，或者加入控制系統(tǒng)，使底盤車體根據不同路面信息，實現車身的實時調整，提高底盤的穩(wěn)定性。王鋒等[18]為了解決目前在丘陵地區(qū)果園的作業(yè)機械的通過性和穩(wěn)定性差的現狀，研制了由三角履帶作為行走系統(tǒng)的動力底盤，如圖1-1所示。由于底盤的整體體積小，生產成本相對較低；在黏性較強的路面上行駛時，特有的履帶形狀可以提高底盤整機的越障能力，提高底盤的穩(wěn)定性，工作時底盤速度較小，最大爬坡角度可達15°，轉彎半徑為750～1340mm，最大跨越壕溝寬度為500mm，最高跨越垂直障礙物高度為528mm。適合在南方丘陵地區(qū)的果園進行農業(yè)作業(yè)。底盤的操縱簡單，但是底盤整體的質量分布不均衡，具有較大的振動。圖SEQ圖\*ARABIC1-1三角履帶式底盤圖1-2履帶式多功能機王學良等[19]為了解決農機具不能完全適應丘陵山地地區(qū)的作業(yè)地形問題，設計了一種多功能作業(yè)機。如圖1-2所示。底盤采用履帶式底盤，動力系統(tǒng)采用液壓式，柴油發(fā)動機、齒輪泵和油箱位于駕駛員座椅的后下方。試驗樣機在工作試驗中最大爬坡度可達到28°，橫向可以通過最大為12°的斜坡，具有較強的爬坡能力和抗傾翻能力的同時，具有較低的質心，該底盤尤其滿足在丘陵山地復雜的工作環(huán)境中作業(yè)的要求。劉平義等[20]設計了一種行走底盤，該底盤選用行星履帶作為行走系統(tǒng)，共四組，提高了底盤在復雜地面的通過性，如圖1-3所示。這種結構設計兼具了兩種不同類型行走系統(tǒng)結構的優(yōu)點，在平坦路面工作時，行走方式與一般履帶式底盤相同；在不平穩(wěn)和低障礙路面行走時，根據觸地的履帶輪的變化，系桿支架進行自動的仿形調節(jié)；在具有較難跨越的路面工作時，系桿支架繞被阻履帶輪轉動的同時，履帶及另兩個履帶輪同時公轉，達到翻越障礙的目的，如圖1-4所示。底盤具有仿形和翻轉越障能力，在起伏不定的丘陵山區(qū)等復雜地面行走的行走性能良好。圖1-3行星履帶農用動力底盤圖1-4越障行星履帶底盤丁素明等[21]為了解決傳統(tǒng)的種植模式中行間通過性高的行走底盤較少的現狀，設計了一種果園噴霧機底盤。如圖1-5所示。整機行間最低通過高度為1600mm；最小轉彎半徑約為2000mm；設計了新型的多動力輸出分動裝置，可以實現不同工作系統(tǒng)的互不影響；變速箱與擋位的配合，實現高低速（3+1）×2個擋位，并且可以根據行走條件，隨意的進行兩驅與全驅的選擇，駕駛員與發(fā)動機及動力系統(tǒng)分別放置在底盤前后兩部，整機重力分布均勻。圖1-5自走式果園噴霧動力底盤圖1-6農用仿形行走動態(tài)調平底盤劉平義[22]等針對丘陵山區(qū)底盤通過性差和車身晃動難以維持水平的問題，設計了一種動態(tài)調平底盤。如圖1-6所示，行走底盤安裝的懸架可以變化角度，在不平穩(wěn)路面行走時，通過對懸架工作角度的調節(jié)，實現多自由度仿形行走；同時采用全時多輪驅動，各懸架上的懸臂夾角可以利用伸縮機構進行調整，可以改變高度，動態(tài)補償調平符合丘陵山地復雜地形對于底盤的要求，實現了車身的實時調平，。高巧明等[23]為了解決丘陵山區(qū)復雜的環(huán)境和農作物不同的種植工藝對底盤性能要求高的問題，創(chuàng)新性的運用了平衡搖臂懸架，并選用H型傳動的系統(tǒng)方案，設計出了一款可變地隙可變輪距的行走底盤,如圖1-7所示。轉向方式為四輪全液壓轉向,不存在轉向梯形，轉向時同側車輪以對稱的角度進行偏轉轉向,這種轉向方式能大大減小轉彎半徑，實現同轍轉向。針對不同的工作環(huán)境，手動控制液壓系統(tǒng)來相應的改變地隙和輪距。前后搖臂中間具有能夠擺動的角度平分調節(jié)機構，根據擺動的幅度實現地隙的改變；將車輪兩側的驅動橋設計成可向外滑動的特殊裝置，實現輪距的改變。(a)(b)圖1-7可變地隙和輪距動力底盤1.3.2國外丘陵底盤的研究現狀國外發(fā)達國家在很久之前就開始了對于丘陵山地拖拉機的設計研制與應用，到21世紀初已經實現最大作業(yè)坡度達到27°，如今國外關于丘陵山地作業(yè)車輛的底盤的相關技術已經十分成熟[24]。日本在微型和小型機械方面的技術十分成熟，但是由于我國自然環(huán)境的制約，適合在小區(qū)域作業(yè)的農業(yè)機械難以滿足我國大面積農作物的收獲需求。在這一領域，擁有世界領先技術的國家是美國和意大利，他們研究重要內容是差高變化以提升穩(wěn)定性和機電液一體化在拖拉機底盤中的應用。蘇聯格魯吉亞的農業(yè)科學院的研究室研制出一種拖拉機，該機小巧靈活，十分適合多坡路面作業(yè)，最大作業(yè)坡度可達40°，僅僅需要根據作業(yè)，需求，搭載不同農機具就也可以完成各種農業(yè)作業(yè)，但是人工操作較為繁瑣，容易造成駕駛員疲勞，存在安全隱患勞動強度大[25]。芬蘭Timberjack公司設計的機器人，如圖1-8所示。該機器人為步行式，可在作業(yè)環(huán)境不理想的林間進行采伐作業(yè)，對松軟路面以及陡峭路面的適應性很強。機器人有安裝傳感控制系統(tǒng)，根據傳感器感知的路面信息調整機器人腿部的行走動作，獨特的昆蟲造型設計，擁有六足并且整機體積較大，該機器人能跨越的障礙高度高達120cm，滿足復雜作業(yè)環(huán)境的要求，但是技術難度較大，成本較高[26]。圖1-8步行式采伐機器人如圖1-9多用途拖拉機許多國外的公司研究設計了多種可適用于不同丘陵山區(qū)作業(yè)環(huán)境的多用途拖拉機，拖拉機整體的結構緊湊，能搭載不同農機具在坡道路面正常作業(yè)。瑞士的Aebi公司生產的Terratrac系列山地型拖拉機[27]，如圖1-9所示。其中TT270型配裝VM發(fā)動機，此類型發(fā)動機由底特律公司生產，功率為70kw，變速箱形式采用靜液壓式，采用縱向差速傳動機構，前后橋均具有適應最高應力的強度，整機自身重力較輕，質心較低，具有小高度和裝配質心低的特點。1.3.3總結目前，我國淺山丘陵作業(yè)底盤的設計研究，主要以依靠先進國家先進技術為主要研究方式，由于國內外作業(yè)環(huán)境的差異，現有的淺山丘陵作業(yè)底盤的作業(yè)性能不高。國外的行走底盤由于運用的技術先進，主要包括電液控制以及人工智能等，對不同的地形具有較好的適應性，技術水平發(fā)展的已較為成熟，但價格昂貴。通過對國內淺山丘陵地區(qū)作業(yè)車輛底盤的發(fā)展現狀研究發(fā)現，國內對淺山丘陵作業(yè)車輛底盤的研究較少，這就需要我們深入準確的研究，補齊這一短板，從而提高淺山丘陵地區(qū)農業(yè)機械化程度，減輕勞動強度，更好地促進我國的淺山丘陵地區(qū)的發(fā)展。