铰接转向果园割草机的设计与试验

杨 天 赵武云* 辛尚龙 陈伯鸿 张晓晨 曲 浩

(1.甘肃农业大学 机电工程学院，兰州 730070； 2.甘肃农业大学 园艺学院，兰州 730070； 3.农业农村部农业机械化总站，北京 100122)

我国果园主要为平原地区矮砧密植果园和丘陵山地的乔砧适植型果园。与总面积较少的平原地区矮砧密植果园相比，丘陵山地乔砧适植型果园的综合机械化率较低，仅为5.75%。近年来果园逐步推行生草覆盖技术，要求在果树行间、株间留草，采用人工或机械切割方式及时降低杂草生长高度，被切割的杂草覆盖在地表实现绿肥还田，该技术能有效改善土壤结构，增加孔隙度，增加土壤水分的入渗和保墒能力，减少土壤板结，为果树提质增产创造有利条件。平原地区矮砧密植型果园采用拖拉机配套悬挂式专用割草机既能满足作业需求，而丘陵山地乔砧适植型果园由于作业环境复杂，现有割草机无法满足作业需求，亟待可靠性高的专用割草机。

目前国内专用果园割草机切割方式多采用圆盘式，研究主要集中在切割装置优化、切割性能探索以及割草机行走方式研究，初步实现了高效割草的目的，但割草机在丘陵山地的行走问题依然存在。已有研究证明随行自走式割草机通过人工手扶操作可实现小地块果园割草作业，通过横向切割系统和纵向切割系统2部分的组合，能同时满足水平方和竖直方向的切割需求，该机具具有较好的切割效果，但作业人员劳动负担较大，无法长期高效作业；邬备等设计的带有仿形装置的割草机可装配在自走式底盘前端以实现人员乘坐式割草作业，能较好适应丘陵山地作业条件的同时降低作业者劳动强度，但此类乘坐式割草机无法应对果树主枝较低的作业环境，无法保证树干周边的杂草切割；有研究采用四轮电驱动的方式设计生产了遥控割草机，采用4个直流电机分别驱动4个行走轮以实现便捷的遥控作业，能满足丘陵山地果园作业需求，但整机重量大且割幅小，生产成本较高，无法有效推广使用。综上，国内割草机研发对于割草机切割性能探索较多且技术较为成熟，而对于丘陵山地的行走性能、操作便捷性等方面仍需深入研究。

本研究拟采用理论与仿真、试验相结合的方法，设计一种铰接转向果园割草机，以期为丘陵山地果园割草作业提供装备支持与研发参考。

1 铰接转向果园割草机整体设计

1.1 需满足的农艺背景及设计目标

我国果园种植模式分为矮砧密植型和乔砧适植型。矮砧密植型果园的农机农艺融合度高，其行距×株距多为4 m×1 m，此种植模式行间作业通道可保持在1.5 m以上，行间生草幅宽2.0～2.5 m，可采用拖拉机挂载牵引式割草机进行割草作业；乔砧适植型果园多为2000年以前的老果园，这种果园在我国大面积存在，其行距×株距为5 m×3 m左右，由于长期生长同时管理精细化程度不高，果树主枝较长且交错，离地第一主枝普遍较低，这种情况造成了大中型机械无法正常作业，导致部分果园仍需采用人工除草作业。本研究主要针对丘陵山地乔砧适植型果园割草机进行研究与设计。

1.2 整机结构

铰接转向果园割草机由前车架、后车架、动力机构总成、转向机构、电动驱动系统、电源系统、控制系统等部分组成。其中动力机构总成由发动机、离心式离合器、动力输出轴、可调节护筒等组成；转向机构由转向舵机、转向驱动齿轮、转向齿圈组成；电动驱动系统由驱动电机、电驱动后桥、驱动轮组成；电源系统由发电机与蓄电池组组成。

