輪履復(fù)合式變形車輪的設(shè)計與越障性能分析*

曲杰 鐘偉斌

(華南理工大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，廣東 廣州 510640)

專門從事于救援和搜救的車輛常常面臨著地形復(fù)雜且難以預(yù)測的非結(jié)構(gòu)化的工作環(huán)境，特別是當(dāng)遇到諸如地質(zhì)災(zāi)害而導(dǎo)致的救援生命線中斷時，普通的輪式車輛根本無法進(jìn)入災(zāi)區(qū)實施救援.同時，救援工作要求車輛必須在第一時間到達(dá)事故現(xiàn)場，對車輛的靈活性提出了較高的要求.為了使車輛或者移動機(jī)器人具有良好的地面適應(yīng)性，科研人員充分結(jié)合了輪式、履帶式及腿式運(yùn)動機(jī)構(gòu)的優(yōu)點，研發(fā)出了多種能夠適應(yīng)復(fù)雜路面條件的移動機(jī)構(gòu)，如中國科學(xué)院沈陽自動化研究所的NEZA-I 機(jī)器人［1］、加拿大謝布魯克大學(xué)的AZIMUT 機(jī)器人［2］、北京理工大學(xué)的小型輪履腿復(fù)合式機(jī)器人［3］、韓國大邱慶北科技研究所的輪履復(fù)合機(jī)器人［4］、捷克布爾諾理工大學(xué)的HYBRID 移動機(jī)器人［5］等復(fù)合式的運(yùn)動機(jī)構(gòu).又如國防科技大學(xué)的四連桿履帶式變形機(jī)器人［6］、大連大學(xué)的越野車用變形履帶系統(tǒng)［7］、法國的VGTV 機(jī)器人［8］、韓國科學(xué)技術(shù)學(xué)院的可變履帶式救援機(jī)器人［9-10］、韓國全北國立大學(xué)的履帶式救援機(jī)器人［11］等可變形履帶的運(yùn)動機(jī)構(gòu).但若要將上述機(jī)構(gòu)運(yùn)用于車輛上，須對車輛進(jìn)行較大的改造，成本較高.對此，文中提出一種新型的輪履復(fù)合式變形車輪(后文簡稱變形車輪)的設(shè)計，相對其他設(shè)計而言，該變形車輪具有以下特點:

(1)該變形車輪可以像普通輪胎一樣直接安裝于現(xiàn)有的車輛上，使車輛具有良好的地面適應(yīng)性.

(2)該變形車輪采用純機(jī)械結(jié)構(gòu)，開發(fā)和制造成本較低.

(3)采用橡膠履帶代替充氣式橡膠輪胎的變形車輪，可以避免由于災(zāi)難現(xiàn)場不良路面環(huán)境導(dǎo)致車胎爆裂而引發(fā)的事故，同時增加其通過性.

文中介紹了變形車輪總體技術(shù)方案，包括變形車輪的結(jié)構(gòu)特征、運(yùn)動模式以及各個部件的工作原理和結(jié)構(gòu)設(shè)計;通過理論分析對變形車輪兩種運(yùn)動模式的越障性能進(jìn)行比較，驗證了變形車輪的可行性.

1 輪履復(fù)合變形車輪的技術(shù)方案

1.1 結(jié)構(gòu)特征

變形車輪由變徑輪輞部件［12］、履帶輪部件以及外圈包覆的橡膠履帶構(gòu)成，如圖1 所示.作為兩種行進(jìn)模式的主驅(qū)動機(jī)構(gòu)，變徑輪輞部件上的主軸與汽車半軸通過法蘭連接并作為動力輸入.作為履帶式行進(jìn)的一個重要部件，履帶輪部件上還安裝了變形驅(qū)動裝置，根據(jù)不同的地面條件，可改變變形車輪的運(yùn)動模式，從而提高車輛的越障性和環(huán)境適應(yīng)性.

圖1 變形車輪的整體結(jié)構(gòu)Fig.1 Structure of transformable wheel

1.2 運(yùn)動模式及其特性

變形車輪具有輪式和履帶式兩種運(yùn)動模式，如圖2 所示.

(1)輪式運(yùn)動模式:當(dāng)車輛在較為平坦和僵硬的地面上行駛時，采用輪式運(yùn)動模式.如圖2(a)所示，變徑輪輞部件處于大徑狀態(tài)，在該模式下，變徑輪輞部件與張緊在其外側(cè)的橡膠履帶同步轉(zhuǎn)動.