1.4研究內容與路線1.4.1主要研究內容為了解決我國淺山丘陵作業(yè)車輛底盤對作業(yè)環(huán)境條件適用性差的問題，本課題結合淺山丘陵土地半沙化的作業(yè)環(huán)境與多坡地、多起伏路面的作業(yè)條件，設計一種可用于淺山丘陵作業(yè)的行走底盤，該底盤能夠搭載檸條平茬作業(yè)農機具作業(yè)，同時也可以負載其他農業(yè)機械設備，提高了淺山丘陵作業(yè)的機械化水平。主要研究內容如下：（1）選取了寧夏回族自治區(qū)淺山丘陵地區(qū)某檸條種植區(qū)作為底盤的工作環(huán)境，并對種植園內工藝參數進行測定，通過對大量國內外有關于淺山丘陵地區(qū)以及丘陵山地地區(qū)行走底盤的參考文獻的閱讀，分析總結設計思路，以所選檸條種植區(qū)實際作業(yè)情況為基礎提出設計要求，確定履帶式行走底盤作為主要設計目標。（2）根據作業(yè)環(huán)境的工藝參數以及檸條平茬的實際需求，對底盤的行走系、轉向系、傳動系組成進行分析，應用車輛底盤設計原理完成行走底盤的整機結構組成、關鍵部件設計和總體布局。（3）運用Solidworks軟件建立行走底盤的三維模型，對底盤結構進行虛擬裝配后查看底盤整體設計的合理性并及時修改。（4）運用多體動力學軟件RecurDyn中的Track-LM低速履帶模塊，通過設置與作業(yè)環(huán)境相符的地面，對行走底盤的主要工況進行動力學的仿真分析，主要對行走底盤的通過性、轉向性以及穩(wěn)定性進行分析。（5）根據所設計底盤的承載特點和主要工況，選取和添加載荷,通過AnsysWorkbench軟件對行走底盤的車架進行靜力學分析，保證車架的強度和剛度；對行走底盤的車架進行模態(tài)分析，得到車架的固有頻率及振型，對車架的抗振性進行評估。（6）運用AnsysWorkbench軟件對車架進行拓撲優(yōu)化設計，保證車架性能滿足要求的同時，實現車架的輕量化設計。1.4.2技術路線技術路線如圖1-10。圖1-10技術路線圖底盤總體結構設計2.1底盤設計目標目前，關于國內淺山丘陵地區(qū)相應的環(huán)境參數調研相對較少，設計農業(yè)機械所用行走底盤時，設計方案的確定需要和環(huán)境及農藝相結合，通過環(huán)境和農藝調研確定參數，對寧夏回族自治區(qū)檸條種植區(qū)進行實地調研和查閱資料后，得知檸條種植采用大田育苗技術，固定或半固定于半沙地，路面坡道較多且最大坡度可達25°，地面起伏頻繁。檸條的種植多采用雙行帶距8m的種植農藝，如圖2-1所示。(b)圖SEQ圖\*ARABIC2-1檸條種植區(qū)該行走底盤設計要求符合作業(yè)環(huán)境參數參數的同時，還需要有較好的通過性、爬坡性和穩(wěn)定性，需要為檸條平茬極具作業(yè)提供動力。綜上所述，設計目標如下：（1）底盤滿載質量≤4000kg；（2）行駛速度范圍為4～8km/h；（3）在半沙化路面的通過性良好，滿載接地比壓30kPa；（4）具備較好的爬坡越障能力，最大爬坡角度≥30°；（5）操縱方式簡單，轉向靈活且具有較小的轉向半徑。（6）結構緊湊，方便維修。2.2底盤總體設計方案2.2.1底盤的選型本課題設計的底盤作業(yè)環(huán)境為淺山丘陵地區(qū)，具有一般丘陵地區(qū)路面坡道多，坡度大和地面起伏頻繁等特點的同時，又存在淺山區(qū)特有的土壤半沙化的缺點。行走底盤按照結構不同大致可分為三種[28]。腿式底盤應用與機器人的較多。履帶式底盤在行駛過程中相較于另外兩種底盤，在坡地作業(yè)時通過性好，由于結構特殊，行走時與路面接觸面積大，接地比壓較小，對地面的壓實程度小，轉彎半徑也比較小，在負重大或行走路面沙化的工作環(huán)境中能很好地發(fā)揮優(yōu)勢。輪式底盤相比于履帶式底盤重量小，行駛靈活，速度快，維修方便。適合于平穩(wěn)路面上的行駛作業(yè)。但是普通的輪式底盤在淺山丘陵地區(qū)地形工作能力較差，很難滿足復雜地形對于底盤的作業(yè)要求，由于爬坡性能和通過性能較差，不適合在路面承受力差和多坡道路面行駛[29-31]。所以，本文選定履帶式行走機構為淺山丘陵作業(yè)車輛底盤的行走系統(tǒng)。履帶底盤的行走形式有普通型、聯合型、戰(zhàn)車型和三角形[32]。普通型重視接地長度，穩(wěn)定性好但越障性能較差；聯合型偏重于行駛性能；戰(zhàn)車型的履帶有較大的前進角和離去角，良好的越障性能是這種類型適用于路面條件惡劣的環(huán)境；三角形可使機構小型化，適用于收割機和旱田作業(yè)機械。根據設計要求，選擇戰(zhàn)車型履帶。本文對于底盤的設計要求中，對于車速要求較低，所以選用整體式行走系統(tǒng)。2.2.2整機的總體布局行走底盤的總體布局關系到檸條平茬機整機的作業(yè)經濟性、通過性、穩(wěn)定性和安全性。因此，總體布局對于底盤的整體設計的合理性具有很大影響[33]。分析影響整機布局的各種因素，設計底盤的總體布局為：（1）動力系統(tǒng)選用柴油機作為主要的動力源。（2）行走系統(tǒng)設計：與傳統(tǒng)的履帶式底盤相同，主要由“五輪一帶”，包括驅動輪、支重輪、托帶輪、張緊輪、引導輪、履帶以及張緊裝置組成[34]。（3）傳動系統(tǒng)設計：本文中的傳動系統(tǒng)是指柴油機動力傳遞至驅動輪中間的所有傳動機構組成的系統(tǒng)。主要由帶傳動、變速箱組成。5底盤的整機結構的設計尺寸為2860mm×1680mm×2400mm，底盤的總體布局如圖2-2所示。5294665487294665487主視圖(b)俯視圖油箱；2-駕駛室；3-平茬裝置搭載位置；4-變速箱；5-發(fā)動機；6-液壓動力裝置；7-行走系統(tǒng)；8-車架；9-皮帶圖2-2總體布局圖2.3底盤行走系統(tǒng)的設計2.3.1行走系統(tǒng)的工作原理底盤行走系統(tǒng)的功用是將整機支撐于工作路面之上，并將由傳動系輸入的轉矩轉換成車輛在地面上的移動和牽引力[35]。履帶式底盤行走系統(tǒng)采用“四輪一帶”式的結構，主要組成為驅動輪、支重輪、托帶輪、張緊輪、引導輪、橡膠履帶、張緊裝置和車架等。底盤行駛過程中，驅動輪通過輪齒和履帶嚙合，驅動輪將履帶向前卷起，當驅動輪的驅動力大于行走阻力時，底盤向前正常行駛。行走系統(tǒng)結構如圖2-3所示452145211-張緊輪；2-履帶；3-托帶輪；4-驅動輪；5-支重輪；6-車架圖2-3行走系統(tǒng)結構圖2.3.2主要參數的計算本小節(jié)是以底盤設計的基本理論為依托，聯系實際作業(yè)環(huán)境以及設計的目標和要求，根據現有的農用履帶式底盤，通過計算得行走系統(tǒng)的最終設計參數。（一）履帶主要參數與選型1、履帶節(jié)距。整機的總質量是影響履帶節(jié)距的重要因素，整機重力越大，履帶節(jié)距取值越大，參考經驗公式（2-1）進行估算[36]。（2-1）式中：為履帶節(jié)距；為履帶節(jié)距系數，取15-17.5；為整機質量，取預估值4000kg。2、履帶板的寬度。