前机架前端及两侧分别安装防撞架与行走轮，上部安装割茬高度调节装置，前机架中部安装固定护筒及动力机构总成；后机架上部安装蓄电池组、控制系统组件，下部安装电动驱动系统。前机架与后机架通过固定于后车架的可拆卸悬挂环进行铰接连接，转向舵机及转向驱动齿轮安装于后车架，转向齿圈安装于前车架固定护筒。割刀安装在动力机构总成动力输出轴末端。发电机固定在发动机下方并与发动机输出轴直接连接。动力机构总成与割刀旋转中心、前车架与后车架铰接中心保持同心。铰接转向果园割草机整机结构见图1。

1.前轮；2.前车架；3.高度调节装置；4.动力系统；5.转向机构；6.电源系统(电池组)；7.控制系统；8.后车架；9.电动后桥；10.后轮；11.割刀 1.The front wheel; 2.Front frame; 3.Height adjustment device; 4.Power system; 5.Steering mechanism; 6.Power system (battery pack); 7.Control system; 8.Rear frame; 9.Electric rear axle; 10.The rear wheel; 11.Cutter图1 铰接转向果园割草机整机结构示意图Fig.1 Schematic diagram of whole machine structure of articulated steering orchard mower

1.3 工作原理

割草作业时由操作员给出启动信号，控制系统接收到信号后启动发动机及驱动电机。割草工作开始时，遥控信号指令发动机转速调节至1 450 r/min以上，此时离心式离合器的离心块自动结合离合器外壳，驱动动力输出轴等速转动，进一步驱动割刀转动完成割草作业；当发动机降到1 450 r/min以下，离心式离合器的离心块自动分离离合器外壳，此时发动机仅驱动发电机工作，为电池组持续提供电能。直行及后退由驱动电机带动驱动轮以一定速度行驶。当需要转向时，操作员给出转向信号，转向舵机驱动转向驱动齿轮转动一定角度，同时带动转向齿圈以完成割草机转向，当转向信号消失后，转向舵机自动回正使割草机直线行驶。当需要调节割茬高度时，操作员给出高度调节信号，调高电机驱动高度调节装置控制动力机构总成整体升降以完成割茬高度调节，同时此种动力机构总成整体高度调节模式也保证了割草机在丘陵山地的高通过性。作业结束后操作员通过遥控器给出信号，关闭发动机及驱动电机。

2 工作参数分析与关键部件设计

铰接转向果园割草机的动力系统主要分为工作动力系统和行走动力系统。工作动力系统由发动机带动离心式离合器驱动割刀进行除草作业；行走动力系统由电池组为驱动电机与转向舵机提供电能，驱动电机驱动电驱动后桥来完成车辆启停、前进、后退等动作，转向舵机驱动转向齿轮组完成割草机转向动作。

2.1 参数分析

2

.

1

.

1

行走速度铰接转向果园割草机前进、后退及车速调节由电动驱动系统实现，驱动电机选用500 W电机，额定转速3 500 r/min，变速箱传动比

i

=28。考虑到人的行走速度为3～5 km/h，以及果园的作业环境，驱动轮采用直径为250 mm的实心人字轮胎。整机的最高行走速度

v

采用式(1)计算：

(1)

式中：

v

为割草机作业最高行走速度，km/h；

V

为驱动电机转速，rad/min；

D

为驱动轮直径，m；

i

为变速箱传动比。将数值带入式(1)计算得到

v

=5.9 km/h，割草机最高行走速度稍大于人步行速度，满足遥控作业要求的同时提高作业效率。

2

.

1

.

2

割草作业装置

铰接转向果园割草机割草作业由发动机直接提供动力，由于本割草机主要针对丘陵山地果园，为避免能量损失并保证整车结构紧凑，发动机选用宗申XP220A型，最高转速3 850 r/min。发动机输出轴直接连接离合器及割刀，最大程度减少由于多级传动带来的能量损失，机具结构紧凑。

割草机在果园中针对果树行间杂草作业，要达到碎草效果，需要对杂草进行多次切割，故在保证不漏割的前提下应对杂草进行多次切割以提高绿肥转化率。割刀选择463 mm长度的单刀片，两侧保留120 mm刃口。

在割草机割刀最低转速1 450 r/min时，保证杂草不漏割的最高速度

v

采用式(2)计算：

(2)