(2)履帶運(yùn)動模式:當(dāng)車輛在較為崎嶇和泥濘的地面上行駛時，采用履帶運(yùn)動模式.如圖2(b)所示，變徑輪輞部件處于小徑狀態(tài)，在該模式下，變徑輪輞部件作為橡膠履帶的驅(qū)動輪，帶動履帶轉(zhuǎn)動.

圖2 變形車輪的運(yùn)動模式Fig.2 Locomotion mode of transformable wheel

2 變形車輪各部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計

2.1 變徑輪輞部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計

變形輪輞部件由6 個曲柄滑塊機(jī)構(gòu)并聯(lián)組成，如圖3 所示.變形盤的轉(zhuǎn)動帶動6 個曲柄同步轉(zhuǎn)動，從而帶動固定在套筒組上的小徑輪輞向外伸展或向內(nèi)收縮，小徑輪輞的伸縮運(yùn)動帶動連接輪輞、大徑輪輞同步做伸縮運(yùn)動，從而改變部件的工作半徑.

圖3 變徑輪輞部件的機(jī)構(gòu)原理Fig.3 Mechanism principle of diameter-varying wheel rim

2.2 履帶輪部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計

如圖4(a)所示，履帶輪部件由兩個曲柄滑塊機(jī)構(gòu)并聯(lián)而成.當(dāng)轉(zhuǎn)盤轉(zhuǎn)動時，連桿A、連桿B 拉動前張緊輪組和后承重輪同步做伸展或收縮運(yùn)動，以滿足輪式或履帶式運(yùn)動的工作要求.

圖4 履帶輪部件的機(jī)構(gòu)原理Fig.4 Mechanism principle of track parts

2.3 變形驅(qū)動

當(dāng)需要變形時，手動控制撥叉將滑動花鍵撥于左側(cè)，如圖5 中粗實線位置，轉(zhuǎn)動變形搖把，通過錐齒輪、蝸輪蝸桿、花鍵及滑動花鍵傳動，帶動轉(zhuǎn)盤及變形盤旋轉(zhuǎn)，從而切換變形車輪的工作模式.其中右側(cè)轉(zhuǎn)盤的動力是由左側(cè)轉(zhuǎn)盤通過鏈傳動傳遞的;變形完畢后，滑動花鍵撥于圖中細(xì)實線位置，與變徑輪輞部件的輪轂配合，同時與左側(cè)蝸輪脫離配合，使得整個變徑輪輞部件可隨主軸一起轉(zhuǎn)動傳遞動力.變形前后撥叉的位置及效果如圖6 所示.

圖5 變形傳動示意圖Fig.5 Driven sketch for locomotion mode shift

圖6 撥叉工作原理Fig.6 Principle of shift fork

2.4 關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計要求

由變形車輪的結(jié)構(gòu)特點和履帶式運(yùn)動的特點確定變形車輪關(guān)鍵結(jié)構(gòu)參數(shù)時，應(yīng)遵循如下要求:

(1)變形過程中履帶長度形變量盡可能小，其松緊度不影響兩種運(yùn)動模式的正常工作和切換.

(2)在滿足其他性能要求的前提下，履帶式運(yùn)動時履帶接地長度盡可能長.

根據(jù)要求，對影響履帶長度變化與接地長度的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行分析.如圖7 所示，L1、L2、L3、La、Lb分別為輪A1和A5、A1和A2、A4和A5、A3和A4、A2和A3相切的履帶長度，l1、l2、l3、l4分別為與輪A1、A2、A4、A5相接觸的履帶長度，α、β 分別為L1、L2與地面的夾角.相關(guān)參數(shù)含義為:變徑輪A1的大徑為R，小徑為r，變徑比(R/r)為K;輪A2、A3、A4、A5的半徑分別為R2、R3、R0、R0，履帶前攻角為η，輪A4、A5的中心距為m.