履帶板的主要參數為履帶板的寬度，同等噸位下，寬度是影響整機接敵必大的主要因素。參照公式為:（2-2）式中，為履帶寬度;為機體自重kg。將預估整機重量代入公式（2-1）、（2-2）得，。履帶的接地長度和軌距。履帶接地長度參考公式為：（2-3）履帶式行走系統(tǒng)中，接地長度與軌距的比值超過1.7時，履帶式底盤在淺山丘陵山地環(huán)境下會存在轉向困難的問題；當取值小于1時，行走系統(tǒng)的跑偏可能性增加[37]。此處比值取值范圍選為1.2～1.4。經計算確定履帶接地長度，軌距。綜合考慮底盤作業(yè)環(huán)境和設計要求，選用輪齒式橡膠履帶。根據計算所得，參考行業(yè)標準《JB/T6682-2008聯合收割機橡膠履帶系列參數》，選用履帶的型號為GRT-500×90×60-4000。履帶主要參數如表2-1所示。表2-1履帶主要參數名稱參數值驅動類型輪齒型帶寬（mm）500節(jié)距（mm）90帶厚（mm）40接地長度（mm）1800履帶軌距（mm）1350適應機重（kg）2500～40003、接地比壓。履帶式行走底盤的一個重要性能參數就是接地比壓，其大小直接影響底盤行駛過程中通過性，也對穩(wěn)定性造成一定影響。履帶式行走底盤接地比壓的計算公式如下[38,39]：（2-4）式中：為整機重量；為履帶接地長度；為履帶寬度。將相關參數代入式（2-4）得，符合設計要求。驅動輪參數驅動輪是主動輪，是變速箱輸出的動力通過嚙合傳遞給履帶的裝置。齒數的大小是決定傳動系統(tǒng)穩(wěn)定運行的關鍵因素。齒數較少時，齒輪外廓體積較小，傳動系統(tǒng)總體積較小；齒數過大，齒輪尺寸增加，傳動系統(tǒng)的重量增加，會影響底盤的各項性能[40]。但齒數過少，會產生不均勻傳動的問題，也會減少齒輪的使用壽命。通常傳遞速度較，驅動輪齒數越少越好，但不得小于10，同時為了使全部齒輪嚙合準確，齒數大小為奇數，增加使用壽命。根據農業(yè)行業(yè)推薦標準《JB1T6682-2008聯合收割機橡膠履帶系列參數》，選擇驅動輪齒數為。為避免發(fā)生根切，采用正變位齒輪。1、驅動輪分度圓的直徑公式為：（2-5）式中：為履帶節(jié)距；為驅動輪齒數。2、驅動輪齒根圓的直徑公式為：（2-6）式中：為內傳動表面與鋼絲繩中心平面之間的距離,為18mm；3、驅動輪齒頂圓的直徑公式為（2-7）式中：為履帶厚度,為20mm；將代入公式（2-5），（2-6）和（2-7）中得到驅動輪的主要參數如表2-2，表2-2驅動輪主要參數參數名稱參數值配置方式前置驅動驅動輪齒數13分度圓直徑373mm根圓直徑337mm頂圓直徑408mm齒面弧線半徑R=30-60mm支重輪參數支撐輪通過兩側的軸承及軸套與車架連接，主要擔負底盤自身的重力以及農機具工作時產生的外力，同時支重輪夾持履帶避免發(fā)生橫向滑脫[41,42]。一般底盤上，都采用多個直徑較小的支重輪，支重輪的個數由整機重力決定，重力越大，個數越多[43]。參考經驗公式（2-8）進行估算，（2-8）將代入公式（2-8)得支重輪踏面直徑。具體的安裝方式應有助于增大接地長度，均勻接地比壓。兩支重輪間的距離一般為或，但是不能是或[44]。原因是因為隨時都要保證履帶嚙合的鐵齒上至少有一個支重輪，這樣才可以減少因支重輪起伏而引起的高度差，提高平穩(wěn)性，減少阻力。綜上選用直徑為290mm的支重輪，雙側履帶各布置6個支重輪，相鄰間距為290mm。托帶輪參數托帶輪的主要作用是支撐上方的履帶，使履帶保持張緊張態(tài)，從而避免履帶下垂，減緩履帶轉動時的跳振。通常單側履帶配裝1～2個托帶輪，直徑略小于支重輪直徑。綜上設計托帶輪直徑為250mm，共兩個。（五）張緊輪和張緊裝置張緊輪主要是為了引導履帶運動方向，從而防止履帶發(fā)生橫向滑動，同時為了保持張緊力適中，可以與張緊裝置一同使用，避免履帶跳振。參考經驗公式（2-9）進行估算，（2-9）將代入公式得張緊輪直徑。2.4底盤動力系統(tǒng)的設計2.4.1最大驅動力計算履帶式行走系統(tǒng)受到的行走阻力主要包括兩部分。內部阻力為履帶安裝處的摩擦力，例如驅動輪和履帶嚙合時產生的摩擦力、車輪與各自的軸承之間的摩擦力等。履帶的外部阻力為履帶式底盤行走的過程中，履帶受到地面擠壓變形而產生的阻力[45,46]。履帶底盤的直線行走所需驅動力：（2-10）式中：為外部滾動阻力系數，一般取0.1，各種路面的滾動阻力系數如表2-3；為內部阻力系數，取0.05；為整機質量，取預估值4000kg。表2-3各種路面的滾動阻力系數路面性質滾動阻力系數混凝土0.05冰面0.03～0.04堅實土路0.07松散土路0.10泥濘路面0.10～0.15履帶底盤的坡道行駛所需驅動力：（2-11）式中：為坡道角度，取。經計算可知，，。底盤在爬坡時所需驅動力遠大于底盤直線行駛時所需驅動力，則以底盤爬坡時所需要的驅動力為最大驅動力，計算得到最大驅動功率。最大驅動功率計算公式為：（2-12）式中：為最大驅動力，；為行駛速度，取8km/h；為傳動系統(tǒng)效率，??；為行走系統(tǒng)效率，取。計算得最大驅動功率。一般履帶式底盤停止行走后，操縱換擋機構完成轉向，轉向完成后再換擋繼續(xù)直線行駛[47]。所以根據底盤轉向時的功率消耗進行校核。履帶車輛轉向工況消耗功率是直線行駛消耗功率1.63-3.24倍。底盤轉向時得驅動功率：（2-13）計算得。經計算和校核，確定底盤所需最大驅動功率為。根據項目的實際設計需求，發(fā)動機是檸條平茬機唯一的動力來源，它不僅需要給行走系統(tǒng)提供動力，發(fā)動機還需將動力分配給檸條平茬作業(yè)機具。已知平茬機具作業(yè)功率為，則整機需求最大功率為（2-14）2.4.2.發(fā)動機的選型淺山丘陵作業(yè)車輛需要有良好的爬坡性能、轉向性能，還要夠正常的進行作業(yè)。因此，選擇一個適合的發(fā)動機提供動力源十分重要[48,49]。本文所設計的底盤在工作時，由于工作環(huán)境的影響，行走速度較低，同時又要搭載相應的農機具，所以要求有足夠的起步轉矩，汽油機雖然轉速比柴油機高，但是輸出轉矩往往比柴油機低[50]，同時柴油機的經濟性相比更好。所以選用柴油機作為整機動力源。根據前文計算已知，所選動力源功率應大于此功率。選用玉柴YCD4系列柴油機作為整機動力源，主要參數如表2-4所示。表2-4柴油機主要參數發(fā)動機參數名稱參數型號YCD4N4S-110制造廠廣西玉柴機械股份有限公司最大輸出功率（Kw）80最大扭矩（N·m）310額定轉速（rpm）3200缸徑行程（mm）93×103冷卻方式水冷外形尺寸（mm）830×620×6802.5底盤傳動系統(tǒng)的設計2.5.1傳動方案的確定本設計作為檸條平茬作業(yè)等農機具的負載底盤并為其提供動力。因此，檸條平茬機底盤的傳動系統(tǒng)應分為兩個分支，一個分支是將發(fā)動機提供動力傳遞至行走系統(tǒng)的驅動輪，另一個分支是將動力傳遞至負載的農機具進行作業(yè)。