式中：

m

为割草机割刀刃口数量，组；

n

为割草机刀盘转速，rad/min；

s

为割草机割刀刃口长度，m。将数值带入式(2)求得

v

=20.9 km/h，可知在割草机最低转速1 450 r/min，最高行驶速度5.9 km/h 的情况下可对杂草进行3次以上的碎草切割，保证了作业质量，同时根据杂草的种类和生长状况可提高割刀转速或适当降低割草机行走速度，来确保碎草达到预期效果；前车架四周向下延伸3个方向的挡草板形成碎草工作腔室，使杂草从割草机前端进入到割刀工作区域后能够被割刀多次切割为短节，继而从下方预留空间排出割草工作腔室外，保证碎草工作质量，达到杂草尽快转化为绿肥的效果。

2.2 关键部件设计

2

.

2

.

1

动力机构总成

动力机构总成由发动机、离心式离合器、动力输出轴、可调节护筒等组成。设计原则是结构紧凑，尽可能降低整体高度，质量轻；主要功能是带动割刀转动完成割草作业以及驱动发电机对蓄电池组供电。发动机支撑板采用5 mm厚钢板进行加工，护筒及加强板采用2 mm厚钢板进行加工。发动机输出轴与发电机回转中心、割刀回转中心、离合器回转中心、安装在前车架上的固定护筒均保持同心，整个动力机构总成由安装在发动机支撑板两侧的高度调节装置支撑于前车架。割刀选用一体式单刀片，两端分别留有120 mm刃口，此种刀片切割效果优于刀盘式割刀，不易发生缠草等情况。

动力机构总成的高度仅为490 mm，使得设定割茬高度为30 mm时割草机的整机高度仅为520 mm，满足果树第一主枝高度为600 mm时的作业通过性。动力机构总成见图2。

1.发动机；2.发电机转子；3.发电机定子；4.离合器；5.离合器外壳；6.割刀；7.刀轴 1.The engine; 2.Generator rotor; 3.Generator stator; 4.The clutch; 5.Clutch housing; 6.Cutter; 7.Cutter shaft图2 动力机构总成示意图Fig.2 Schematic diagram of power mechanism assembly

2

.

2

.

2

铰接转向机构

铰接转向机构由转向舵机、转向齿圈和转向驱动齿轮等组成(图3)，同时可以将连接前后车架的可拆卸悬挂环也理解为铰接转向机构的一部分。铰接转向机构需要实现割草机左、右2个方向转弯角度大于45°。

1.护筒；2.转向舵机；3. 后车架主体；4. 转向驱动齿轮；5. 转向齿圈；6. 可拆卸悬挂环；7.前车架主体 1.Protection tube; 2.Steering gear; 3.Rear frame body; 4.Steering drive gear; 5.Steering gear ring; 6.Removable suspension ring; 7.Front frame body图3 铰接转向机构示意图Fig.3 Schematic diagram of articulated steering mechanism

割草机转向时，铰接底盘转向时需要克服的转向阻力矩

M

′为：

(3)

式中：

μ

为轮胎与地面间的阻力系数，取0.1；

g

为转向桥的载荷，N；

B

为转向桥轮距，mm；

r

为转向桥轴线至铰接点的距离，mm。车辆要实现转向动作，则转向舵机需提供的转向力矩

M

必须大于或等于转向阻力矩，即：

(4)

运用Solidworks 2017软件计算得到铰接转向果园割草机前车架重量即转向桥载荷

g

=300 N，转向轮轮距

B

=424 mm，转向桥轴线至铰接点的距离

r

=420 mm。带入式(4)计算可知

M

≥141 N·cm。

选用SRC-04B型号舵机，已知该型号舵机转速为200 rad/s，转向驱动齿轮最大转动角度为150°，可求得割草机单向转动到最大角度的时间为0.3 s。转向舵机及齿轮参数见表1。