圖7 變形車輪機(jī)構(gòu)參數(shù)分析圖Fig.7 Parameter graph of transformable wheel

由圖7 可見，履帶總長度可表示為

根據(jù)圖7 中的幾何關(guān)系，α、β、L1、L2、L3、l1、l2、l3、l4可分別表示為:

由輪式運(yùn)動結(jié)構(gòu)知，履帶總長度也可以表示為LW=2 R.變形前后履帶總長度的變形量可表示為La、Lb、R、R0、R2、r、m、η 的函數(shù):

考慮到橡膠履帶的伸縮性，假定履帶變形量不超過輪式履帶總長度Lw的0.1%即可滿足要求(1).根據(jù)方程(2)，在參數(shù)(R、R0、R2、r、m、η)均確定、滿足要求(1)的情況下，求La、Lb，使得接地長度最大，即求解如下約束優(yōu)化問題:

在實際中取參數(shù)實際值R=400 mm，R2=120 mm，R3=80 mm，R0=60 mm，m=220 mm，η=40°.

根據(jù)上述數(shù)據(jù)，通過序列二次規(guī)劃算法求得方程(3)的最優(yōu)解［13］，可繪出變徑輪輞部件的小徑r與履帶式最大接地長度e 的關(guān)系，如圖8 所示.

圖8 r 與e 的關(guān)系Fig.8 Relation between r and e

由圖8 可以看出，在其他結(jié)構(gòu)參數(shù)相同的情況下，履帶式的最大接地長度隨著變徑輪輞小徑的增大而減小，并且其關(guān)系接近線性比例關(guān)系.

3 越障性能對比

下文將對比車輛在兩種模式下的越障性能，以驗證變形車輪設(shè)計的合理性.

3.1 爬坡能力對比

車輛在爬坡時，主要的行駛阻力為坡度阻力和加速阻力，空氣阻力與滾動阻力可以忽略不計［14］.在討論車輛最大爬坡能力時認(rèn)為車輛是勻速運(yùn)動，即加速阻力為零.車輛在坡上運(yùn)動時，受力情況如圖9 所示.其中 和γ 分別是輪式行進(jìn)和履帶式行進(jìn)的最大爬坡角.

圖9 車輛爬坡受力圖Fig.9 Force diagram in grade climbing

根據(jù)圖9 的力學(xué)模型建立方程:

式中，F(xiàn)W、FT分別是輪式和履帶式的最大地面反作用力，F(xiàn)R、Fr分別是在相同發(fā)動機(jī)扭矩輸出下，輪式和履帶式運(yùn)動的最大驅(qū)動力;FU、FV分別為輪式和履帶式爬坡時的最大土壤推力.由式(4)、(5)可得:

針對各種不同性質(zhì)的土壤，輪式和履帶式車輛所能獲得的最大土壤推力都能用下式表示［15］:

式中，Q 為垂直于土壤表面的負(fù)荷，A 為車輪的接地面積，C0、φ 分別為土壤的粘聚系數(shù)和摩擦角.

設(shè)某裝載了變形車輪的車輛的重量為50000N，車輪寬度為420mm，某種粘性土壤參數(shù)C0=13.79kPa、φ=22°［14］.在圖8 中抽取幾個不同小徑時的最大接地長度e，并忽略車輛爬坡時土壤的下陷，由式(6)、(7)、(8)算出在該土壤條件下輪式運(yùn)動與履帶式運(yùn)動的最大爬坡角度，見表1.

表1 不同K 值下的參數(shù)Table 1 Parameters for different K

結(jié)合式(4)-(7)以及表1 中的數(shù)據(jù)可以繪制出在該種土壤條件下，不同K 值下的履帶式與輪式爬坡角度比γ/ 與輪式驅(qū)動力系數(shù)μ(定義為FR/G)之間的關(guān)系曲線，如圖10 所示.

圖10 最大爬坡角度比與輪式驅(qū)動力系數(shù)的關(guān)系Fig.10 Relation between maximum upgrade angle and thrust modulus

由圖10 可以看出:①對同一車輛來說，在相同的μ 下，履帶式運(yùn)動的爬坡角度總比輪式運(yùn)動的要大;在μ 較小時，兩者爬坡角度的比近似等于K;當(dāng)μ 較大時，兩者的爬坡角度比隨μ 的增大而增大，而且K 值越大，增長的趨勢越明顯.②當(dāng)K 值較大時，履帶式運(yùn)動先達(dá)到爬坡極限(圖中點B1、B3).此時繼續(xù)增大μ 反而會使爬坡角度比降低，直至輪式運(yùn)動也達(dá)到爬坡極限(圖中點B2、B4).③當(dāng)K 值較小時，輪式運(yùn)動先達(dá)到爬坡極限(圖中點B5、B7)，此時繼續(xù)增大μ 會使爬坡角度比迅速增加，直至履帶式運(yùn)動也達(dá)到爬坡極限(圖中點B6、B8).