目前，車輛底盤主要的幾種傳動主要有液力機械式、機械式、靜液壓式和電力式[51]。傳動方式的優(yōu)缺點如表2-5。表2-5傳動方式的優(yōu)缺點傳動方式優(yōu)缺點機械傳動簡單的結構、可靠的工作性能、低成本、高效率，尺寸較大。常用于工程上的機械以及連續(xù)式作業(yè)負荷平穩(wěn)的機械。液力傳動單純的液力傳動結構復雜、成本較高，擋位合理、操縱方便，在轎車上廣泛使用。靜液壓式傳動系統(tǒng)造價也比較高，但其傳動系統(tǒng)布置比較靈活，被廣泛應用于軍用車輛。電力傳動電力式傳動系統(tǒng)多應用于工程機械。傳動方案主要取決于所設計底盤的功率大小和實際工作用途[52]。通過綜合考慮眾多影響因素等因素，本設計中的底盤行走系統(tǒng)選用機械傳動方式，傳動簡圖如圖2-4所示，動力輸出系統(tǒng)選用液壓傳動方式。1-帶輪；2-液壓平茬裝置；3-發(fā)動機；4-變速箱；5-車輪；6-履帶圖2-4傳動方案簡圖行走系統(tǒng)傳動方案為：發(fā)動機—帶傳動—變速箱—驅動輪。發(fā)動機至變速箱采用皮帶傳動，帶傳動的結構簡單、工作平穩(wěn)、經濟耐用。變速箱選用機械齒輪變速箱，選用了履帶底盤專用變速箱，傳動平穩(wěn)準確，可靠性高。2.5.2傳動系統(tǒng)參數的確定（一）速度的確定傳動比主要與各檔位行駛速度有關，所以應根據設計目標以及底盤自身轉移的實際需求，先確定底盤的工作檔位以及各檔位的理論速度，再根據傳動方案來計算傳動比。本設計的車輛底盤主要作用是搭載檸條平茬等其他農業(yè)機械進行淺山丘陵地區(qū)的農業(yè)活動。所以，其理論速度的設計可參考其它同類型產品，確定車輛底盤理論設計的轉移行駛速度為6~8km/h，工作時行駛速度為2~4km/h，后退行駛速度為4~6km/h。（二）帶傳動的設計帶傳動將柴油發(fā)動機動力傳遞給變速箱的輸入軸。本設計所選發(fā)動機額定功率為80kw，根據《機械設計手冊》進行設計，帶傳動參數如表2-6所示。表2-6帶傳動的主要參數名稱參數V帶類型SPB型V帶主動帶輪直徑（mm）180從動帶輪直徑（mm）270傳動比1.5基準長度1800中心距536單根帶功率13.83V帶根數7變速箱的選型本設計所選發(fā)動機的額定轉速為3200r/min，根據理論設計目標中的車速以及實際工況需求，降低操縱的復雜程度，變速箱確定為兩個前進擋加一個倒退擋。確定帶傳動的傳動比大小為1.5，皮帶輸出軸的轉速為（2-15）1、履帶底盤工作時行駛速度為，則驅動輪的轉速為：（2-16）Ⅰ擋設計的傳動比為：（2-17）2、履帶底盤后退時行駛速度為，則驅動輪的轉速為：（2-18）變速箱的傳動比為：（2-19）3、履帶底盤設計最大行駛速度為，驅動輪分度圓直徑為，則驅動輪的轉速為：（2-20）式中：為最大行駛速度；為驅動輪直徑。Ⅱ檔設計的傳動比為：（2-21）根據以上計算參數選用LB40型變速箱。該變速箱主要參數如下：表2-7LB40型變速箱主要參數名稱參數Ⅰ擋傳動比35.586Ⅱ擋傳動比18.566倒擋傳動比25.196變速箱的選取要保證底盤在轉移和工作行駛，柴油機在最高轉速時，底盤的行駛速度要大于等于理論設計車速的最大值，即需要滿足（2-22）式中：為LB40在第n擋的傳動比，；為帶傳動的傳動比，取1.5；為理論傳動比。同時，還需要保證柴油機以最大扭矩輸出時，底盤能夠克服最大爬坡度所對應的行駛阻力。即需要滿足（2-23）式中：為柴油機的最大輸出轉矩。經計算，所選變速箱的傳動比滿足各個檔位行駛速度要求。2.6本章小結本章主要通過對底盤工作環(huán)境的調查，提出了底盤設計目標。根據查閱文獻，對底盤的總體布局進行了設計，確定了部分技術參數。針對履帶車的整機結構，對行走系統(tǒng)的關鍵部件“四輪一帶”進行了參數化設計，確定了行走系統(tǒng)的相關尺寸。對動力系統(tǒng)匹配參數進行了計算，并選用玉柴YCD4系列柴油機作為整機動力源。對幾種傳動系統(tǒng)進行了分析比較，完成了傳動系統(tǒng)相關參數的計算，確定選用星力XL-90型變速箱。底盤虛擬樣機動力學仿真淺山丘陵底盤使用環(huán)境復雜，傳統(tǒng)設計中，理論經驗結合試驗的研究方法，周期較長且耗費大。RecurDyn軟件是一款適用于復雜系統(tǒng)動力學問題的求解的多體動力學仿真軟件，工具包中包含有履帶車輛、媒體傳送、等行業(yè)專用開發(fā)及分析工具，采用模塊化、參數化的一體式建模技術，能夠快速、準確方便的建立系統(tǒng)模型[53]。采用機械設計和運動學仿真相結合的模式能夠更有效的進行設計[54,55]。本文充分利用Recurdyn軟件和SolidWorks三維建模軟件，共同完成底盤行走系統(tǒng)動力學模型的建立，利用RecurDyn軟件對淺山丘陵作業(yè)車輛行走系統(tǒng)虛擬樣機進行動力學仿真。3.1底盤行走系統(tǒng)的模型建立3.1.1車架模型的建立模型整體可以分為負載、車架、左行走系統(tǒng)和右行走系統(tǒng)。負載安裝在車架上，左、右履帶行走系統(tǒng)位于車體部分兩側。運用SolidWorks軟件對底盤車架進行三維建模，同時為了減少仿真的計算量，對模型進行一定的簡化，以“.x_t”的格式將模型導入Recurdyn仿真軟件中，將所有部分合并。3.1.2行走系統(tǒng)模型的建立行走系統(tǒng)主要包括支重輪、驅動輪、張緊輪、托帶輪和履帶板，即“四輪一帶”。利用Recurdyn軟件中的低速履帶工具包創(chuàng)建履帶行走系統(tǒng)的多體動力學仿真模型，首先需要建立參數化部件[56]，根據淺山丘陵作業(yè)底盤的行走系統(tǒng)的安裝尺寸。首先設置驅動鏈輪的質心坐標為(-2900,0,0)，其他行走系統(tǒng)結構的質心坐標根據安裝尺寸確定。行走系統(tǒng)關鍵部件的參數建模如下：驅動輪在低速履帶子系統(tǒng)中，利用Sprocket工具建立驅動輪，根據驅動輪的輪齒等的結構設計參數，在GeometryDate選項欄對車輪基本的幾何參數進行修改，驅動輪的幾何參數如圖3-1所示。(a)(b)圖3-1驅動輪的幾何參數驅動輪模型如圖3-2所示。圖3-2驅動輪模型支重輪利用Track/LM中的SingleRoller命令進行建模，根據第二章中設計的參數，支重輪的幾何參數如圖3-3所示。(a)(b)圖3-3支重輪的幾何參數支重輪模型如圖3-4所示。圖3-4支重輪模型張緊輪和托帶輪利用CenterFlange建立張緊輪和托帶輪，根據第二章中設計的參數，張緊輪和托帶輪的幾何參數如圖3-5（a），圖3-5（c）所示。(a)(b)(c)圖3-5張緊輪和托帶輪的幾何參數張緊輪和托帶輪的三維建模分別如圖3-6（a），圖3-6（b）所示。(a)張緊輪(b)托帶輪圖3-6張緊輪和托帶輪模型履帶板先運用Track/LM中的TrackLink工具命令進行建立履帶板的單個建模[57]。