表1 转向舵机及齿轮参数
Table 1 Parameters of steering engine and gears

参数Parameter数值Numericalvalue舵机启动扭矩/(N·cm)Steering gear starting torque180舵机保持扭矩/(N·cm)Steering gear maintains torque160工作电压/VWorking voltage48舵机转速/(rad/s)Steering gear speed200转向驱动齿轮齿数/模数Number of teeth/module of steering drive gear20/3转向齿圈齿数/模数Number of teeth/module of steering ring91/3转向齿圈弧度/(°)Radian of steering ring115转向驱动齿轮最大转动角度/(°)Maximum rotation angle of steering drive gear150转向齿圈最大转动角度/(°)Maximum rotation angle of steering gear ring46.15

铰接转向果园割草机由于采用了适用于恶劣作业环境的铰接转向方式，对比四轮转向的割草机更加机动，在转弯过程中，可以保证驱动元件仍然保持最大动力，既保证作业稳定性，又提高作业效率。铰接转向果园割草机设计参数见表2。

表2 铰接转向果园割草机设计参数
Table 2 Articulated steering orchard mower design parameters

参数Parameter数值或方式Numerical value or mode长×宽×高/(mm×mm×mm)Length×width×height900×506×520整备质量/kg Curb weight77.54作业幅宽/mm Work width460最小转弯半径/mmMinimum turning radius466动力输入最大转速/(rad/min)Maximum speed of power input3 850驱动电机额定功率/WRated power of walking motor500驱动电机额定转速/(rad/min)Rated speed of walking motor3 500电池组容量/AH Battery pack capacity48电池组质量/kg Battery mass16最高工作行驶速度/(km/h)Maximum operating speed≥5驱动方式 Drive mode后轮电驱动转向方式 Steering mode中部折腰铰接转向

3 铰接转向果园割草机行走性能分析

3.1 转弯半径分析

铰接转向果园割草机转向时，前车架依靠转向舵机的驱动绕铰接中心回转，后车架驱动割草机前进，共同完成割草机转向动作。割草机直行俯视图与转向半径分析见图4。

由整车几何分析及查阅相关文献可知，前车轮外侧车轮最小转弯半径

R

和后车轮外侧车轮最小转弯半径

R

分别为：

(5)

(6)

(7)

式中：

Q

为车轮轮距，mm；

L

为铰接转向果园割草机轴距，mm；

k

为铰接中心比例系数；

L

为转向铰接中心距离车前轴的距离，mm；

θ

为割草机最大转向偏转角，(°)。当

k

<0.5时，

R

>

R

，此时果园割草机的最小转弯半径即为前车轮外侧车轮最小转弯半径

R

；当

k

>0.5时，

R

<

R

，此时果园割草机的最小转弯半径即为后车轮外侧车轮最小转弯半径

R

。本研究中的割草机

L

=245 mm，

L

=570 mm，

Q

=506 mm，

θ

=56.15°。代入式(7)可得铰接中心比例系数

k

=0.43，故属于

k

<0.5的情况，因此将数据带入式(5)中可计算出果园割草机的理论最小转弯半径

R

=466.4 mm。而本割草机的车身宽度为506 mm，丘陵山地果园行距与株距一般在3～5 m左右，本割草机能适应各类果园作业环境，在行距与株距存在变化的果园也能灵活完成转向动作。

Q为车轮轮距；L为铰接转向果园割草机前后轮轴距；L1为转向铰接中心距离车前轴的距离；θmax为割草机最大转向偏转角度；R1为前行走轮外侧车轮最小转弯半径；R2为后行走轮外侧车轮最小转弯半径；O为铰接中心点。 Q is the wheel base; L is the front and rear wheelbase of the articulated steering orchard mower; L1 is the distance between the steering hinge center and the front axle of the vehicle; θmax is the maximum steering deflection Angle of articulated steering orchard mower; R1 is the minimum turning radius of the outer wheel of the front walking wheel; R2 is the minimum turning radius of the outer wheel of the rear walking wheel; O is hinged center point.图4 铰接转向果园割草机直行俯视图(a)与转向半径分析(b)Fig.4 Straight line top view of articulated steering orchard mower (a) and steering radius analysis diagram (b)

3.2 稳定性能分析

3

.

2

.