3.2 最大翻越臺階高度對比

車輛在翻越臺階障礙時，車速很低，可用靜力學(xué)平衡方程求得汽車最大翻越障礙高度.后輪驅(qū)動4 ×2輪式車輛后輪越過硬地面上的臺階時的受力情況如圖11 所示.

圖11 輪式4 ×2 車輛后輪通過臺階時的受力情況Fig.11 Force diagram of 4 × 2 wheel vehicle when rear wheels climb step

圖11 中，F(xiàn)1為地面對車輪的反作用力，fF1為地面摩擦力，F(xiàn)2為臺階對車輪的反作用力，h1為臺階高度，c 為車輛軸距，g 為輪式翻越臺階時重力G 對后輪輪心的力臂，φ 為F2與水平面的夾角.

假定地面附著系數(shù)足夠大，則車輛的驅(qū)動力能夠全部用于翻越臺階，在硬路面上滾動阻力摩擦系數(shù)f≈0，故可忽略地面摩擦力的影響，則后輪碰到臺階時可建立平衡方程組:

由圖11 中的幾何關(guān)系可知

綜合方程組(9)和式(10)可得

同理，當(dāng)車輛采用履帶式運(yùn)動時越過臺階的受力圖如圖12 所示.

圖12 履帶式4 ×2 車輛后輪通過臺階時的受力情況Fig.12 Force diagram of 4×2 track vehicle when rear wheels climb step

圖中，q 為履帶式翻越臺階時F1對后輪輪心的力臂，p 為履帶式翻越臺階時重力G 對后輪輪心的力臂，H 為后輪輪心高度，a 為輪A3和A4中心距，s 為輪A2和A4接地點之間的距離，h2為臺階高度，hd為輪A3與履帶的切點到地面的高度，ψ 為F2與水平面的夾角.

同樣地，假定地面附著系數(shù)足夠大，并且忽略地面摩擦力的影響.則根據(jù)圖12 的力學(xué)模型可建立平衡方程組:

圖中R ＜H≤d +R2，其中d 是變徑輪輞部件與后承重輪的中心距.由圖12 中幾何關(guān)系有:

在相同發(fā)動機(jī)扭矩輸出下，輪式運(yùn)動與履帶式的最大驅(qū)動力比

式中，M 為發(fā)動機(jī)曲軸到半軸的總傳動比，T 為發(fā)動機(jī)的輸出扭矩.

綜合方程組(12)及式(13)-(16)可得

對式(11)、(17)進(jìn)行分析比較可得，K 越大，履帶式運(yùn)動翻越臺階的優(yōu)勢越明顯.適當(dāng)調(diào)整車輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)，提高S*的值，也可提高履帶式運(yùn)動翻越臺階的優(yōu)勢.

用同樣的方法可分析履帶式4 ×2 車輛前輪越過臺階和履帶式4 ×4 車輛越過臺階時相對于輪式的優(yōu)勢.

4 結(jié)論

(1)設(shè)計一種新型輪履復(fù)合式變形車輪，該變形車輪具有輪式與履帶式兩種運(yùn)動模式，可根據(jù)路面要求更改車輪的運(yùn)動模式，從而使安裝了該變形車輪的車輛具有較好的通過性和環(huán)境適應(yīng)性.

(2)采用理論分析的方法對變形車輪兩種模式的越障性進(jìn)行對比，研究表明，變徑比越大，與輪式模式相比，履帶模式爬坡性能和翻越臺階性能優(yōu)勢越明顯.這為變形車輪結(jié)構(gòu)參數(shù)的設(shè)計提供了參考.

(3)分析表明，變形車輪充分結(jié)合了輪式與履帶式行進(jìn)方式的優(yōu)點.在較為平坦的硬質(zhì)路面下，使用輪式運(yùn)動模式能夠使車輛具有較好的機(jī)動性;在輪式運(yùn)動無法通過，或是能勉強(qiáng)通過但是行駛效率很低的障礙路面或者無路地區(qū)，改變變形車輪的工作模式，使車輛以履帶模式運(yùn)動，即可順利通過障礙.

文中從運(yùn)動學(xué)角度給出了一種新型輪履復(fù)合式變形車輪的設(shè)計并對其進(jìn)行了越障性能分析，下一步將進(jìn)行關(guān)于變形車輪的細(xì)節(jié)設(shè)計.

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