本文研究的履帶車輛的履帶為橡膠履帶，與輪系嚙合且直接接觸，根據實際結構，對履帶板的詳細參數進行修改，最后運用TrackAssembly工具將履帶板裝配到輪系上。3.1.3約束和裝配在完成集合結構建模并裝配之后，需添加約束和驅動，使其具有完成運動的能力。底盤行走系統(tǒng)各零部件之間的約束關系，如表3-1所示。表3-1行走系統(tǒng)約束關系約束類型部件1部件2數量位置轉動副車架驅動輪1(-2900,0,0)轉動副履帶架支重輪6(-2430,-420,0)/(-2140,-420,0)(-1850,-420,0)/(-1560,-420,0)(-1270,-420,0)/(-980,-420,0)轉動副張緊支架張緊輪1(-500,0,0)轉動副履帶架托帶輪2(-1990,80,0)/(-1430,80,0)固定副車架履帶架1(-1704,-269,0)完成一側行走系統(tǒng)的裝配后，復制行走系統(tǒng)，將車架作為母體，將左、右兩個行走系統(tǒng)與車架相匹配，最終建立履帶車的運動學模型。整車動力學模型如圖3-7所示。圖SEQ圖\*ARABIC4-7整車動力學模型3.1.4添加驅動本文沒有針對底盤動力系統(tǒng)進行獨立建模，而是通過在驅動輪與車架處接的轉動副上面添加函數實現底盤的驅動。仿真過程中，驅動輪速度從零開始連續(xù)變化，因此函數選用STEP函數，能較好反映驅動輪逐漸加速的過程。函數表達式為:（3-1）式中：為驅動函數的自變量；為自變量的初始值；為自變量的結束值；為STEP函數的初始值；為STEP函數的結束值。3.2路面模型的建立Recurdyn軟件中的Ground模塊給出了兩種路面建模的方法，一種是有定義接觸力的無沉陷路面，另一種是通過Bekker理論定義的沉陷路面系，簡單來說，就是將土壤與車輛接觸時的變形分解為相互獨立的豎直方向的變形和水平方向的變形[58]。結合淺山丘陵路面半沙化的土壤特性，仿真路面設置為干沙軟路面，其特征參數如圖3-8所示。圖3-8路面參數3.3底盤虛擬樣機動力學仿真3.3.1模型預分析仿真分析之前，為了對模型整體的合理性進行評估，找出建模中存在的問題，應對所建立的模型進行預分析。預分析是為了找出模型中多余的約束、獨立的坐標，即對模型進行初步的驗證，并且計算自由度[59]。預分析的結果如圖3-9所示，預分析結果表明：模型運動自由度為456，不存在冗余約束。由模型預分析可知模型設計合理，可以進行仿真分析。圖3-9預分析結果3.3.2底盤通過性能分析（一）平地行駛平地行駛是淺山丘陵作業(yè)車輛底盤主要的行駛方式，履帶式底盤在路面的直線行駛仿真性能，主要是通過測量驅動輪的阻力矩、沉陷深度、接地比壓來衡量的[60]，同時履帶底盤行走的平穩(wěn)性也是底盤研究的重要指標[61]，其主要通過底盤的垂直方向的質心位移來衡量[62]。分別模擬車速為8km/h、6km/h、4km/h三個工況下勻速直線行駛的過程。驅動輪在三個工況下穩(wěn)定行駛的轉速分別為1.895rps，1.426rps，0.948rps，驅動函數分別為STEP(TIME,0,0,1,-1.895*PI),STEP(TIME,0,0,1,-1.426*PI),STEP(TIME,0,0,1,-0.948*PI)(負號代表驅動輪沿順時針轉動)。仿真時間10s，步數1000步。履帶式行走系統(tǒng)的總阻力等驅動輪受到的反力，仿真模型中，驅動輪與車架之間的旋轉副Z方向的阻力矩即為履帶式底盤行駛時的阻力矩，圖3-10（a）為三種行駛工況（行駛速度）下驅動力矩變化曲線。由圖可知，0～1s內是履帶底盤的加速階段，由于加速階段車架和履帶的振動導致受力不均勻，阻力矩變化較大；1s后底盤加速結束，保持勻速行駛，底盤運行平穩(wěn)，此時受力較均勻，由圖3-10（b）、（c）、（d）可知，三種行駛工況下底盤行駛總阻力的平均值相差不大，并且隨著行駛速度增加，驅動阻力矩有增高趨勢。（a）（b）（c）（d）圖3-10三種工況下驅動力矩變化曲線圖3-11為三種工況下履帶中第2塊履帶板的沉陷深度變化曲線，由曲線圖可知，三種行駛速度下履帶板的沉陷深度相同，查閱資料可知履帶沉陷深度主要與底盤重量以及土壤系數有關。圖3-11三種工況下履帶第2塊履帶板的沉陷深度變化曲線圖3-12為三種工況下履帶第2塊履帶板與地面的接觸力變化曲線。由曲線圖可知，履帶板與地面的接觸力的變化較大，主要是由于履帶板在嚙合時受力不均勻造成的。并且隨著行駛速度的升高，接觸力稍有升高。圖3-12三種工況下履帶第2塊履帶板與地面的接觸力變化曲線圖3-13為三種檔位工況下底盤質心在y方向上的位移變化。0～1s內底盤的質心垂直位移曲線變化顯著，這是因為底盤開始加速時會產生較大的振動；曲線的波動在2s左右成規(guī)律性變化，波動明顯減弱，說明底盤勻速運行平穩(wěn)。圖3-13三種檔位工況下底盤質心在y方向上的位移變化坡道行駛履帶式底盤的爬坡能力反應了底盤在坡道行駛和進行作業(yè)的效果，選取最大爬坡度為評價指標，最大爬坡度最直接形象的表明了一個履帶底盤的越障能力，最大爬坡度越大，爬坡能力越強。底盤的爬坡性能仿真如圖3-14所示。圖3-14底盤的爬坡性能仿真圖仿真速度為4km/h，驅動函數為STEP(TIME,0,0,1,-1.426*PI)，建立長2598mm，高1500mm的30°坡道，仿真時間15s，步數1000步。圖3-15為爬越30°斜坡時底盤質心y方向位移曲線。由圖可知，底盤在4s后開始爬坡，質心位移升高，4～6.5s底盤開始爬坡，曲線斜率有微弱變化，6.5s～11s曲線呈線性增長，說明底盤在斜坡上穩(wěn)定行駛；11s～12s時，位移曲線快速升高又降低，因為此時底盤行駛到了斜坡的最高點，底盤前部分開始接觸上平面；12s后質心位移曲線不再發(fā)生變化，說明底盤在上平面平穩(wěn)運行。由圖可知，底盤順利完成爬坡，達到了最大爬坡角度≥30°的設計要求。圖3-15爬越30°斜坡時底盤質心的y方向位移曲線圖3-16為底盤爬30°斜坡時的底盤質心的速度曲線。0～1秒內為底盤速度達到設定速度4km/h；4s時，底盤開始爬坡，曲線產生波動，這是因為底盤行駛到斜坡的最低點，底盤前部分開始爬坡；6.5s后底盤整體完全爬上斜坡，速度穩(wěn)定在設定值4km/h附近，開始在斜坡上平穩(wěn)行駛；11s～12s秒速度曲線再次出現較大波動，這是因為底盤行駛到了斜坡的最高點，底盤前半部分的懸空使底盤產生速度改變，12s之后底盤整體到達上平面，速度穩(wěn)定在4km/h左右，行駛平穩(wěn)。底盤順利完成爬坡。圖3-16底盤爬30°斜坡時的底盤質心的速度曲線圖3-17為底盤爬30°斜坡時的底盤質心加速度曲線。底盤開始運動，4s時，底盤開始爬坡，此時曲線產生波動，這是因為底盤開始爬坡時底盤前部分接觸斜坡產生的加速度變化；4～7s底盤在斜坡上行駛，加速度穩(wěn)定；在12秒左右速度曲線再次出現較大波動，這是因為底盤從斜坡再次進入平地時產生較大加速度。底盤爬越斜坡過程中加速度變化合理，底盤運行平穩(wěn)。