1

纵向稳定性能分析

本割草机主要应用于丘陵山地小地块果园作业，在工作环境转换的过程中，经常要经历爬坡、下坡等情况，因此对割草机爬坡、下坡过程进行车辆稳定性分析。忽略空气阻力及轮胎变形等因素，割草机爬坡过程受力分析见图5。

对割草机爬坡过程建立力学平衡方程组：

(8)

当割草机处于爬坡倾覆的临界状态时，土壤对前车轮切向作用力

F

=0，有：

Gh

sin

α

=

GB

cos

α

爬坡过程中的临界倾覆角为：

(9)

同理，忽略空气阻力及轮胎变形等因素，对割草机下坡过程建立力学平衡方程：

FT1和FT2分别为土壤对前轮和后轮的切向作用力；FN1和FN2分别为土壤对前轮和后轮的法向作用力； G为割草机自身所受重力；L为割草机前后轮轴距；h为割草机质心距离地面的距离；αmax为割草机爬坡与下坡过程中发生倾覆的临界最大角度。 FT1 and FT2 are the tangential force of soil on the front wheel and rear wheel respectively; FN1 and FN2 are the normal forces of soil on the front wheel and rear wheel respectively; G is the force of gravity on the mower itself; L is the front and rear wheel base of the lawn mower; h is the distance between the lawn mower’s center of mass and the ground; αmax are the critical maximum Angle of overturning of lawn mower during climbing process.图5 割草机爬坡过程受力分析图Fig.5 Force analysis diagram of lawn mower during climbing

(10)

可以得到下坡过程中割草机临界倾覆角：

(11)

式中：

α

′为割草机爬坡与下坡过程中发生倾覆的临界最大角度，(°)。分析可知，割草机的质心即

h

越小，车辆爬坡及下坡过程中的稳定性越高，抗倾覆的能力越强。运用Solidworks 2017软件建立铰接转向果园割草机模型，并运用质量属性功能获取割草机质心位置，可得：后轴至质心距离

B

=170 mm，质心至地面垂直高度

h

=221.8 mm，割草机前后轮轴距

L

=570 mm，进而可以求得本割草机爬坡和下坡过程中的极限倾覆角

α

和分别为37.47°和60.99°，而丘陵山地果园中实际作业环境中的最大坡度约为12°，机具转场过程的最大坡度不大于30°，远小于割草机的临界倾覆角，所以本割草机的纵向稳定性能满足使用要求。

3

.

2

.

2

横向稳定性能分析

除了纵向发生倾覆的可能性外，割草机在作业过程中，也有出现横向倾覆的可能性。对割草机沿坡道行驶过程进行受力分析(图6)。由于割草机基本为对称结构，故仅进行一次受力分析，忽略空气阻力及轮胎变形等因素，对割草机沿斜坡行驶过程建立力学平衡方程组：

(12)

当割草机处于横向倾覆的临界状态时，土壤对上侧车轮切向作用力

F

=0，这时：

爬坡过程中的临界倾覆角为：

(13)

FT3和FT4分别为土壤对上侧和下侧轮胎的切向作用力；FN3和FN4分别为土壤对上侧和下侧轮胎的法向作用力；G为割草机自身所受重力；l为割草机轮距；h为割草机质心距离地面的距离；βmax为割草机发生横向倾覆的临界最大角度。 FT3 and FT4 are the tangential forces of soil on the upper and lower tires respectively; FN3 and FN4 are the normal forces of soil on the upper and lower tires respectively; G is the force of gravity on the mower itself; l is a lawn mower wheel base; h is the distance between the lawn mower’s center of mass and the ground; βmax is the critical maximum Angle of lateral overturning of lawn mower.图6 坡道直行割草机受力分析Fig.6 Force analysis of straight lawn mower on ramp

式中：

F

和

F

为土壤对上侧和下侧轮胎的切向作用力，N；

F

和

F

为土壤对上侧和下侧轮胎的法向作用力，N；

l

为割草机轮距，mm；

β

割草机发生横向倾覆的临界最大角度，(°)。由前述可知，割草机质心至地面垂直高度

h

=221.8 mm，

l

=506 mm，进而求得本割草机沿坡道直行时的横向极限倾覆角

β

为48.76°。实际工作中遇到的坡度远小于割草机的横向临界倾覆角，所以本割草机的横向稳定性能满足使用要求。

4 车架强度分析

4.1 车架结构设计分析

车架与连接前车架与后车架的铰接环是整个铰接转向果园割草机的关键受力部件，极大影响着割草机作业、行走、转向等工作的可靠性。所设计的车架主要由前车架、后车架和可拆卸式铰接环组成，前、后车架主要由3 mm厚的钢板焊接构成，铰接环为实心矩管弯折而成。车架直行状态下总长度为900 mm，宽度为506 mm，可拆卸式铰接环直径264 mm，所有材料均选用Q235低碳钢。车架承载的主要零部件为动力机构总成和电池组及控制系统，其质量分别为24和16 kg，与车架上表面的接触面积分别为4 992和60 000 mm。

车架材料的许用应力为：

(14)

式中：[

σ

]为材料许用应力，MPa；

S

为安全系数，一般为1.5～2.5，本研究取最大值2.5；

σ

为材料屈服强度，MPa。计算可知，车架材料的许用应力[

σ

]=94 MPa。

4.2 车架及铰接盘有限元分析

4

.

2

.

1

有限元分析运用Solidworks 2017软件对铰接转向果园割草机车架进行建模，为保证有限元分析的准确性并提高仿真速度，对车架几何模型进行简化处理，删除对结构影响不大的倒角及圆角，同时忽略部分非关键的安装孔和凸台，将可拆卸铰接环与后车架视为一个整体，不考虑焊接工艺对车架材料特性的影响。将处理过后的模型导入Ansys workbench软件中，设定车架材料为Q235；材料数据设定为：弹性模量

E

=2.1×10Pa，泊松比

u

=0.28，屈服强度

Q

=235 MPa，密度

ρ

=7 850 kg/m。使用软件自带的Mesh功能进行网格划分后及主要受力点细化后，得到151 503个单元，235 804个节点。将动力机构总成和电池组的重量在车架的实际位置以均布面载荷的方式施加，设置重力加速度

g

=9.80 m/s。

对车架整体进行静力学分析，主要对以下4种工况进行分析：

工况1，平地静止工况；

工况2，平地最大转弯角度静止工况；

工况3，直行爬坡30°工况；

工况4，直行下坡30°工况。

经Ansys workbench计算及后处理得到4种工况车架总变形量和等效应力的分布情况见图7。

工况1，平地静止工况；工况2，平地最大转弯角度静止工况；工况3，直行爬坡30°工况;工况4,直行下坡30°工况。 Working condition 1, stationary working condition on flat ground; Working condition 2, stationary condition of maximum turning Angle on flat ground; Working condition 3, straight uphill 30°; Working condition 4, straight downhill 30°.图7 4种工况下车架静力学分析结果Fig.7 Results of statics analysis of frame under four working conditions

4

.

2

.

2

有限元分析结果

在割草机平地直行静止状态、平地最大转角状态、30°直行爬坡状态、30°直行下坡状态4种工况下，割草机车架的最大形变均发生在割草机铰接盘与前车架的接触部位，最大形变量发生在平地最大转角状态下(图7(a))，数值为0.034 4 mm；割草机车架的最大等效应力均发生在割草机后桥与割草机车架的接触部位，最大等效应力发生在平地最大转角状态下(图7(b))，数值为20.06 MPa。各工况下最大总变形量和最大等效应力值见表3。

表3 4种工况下的仿真数值
Table 3 Simulation values under four working conditions

工况Working condition最大总变形量/mmMaximum total deformation最大等效应力/MPaMaximum equivalent stress平地静止工况Stationary condition on flat ground0.023 018.118平地最大转弯角度静止工况Flat maximum turning Angle stationary condition0.034 420.060直行爬坡30°工况Straight uphill 30 degrees working condition0.018 512.853直行下坡30°工况Straight downhill 30 degrees working condition0.019 514.964