圖3-17底盤爬30°斜坡時的底盤質心加速度曲線跑偏度分析底盤跑偏是由于兩側履帶與地面的接地比壓不同而導致兩側履帶相對地面的位移不同，即造成整機跑偏。通過參考標準GBT15370.4-2012《農業(yè)拖拉機通用技術條件第4部履帶拖拉機》中要求履帶拖拉機在干硬平整、坡道不大于1“的路面上的百米跑偏量不超過6m，即跑偏率不大于6%。以4km/h作為行駛速度，驅動函數為STEP(TIME,0,0,1,-1.426*PI)，建立長150m的水平路面模型，仿真時間200s，步數500步。圖3-18為底盤x方向和y方向位移變化曲線，可知底盤于178s時，水平位移100m，同時偏移量為2757.84mm，計算跑偏率為2.7％。符合標準技術要求。圖3-18底盤x方向和y方向位移變化曲線3.3.3底盤轉向性能分析履帶式底盤改變運動方向的能力稱為轉向性能，是履帶式底盤重要的性能之一，履帶式底盤轉向是通過一側轉向離合器的分離來實現轉向的，屬于原地轉向運動[63,64]。底盤的轉向性能仿真如圖3-19所示。圖3-19底盤的轉向性能仿真圖以6km/h作為行駛速度，外側驅動輪0～1s內加速至1.426rps，1s后外側驅動輪勻速行駛，驅動函數為STEP(TIME,0,0,1,-1.426*PI)；內側驅動輪0～1s內加速至1.426rps，1～2s內勻速行駛，4s后速度為0，驅動函數為STEP(TIME,0,0,1,-1.426*PI)+STEP(TIME,2,0,4,-1.426*PI)。仿真時間25s，步數1000步。由圖3-20可以看出，底盤兩側驅動輪初速度為0，1s以后驅動輪的角速度升高到4.47rad/s（1.426rps），內側驅動輪從4s開始角速度為0，底盤開始轉向。圖3-20驅動輪角速度變化圖圖3-21為底盤在Z方向的質心位移變化圖，由圖可知履帶拖拉機在Z方向的最大位移值為2216mm，最小位移位置為145mm，可得到最小轉向半徑為1180mm。已知淺山丘陵種植最小間距為6m，符合作業(yè)環(huán)境的轉向要求。圖3-21底盤在Z方向的質心位移變化圖3.3.4底盤穩(wěn)定性能分析履帶式底盤的穩(wěn)定性能是行駛安全和作業(yè)安全的保障，指的是底盤在平地和坡地行駛過程中，不發(fā)生滑移或傾翻的能力。履帶式底盤的穩(wěn)定性能通常用縱向穩(wěn)定性和橫向穩(wěn)定性來衡量?？v向穩(wěn)定性是指車輛沿著坡道行駛時，底盤不會繞著其后軸或其前軸發(fā)生傾翻的能力。本文3.3.2中已對爬坡工況下穩(wěn)定性能進行了分析，橫向穩(wěn)定性是指車輛在左右高度不同的橫向坡度的道路上行駛時抵抗發(fā)生側向翻車、側向滑移的能力[65]。此處僅對橫向穩(wěn)定性進行仿真分析。以4km/h作為行駛速度，驅動函數為STEP(TIME,0,0,1,-1.426*PI)，建立長2598mm，高1500mm的30°斜坡，底盤整機模型在所建立的斜坡上橫向行駛，如圖3-22。仿真時間10s，步數1000步。圖3-22斜坡橫向行駛仿真圖仿真結果如圖3-23，底盤在坡道橫向行駛過程中未發(fā)生傾翻，0～1s內底盤加速至4km/h，1s后穩(wěn)定行駛，在行駛過程中，質心的位移曲線呈線性變化，速度、加速度保持穩(wěn)定。圖3-23斜坡橫向行駛結果分析圖3.4本章小結本章一開始對多體力學軟件RecurDyn和其Track-LM模塊進行了簡單的闡述，利用三維繪圖軟件Solidworks對淺山丘陵作業(yè)車輛底盤車架進行了幾何建模，再利用RecurDyn軟件進行了底盤的動力模型建模。結合實際作業(yè)工況，針對底盤的行駛性能，選取平面行駛和爬坡行駛兩個作業(yè)工況進行仿真分析，選取跑偏度作為評價指標對底盤的行駛性能進行評價。針對底盤的轉向性能，仿真得到最小轉彎半徑為1180mm，滿足作業(yè)環(huán)境需求。針對底盤的穩(wěn)定性能，在分析坡道穩(wěn)定性后，對底盤的橫向穩(wěn)定性進行了仿真分析，穩(wěn)定性良好。車架的有限元分析淺山丘陵作業(yè)車輛底盤的設計過程中，車架的性能十分關鍵，若底盤中車架的剛度和強度不滿足要求，底盤作業(yè)的安全性會降低；而剛度和強度超過需用要求過多，會使底盤的重量過大，影響通過性，增加成本。同時底盤在工作行駛時，會被由各種因素引起的震動影響，若其頻率在車架的固有頻率附近，就會引起車架的共振，共振會對底盤結構造成破壞，同時噪聲、振動的存在，給操縱者帶來極大的不便。有限元分析法是分析力學性能的一種方法，計算速度較快，精度較高。本章運用ANSYSWorkbench軟件分別對淺山丘陵作業(yè)車輛底盤的車架進行靜力學分析和模態(tài)分析，驗證車架的性能是否滿足設計與使用要求。4.1有限元分析概述4.1.1有限元分析方法基本理論有限元法基本思想，是將連續(xù)區(qū)域離散化為單元組合體，這些單元組合體為一組有限個、且按一定方式互相聯系在一起，將連續(xù)區(qū)域看作是由力學單元相互聯接而成的等效集合體，這些力學單元為有限個。各單元方程“組集”在一起而形成總體方程組，在計入邊界條件后，即可對方程組求解，可以模型化幾何形狀復雜的求解域是由于不同形狀的單元能按不同的方式進行組合。完成有限單元離散后，單元之間僅僅通過節(jié)點聯系，所有力和位移都由節(jié)點進行計算。每一個單元都選取適當的插值函數，使得該函數在子域內部、子域分界面以及子域與外界分界面都滿足一定的條件。然后組合所有單元的方程得到了結構的方程，求解得到所需的近似解[67,68]。分析的流程如圖4-1所示。圖4-1有限元分析流程圖AnsysWorkbench多功能且操作簡單，是目前應用最廣的有限元分析軟件之一[69]。AnsysWorkbench能夠進行多學科的研究[70-74]。針對靜力學分析和模態(tài)分析，能與其他軟件完美交互，縮短了要學習不同軟件相似功能的時間。4.1.2有限元分析模型準備淺山丘陵作業(yè)車輛底盤上絕大多數的零部件都是通過車架來固定其位置的，車架是整機重力的承載體，同時擔任著行走系統(tǒng)安裝的任務，車架主要由縱梁與橫梁焊接而成，車輛行駛過程中，車架承載著底盤上主要的載荷，因此，車架強度和剛度在設計中尤為重要。同時行駛過程中車架的振動，會給操縱者帶來極大的不便。車架作為整個底盤的基體，直接影響淺山丘陵作業(yè)車輛的穩(wěn)定性能。對車架進行有限元分析的模型準備工作如下：（一）車架的有限元建模利用SolidWorks軟件對底盤結構中的車架進行三維建模，同時為了減少仿真的計算量，對模型進行一定的簡化，以“.stp”的格式將模型導入AnsysWorkbench軟件中，如圖4-2所示。圖4-2有限元分析模型添加模型的材料屬性將三維模型導入AnsysWorkbench軟件后，根據設計對結構材料的屬性進行定。本課題設計的車架部分主要由槽鋼焊接而成，槽鋼的材料是Q235，槽鋼的材料屬性如表4-1。