基于4种工况下的分析结果表明，本研究所设计的铰接转向果园割草机的车架最大形变量仅为0.034 4 mm，对割草机整机的工作无影响；最大等效应力为20.06 MPa，远小于车架材料许用应力94 MPa，整机设计制造满足使用要求，可以正常工作。

5 田间试验

试验地点为在陕西省兴平市一处樱桃园，试验环境温度26 ℃，以卷尺、钢尺等工具为测量工具，试验对象为樱桃园内行间杂草。试验选择2个杂草较茂盛行间进行，每行长度20 m，各行往返4个行程，总计往返8个行程。

试验时割草机行走速度设定为3 km/h，割草机割茬高度设定为70 mm，割刀转速设定为3 000 rad/min。参照GB/T 10938—2008《旋转割草机》、JB/T 5154.1—1999《旋转割草机 试验方法》，每行程间隔10 m测定1次实际割幅，共计测定16次，同区域内对割茬高度、碎草率等作业指标进行测定。割幅利用系数按式(15)计算：

(15)

式中：

K

为割幅利用系数，%；

A

为平均实际割幅，mm；

A

为理论割幅，取割草机设计理论割幅为460 mm。

碎草率为：

(16)

式中：

S

为碎草率，%；

G

为碎草质量，g；

G

为已割杂草质量，g。

铰接转向果园割草机田间试验结果见表4。根据试验测量结果可以根据式(15)求得每行程的割幅利用系数，数值为97.8%～100%，16个测量段平均实际割幅455 mm，故割草机整体割幅利用率为98.9%；平均碎草率数值为82%～90%，16个测量段平均碎草率为98.9%；割茬高度基本符合设定割茬高度，各项作业指标满足果园作业需求。田间试验效果见图8。

表4 铰接转向果园割草机田间试验结果
Table 4 Field test results of articulated steering orchard mower

测量段Measuringsection割前杂草高度/mmWeed heightbefore cutting设定割茬高度/mmSet stubbleheight实际割茬高度/mmActual stubbleheight碎草率/%Brokenhasty实际割幅/mmActual cuttinglength15007068864602560706788455358070698345545407066844505510706884455651070678745575307068854608480706390460950070658845010500706489455115207067874501253070698545013520706885460145407068824551551070678446016490706687450

图8 铰接转向果园割草机田间试验效果Fig.8 Field test effect of articulated steering orchard mower

6 结 论

本研究针对丘陵山地乔砧适植型果园种植模式及农艺要求，设计了铰接转向果园割草机。该割草机为遥控控制，后轮电驱动实现割草机的行走；割刀由割草机上的汽油发动机动力输出轴直接驱动，汽油发动机同时带动发电机为割草机电池组供电；同时提出一种全新的铰接转向方法，将转向舵机应用在小型割草机上，仅需控制舵机的正反转即可完成割草机在作业环境复杂的丘陵山地小地块果园转向动作。主要结论如下：

1)所设计的割草机最小转弯半径为466.4 mm，小于机身宽度506 mm，完成单向最大角度转向仅需0.3 s，转向性能良好；割草机最大工作速度5.9 km/h，割刀转速1 450～3 850 rad/min，割草机碎草性能良好；在丘陵山地作业中，割草机纵向极限倾覆角度分别为37.47°和60.99°，割草机沿坡道直行时的横向极限倾覆角48.76°，满足使用要求。

2)针对平地静止、平地最大转弯角度、直行爬坡30°、直行下坡30° 这4种工况基于Ansys workbench软件进行割草机车架强度分析，得到了4种工况下的最大变形量和等效应力数值。其中在平地最大转弯角度工况下出现最大变形量和等效应力的最大值，分别为0.034 4 mm和20.06 MPa，分别发生在割草机车架的铰接盘与前车架连接处以及驱动后桥与后车架连接处，2项数值均远小于许用数值，验证了该转向装置的适用性。

3)田间试验结果表明：铰接转向果园割草机的割幅利用率为98.9%，平均碎草率85.9%，割茬高度基本符合设定割茬高度，能满足丘陵山地小地块果园作业需求。