表4-1材料屬性材料名稱彈性模量(Gpa)泊松比密度(kg/m3)屈服強度(Mpa)Q2352100.2887850235網格劃分WorkbenchMesh中的網格劃分方式有很多，較為常用的主要有自動網絡劃分和四面體網絡劃分等。網格類型和網格的疏密程度直接影響最終的計算結果，網絡過密會增加CPU計算時間，影響解題速度的同時，精度提升不顯著，提高了對計算機的配置的要求。AnsysWorkbench軟件中的Meshing平臺在仿真分析中具有良好的自動網格劃分功能。因此本設計采用自動網絡劃分的方法。本文中，車架由各種不同的槽鋼和方管焊接而成，并沒有特殊的變形結構，故先對車架進行整體智能網格劃分，再對模型進行檢驗，網格大小設為20mm，劃分完網格以后，車架的網格模型如圖4-3所示，共有317400個節(jié)點，158650個單元。圖4-3車架模型的網格劃分4.2靜力學分析4.2.1靜力學分析基本理論在ANSYSWorkbench中進行靜態(tài)分析是最為普遍的的一種方法[75]。線性結構的靜力學分析用來對結構在給定靜力載荷情況下的響應情況，通過對響應結果的分析，來判斷所設計結構是否滿足設計要求，如果不滿足要求，根據分析結果對模型進行相應的修改，直到設計結構滿足設計要求。靜力學分析中，結構在外力作用下的位移、應力和應變等為主要參數。經典力學的理論知識中，動力學下的通用方程為[76]：（4-1）式中：為質量矩陣；為阻尼矩陣；為剛度系數矩陣；為矢量位移；為速度矢量；為加速度矢量；為力矢量。對于線性結構靜力學分析，與時間相關的參數都可以忽略，則可以提出[77]：（4-2）式中：為靜力載荷，不考慮改變的載荷以及慣性量的影響；為常量矩陣，同時必須連續(xù)，對應材料符合小變形以及線彈性的理論要求。這兩個基礎是進行靜力學分析的前提。4.2.2靜力學分析車輛底盤在工作時的典型工況，一般有緊急制動、轉彎、滿載扭轉和滿載彎曲四種工況。本文研究的履帶式底盤主要在淺山丘陵山地中使用，設計要求最高車速為6～8km/h，車速較低，前三種工況對車架影響較小。所以僅對滿載彎曲工況下的車架結構進行分析。（一）施加載荷與約束為了保證分析結果的準確性，在軟件中選擇與實際相同的載荷施加與車架上，所得到的結果才能更接近于真實結果。滿載彎曲工況指的是底盤在滿載狀態(tài)下，在良好路面勻速直線行駛的狀態(tài)。該工況下車架承受的載荷主要是包括車架自身在內的各零部件總成，以及操縱者和貨物等在重力加速度作用下產生的重力，取動載系數為2.5。淺山丘陵作業(yè)車輛車架滿載彎曲工況承受的載荷大多來自于來自發(fā)動機、變速箱、液壓動力裝置、駕駛室等。車架的外加載荷如表4-2。表4-2車架的外加載荷名稱發(fā)動機變速箱傳動系統(tǒng)和液壓裝置駕駛室檸條平茬農機具載荷大小（kg）320168100200500邊界條件為支重輪固定處的全自由度約束。滿載彎曲工況下車架施加載荷與約束模型如圖4-4。圖4-4滿載彎曲工況下車架施加載荷模型圖靜力學分析完成準備工作后，利用ANSYS軟件對車架進行受力分析計算，得到車架的應力、應變和變形分布，輸出等效應力、等效應變和車架變形情況分布云圖分別如圖4-5，圖4-6，圖4-7所示。圖4-5為車架等效應力分布云圖，由圖可知，車架的等效應力整體較小，車架的最大應力發(fā)生在下車架右側橫梁與支重輪連接板的連接處，此處應力較高，主要因為橫梁和連接板的焊接處存在尖角，比較容易產生應力集中，車架最大應力值為149.18Mpa，小于槽鋼Q235的屈服極限235Mpa。該車架的強度能夠滿足設計的要求。圖4-5車架的等效應力分布云圖圖4-6，圖4-7分別為為車架等效應變和車架變形分布云圖，由圖可知，最大變形發(fā)生車架兩側縱梁的中間部分，最大變形量為2.647mm，小于材料許用的最大變形量。該車架的剛度能夠滿足設計的要求。圖4-6車架等效應變變化圖圖4-7車架總變形云圖對仿真結果的分析表明，車架的強度和剛度符合要求，最大應力、應變和發(fā)生的變形都遠小于材料許用值，滿足設計要求，車架靜力學性能滿足設計要求。4.3模態(tài)分析4.3.1模態(tài)分析基本理論模態(tài)分析屬于求解特征值問題，動力學方程為：（4-3）自由狀態(tài)下，結構的振動為簡諧振動，運動形式為：（4-4）式中：每個元素定義為各點的振幅，代入式（4-3），可得：（4-5）式（4-5）為也是特征值問題，特征值為，開放后所得的即為自振園頻率，自振頻率為。特征值對應的特征向量為，即當自振頻率時，所對應的振型。4.3.2模態(tài)分析淺山丘陵作業(yè)底盤除了應具有良好的力學性能外，還應防止與其他部件發(fā)生共振現象，在ANSYSWorkbench軟件中對車架在自由狀態(tài)下進行模態(tài)分析，得出分析結果，進而預測車架在使用中在是否可能發(fā)生共振，針對結果及時對相關參數進行修改設計，避免發(fā)生共振現象，提高底盤的各項性能。（一）分析準備在模態(tài)分析中，除了特殊計算有預應力存在的條件時一般不添加載荷。本文分析屬于無預應力的條件下，即車架的自由狀態(tài)下，不添加約束條件進行仿真，根據仿真結果得出車架的固有頻率和振型，在設置分析項時，設定頻率范圍為1～108hz，低階頻率對應的振型對分析結構的動態(tài)特性影響遠大于高階振型[80]，評估前10階振動的固有頻率。（二）模態(tài)分析對仿真結果中底盤車架的10階模態(tài)進行提取，其中車架前10階的固有頻率直方圖如圖4-8所示。圖4-8十階固有頻率直方圖由圖可知，自由狀態(tài)下，結構具有移動和旋轉共6個剛性自由度，對應的固有頻率值接近于0，此為車架的剛體模態(tài)，數值僅僅表示底盤車架的剛體位移，對車車架的振動分析沒有實際意義，所以本此次分析去除前六階結果，僅根據后四階仿真結果進行分析，車架的模態(tài)振型分析結果如圖4-9、圖4-10、圖4-11和圖4-12所示。圖4-9車架一階模態(tài)振型圖圖4-10車架二階模態(tài)振型圖圖4-11車架三階模態(tài)振型圖圖4-12車架四階模態(tài)振型圖車架四階模態(tài)的固有頻率及振型如表4-3所示。表4-3車架四階模態(tài)固有頻率及變形幅值階數頻率（HZ)振型118.711一階扭轉232.341一階縱彎335.856一階彎扭組合438.993二階縱彎根據仿真的結果可知，車架隨著頻率的增加，振幅較小，沒有發(fā)生劇烈的振動，性能良好。車架最小階次的固有振動頻率為18.711Hz。在行駛過程中，最主要的外界激勵來自于柴油機的振動和路面的凹凸不平。柴油機的額定轉速為3200r/min，由公式（4-6）（4-6）式中：為頻率，單位為；為轉速，單位為；為發(fā)動機氣缸數的一半，此處為2。計算得出的柴油機震動產生的頻率為106.66Hz。路面激勵大小是由路面狀況決定的，此激勵頻率一般在3Hz以下。車架的四階模態(tài)的固有頻率范圍為18.711～38.993Hz，遠高于路面激勵頻率的同時，與發(fā)動機振動頻率相差較大，所以車架不會因發(fā)生共振而造成破壞。4.4本章小結本章主要從有限元分析的基礎入手，介紹有限元分析的基本理論和步驟，然后概括了有限元分析軟件AnsysWorkbench的基本功能。利用solidwords建立了車架的三維幾何模型，并導入到Workbench中作為車架的有限元計算模型，運用Workbench有限元工具完成了車架的靜力學分析和模態(tài)分析。車架的靜力學分析，計算出車架在典型的工況下的應力和應變分布，證明車架的強度和剛度是滿足要求的。車架的模態(tài)分析，計算出了車架的最小固有頻率為18.711Hz，分析結果證明了淺山丘陵作業(yè)車輛底盤車架結構設計合理，力學性能的符合要求。第五章車架的優(yōu)化設計車架是車輛上各零部件的安裝基礎，底盤設計中，在滿足強度和剛度的條件下應減輕底盤的整體重量，以控制油耗量，節(jié)省材料。因此，保證各方面性能達到要求的基礎上，減輕車架的重量是十分必要。傳統(tǒng)底盤設計中，車架的結構設計憑借經驗設計出產品的初始方案，然后進行樣機試驗分析。如果不符合要求，再修改設計方案，耗時較長，很難達到最優(yōu)結果。本文第四章對淺山丘陵作業(yè)車輛底盤邊梁式車架進行了靜力學分析和模態(tài)特征分析。通過分析可知，車架強度和剛度滿足設計要求，但仍有進行進一步優(yōu)化的空間。本章、對車架進行結構優(yōu)化設計，針對上車架應力分布不均問題，采用拓撲優(yōu)化方法對車架結構進行拓撲優(yōu)化設計，進一步提升車架設計的合理性。優(yōu)化方法的概述拓撲優(yōu)化方法是結構優(yōu)化方法的一種，主要思想是在給定的設計空間中尋找最優(yōu)拓撲問題，以尋求最佳的材料分布問題，是對結構內部布局形式進行優(yōu)化，所以又稱布局優(yōu)化[81]。尤其適合用于那些沒有最優(yōu)結構參考的產品的設計過程中，它可以完成承受載荷結構的最佳材料分配方案的尋找，從而使結構的材料布局更合理，拓撲優(yōu)化的理論方法可以大致確定結構的最佳形狀。Ansys中與有限元法相結合的結構拓撲優(yōu)化，本質上是一個單元有無的問題，通過拓撲優(yōu)化的迭代計算，保留對結構傳力性能較好的單元，去除對結構傳力性能作用不大的單元，最后得到一個滿足要求的最優(yōu)結構[82]。拓撲優(yōu)化的優(yōu)點是設計者可以在不清楚結構形狀的時，僅根據產品所處的工作條件來確定產品大概結構，它本質上不對結構尺寸進行設計，但是可以給設計者提供最優(yōu)材料分布云圖，以及對應的新的設計思想。設計變量、約束條件和目標函數是拓撲優(yōu)化數學模型的主要要素，拓撲優(yōu)化技術是通過運用設計變量給每個單元賦予內部偽密度來實現的，在設計中定義的設計變量相當于每單位相對密度，主要作用是劃定設計區(qū)域以及設計結構，密度值的變化范圍為0～1，1代表實，0代表空，中間的密度值則意味著該部分結構可以在優(yōu)化中根據設定的條件，定義為可保留或去掉材料的部分。約束條件是定義完后設計結構的體積分數，一般不超過0.3，拓撲優(yōu)化設計結果用優(yōu)化目標-加權應變能隨迭代次數的變化曲線、結構材料相對密度分布色譜云圖和相對密度等值線圖來描述。拓撲優(yōu)化的目標函數，本質上是滿足結構約束基礎下，減少結構變形能，即提高結構的剛度[83-85]。拓撲優(yōu)化設計流程圖見圖5-1。圖5-1拓撲優(yōu)化流程圖車架拓撲優(yōu)化根據本文第四章中利用AnsysWorkbench軟件對淺山丘陵作業(yè)車輛底盤邊梁式車架進行了靜態(tài)強度和模態(tài)特征的分析，分析結果表明車架的性能滿足設計要求，但車架整理質量較大，且結構應力分布不均勻，上車架尤為明顯，車架形變集中出現在上層車架，因此有必要利用拓撲優(yōu)化方法對車架結構進行拓撲優(yōu)化設計，對車架的應力分布進行改善的同時實現車架的輕量化。拓撲優(yōu)化準備基結構的建立本文研究的車架分為上下兩層，上車架總體尺寸為2860mm×1680mm×80mm，下車架總體尺寸為1850mm×1080mm×80mm。對車架進行拓撲優(yōu)化，需要對原始的車架結構進行修改，因此，基結構只要建立一個與原車架結構總體尺寸相同的簡單模型即可，同時，應力分布不均勻主要出現在上車架，故在基結構模型中對下車架進行簡化。車架拓撲優(yōu)化基結構如圖5-2所示。圖5-2拓撲優(yōu)化基結構模型模型準備定義基結構的材料與原車架相同，定義材料為Q235。車架的拓撲優(yōu)化模型所受載荷與約束與原車架相同。車架中主要的承載部件為縱梁以及與其他系統(tǒng)的連接處，拓撲區(qū)域劃分如圖5-3所示。圖5-3拓撲區(qū)域劃分車架的拓撲優(yōu)化分析拓撲優(yōu)化步驟主要為定義優(yōu)化函數，定義目標函數和約束條件，初始優(yōu)化過程，執(zhí)行拓撲優(yōu)迭代，對所建立的車架基結構進行拓撲優(yōu)化計算，拓撲優(yōu)化計算結束后，AnsysWorkbench輸出的拓撲優(yōu)化結果為結構材料相對密度分布色譜云圖和相對密度等值線圖。車架的拓撲優(yōu)化是以在第四章靜力分析結果為基礎的，以結構的柔順度最小（剛度最大）為目標，分別以體積Volume減少70%為約束條件，對車架進行拓撲優(yōu)化。根據ANSYS軟件的原則要求，選用體積Volume為約束條件時，需選擇OC優(yōu)化計算方法，迭代的收斂公差設定為0.0001，優(yōu)化迭代次數為40。拓撲優(yōu)化是一個迭代過程，迭代后優(yōu)化目標-加權應變能隨迭代次數的變化曲線如圖5-4所示，可以發(fā)現迭代優(yōu)化結果是收斂的。圖5-4迭代曲線車架拓撲優(yōu)化結構云圖如圖5-5所示，其中紅色區(qū)域表示可以刪除的區(qū)域，灰色區(qū)域表示保留的區(qū)域。（a)（b)圖5-5車架的拓撲優(yōu)化云圖圖5-5（a）車架的拓撲優(yōu)化云圖可以看出，上車架與豎梁連接處密度大的材料把上車架的左右縱梁連為一體，所以要在此處分別增加一個橫梁，添加的第二根橫梁應添加兩根斜梁與第一根橫梁相連，添加的第四根橫梁應添加兩根斜梁與第五根橫梁相連，同時在添加的第五根橫梁與后邊梁中間添加斜梁；上車架兩側的縱梁是主要受力部件，所以原車架兩側的縱梁部分不做修改，根據圖5-5（b）可知下車架的材料密度較大，但由于結構形狀不明顯，無法轉化為實際的結構，故不作結構的改動。但根據圖5-5（b）可以看出下車架以及縱梁處可去除材料較多，對下車架橫梁縱梁以及縱梁進行尺寸上的調整。5.2.3車架的結構優(yōu)化根據拓撲優(yōu)化的結果，結合原始車架的結構，在原始車架模型基礎上進行優(yōu)化。上車架優(yōu)化如表5-1所示。表5-SEQ表\*ARABIC1上車架優(yōu)化細節(jié)表名稱優(yōu)化方式數量優(yōu)化前優(yōu)化后（截面尺寸）橫梁添加橫梁5無60*40*4斜梁添加斜梁6無6