D01:10.13374.isml00103x.2009.07.048 第31卷第7期 北京科技大学学报 Vol.31 No.7 2009年7月 Journal of University of Science and Technology Beijing JuL 2009 深海采矿机行星轮式行走机构越障行为 冯雅丽马佳珍张文明张杰杨泉 北京科技大学土木与环境工程学院.北京100083 摘要为了适应深海富钴结壳和热液硫化调查区复杂地形多变底质，提出了深海采矿行星轮式行走机构.利用虚功原理建 立了行星轮式行走机构越障动力学模型，分析了越障高度的影响因素，按1：2.25传动比确定行星轮系结构尺寸，利用 ADAMS进行双边越障性能分析（垂直障碍高度900m).行星轮系的结构尺寸、车体质心位置及附着系数对越障高度影响较 大：各轮系越障时出现驱动力矩、速度和正压力急增的现象，前轮系的前轮越上障碍后，各参数值趋于平稳，后轮越障时又出 现瞬时脉动，但脉动较小，后轮系也有相同的变化趋势，各轮的阻力矩和输出功率与正压力变化趋势相同.行星轮式行走机构 可根据地变化在定轴轮系和行星轮系间演变，具有较好的自主越障性能。 关键词深海采矿；采矿机：行走机构：行星轮：越障性能 分类号TP242.6 Obstacle performance of a planetary wheel mining vehicle in the deep sea bed FENG Y a-li,MA Jia-zhen,ZHANG Wen-ming,ZHANGJie,YANG Ouan School of Civil and Environmental Engineering,University of Science and Teehnology Beijing.Beijing 100083.China ABSTRACT A plane tary wheel running mechanism w as designed to adapt to the store environment of complex terrain and change- able geology of the cobalt and hy drothermal sulfide investigation area in the deeprsea bed.A dynamic model of obstacles for the plane- tary w heel running mechanism was established based on the virtual work principle The structural characteristics of the planetary w heel running mechanism w ere derived by analyzing obstacle height effect factors w ith a transmission ratio of 1 :2 25.The obstacle (the altitude of 900mm)process for both sides of a planetary gear train was analyzed in A DA MAS.It is proved that the phy sical di- mension of the planetary gear train,bodyw ork center position and attachment coefficient are the key effect factors.The driven mo- ment,veocity and normal pressure sharply increased as each w heel surmounting obstades,but they were moderate after the front w heel came over the obstacles.Another weaker pulse occurred when the rear wheel began climbing,and then the parameters reached a platea.This mechanism transforms between an ordinary gear train and a planetary gear train,and it has good autonomous obstacle perfo rmance. KEY WORDS deep sea mining:mining vehide;running mechanism:planetary gear train dimbing obstacle performance 针对深海富钴结壳、热液疏化物等多种资源，国类型为基岩、砂和泥.抗压强度为0.08~68.2MPa 内外学者研制了两种行走方式：履带式和轮式行走 常见突起和断裂，地形坡度为5°一35一.虽然人 机构).轮式驱动的特点是效率高，灵活性高，与 们对传统的履带式和轮式行走机构进行了改进，但 悬挂、轮胎形式的设计结合可以得到较高的通过性 其固有特性难以改变，面对钴结壳和热液硫化物调 能和抗侧翻的能力.履带式行走机构具有较强的越 查区复杂地形和多变底质，这两种行走方式显得力 障性能：但是结构复杂，机动性能较差，耗能大9. 不从心. 深海富钴结壳及热液硫化物调查区水深800~4000 本文提出一种行星轮式行走方式，利用其在定 m,包括洋中脊、海山和海盆等地质单元：海底底质 轴轮系和行星轮系的转变，具有较高的底质适应性 收稿日期：2008-09-25 基金项目：教有部博士点基金资助项目(N。.2006000825):国家长远发展专项国际海底区域研究开发十一五'项目”(No.DYX11一0+ 02-03):国家自然科学基金资助项目(N。.50874006) 作者简介：冯雅丽(1967-），女，教授.上maik ylfeng126@126.om
深海采矿机行星轮式行走机构越障行为 冯雅丽 马佳珍 张文明 张 杰 杨 泉 北京科技大学土木与环境工程学院, 北京 100083 摘 要 为了适应深海富钴结壳和热液硫化调查区复杂地形多变底质, 提出了深海采矿行星轮式行走机构.利用虚功原理建 立了行星轮式行走机构越障动力学模型, 分析了越障高度的影响因素, 按 1∶2 .25 传动比确定行星轮系结构尺寸, 利用 ADAMS 进行双边越障性能分析( 垂直障碍高度 900 mm) .行星轮系的结构尺寸、车体质心位置及附着系数对越障高度影响较 大;各轮系越障时出现驱动力矩、速度和正压力急增的现象, 前轮系的前轮越上障碍后, 各参数值趋于平稳, 后轮越障时又出 现瞬时脉动, 但脉动较小, 后轮系也有相同的变化趋势, 各轮的阻力矩和输出功率与正压力变化趋势相同.行星轮式行走机构 可根据地变化在定轴轮系和行星轮系间演变, 具有较好的自主越障性能. 关键词 深海采矿;采矿机;行走机构;行星轮;越障性能 分类号 TP242.6 Obstacle performance of a planetary wheel mining vehicle in the deep sea bed FENG Y a-li, MA Jia-zhen, ZHANG Wen-ming, ZHANG Jie, Y ANG Quan S chool of Civil and Environmental Engineering, University of Science and Technology Beijing, Beijing 100083, China ABSTRACT A plane tary wheel running mechanism w as desig ned to adapt to the store environment of complex terrain and changeable g eology of the cobalt and hy dro thermalsulfide investigation area in the deep-sea bed .A dynamic model of obstacles fo r the planetary w heel running mechanism was established based o n the virtual work principle.The structural characteristics of the planetary w heel running mechanism w ere derived by analyzing obstacle heig ht effect factors w ith a transmission ratio of 1∶2.25.The obstacle ( the altitude of 900mm) process for bo th sides of a planetary g ear train was analy zed in ADAMAS .It is proved tha t the phy sical dimension of the planetary gear train, bodyw ork center positio n and attachment coefficient are the key effect factors.The driven moment, velocity and normal pressure sharply increased as each w heel surmounting obstacles, but they w ere moderate after the front w heel came over the obstacles.Ano ther weaker pulse occurred when the rear wheel began climbing , and then the parameters reached a plateau .This mechanism transfo rms between an o rdinary gear train and a planetary gear train, and it has good autonomous obstacle perfo rmance. KEY WORDS deep sea mining;mining vehicle;running mechanism ;planetary g ear train;climbing obstacle performance 收稿日期:2008-09-25 基金项目:教育部博士点基金资助项目( No .20060008025) ;国家长远发展专项“ 国际海底区域研究开发`十一五' 项目” ( No .DYXM-115-04- 02-03) ;国家自然科学基金资助项目( No .50874006) 作者简介:冯雅丽( 1967—) , 女, 教授, E-mail:ylfeng126@126.com 针对深海富钴结壳、热液硫化物等多种资源, 国 内外学者研制了两种行走方式 :履带式和轮式行走 机构[ 1-3] .轮式驱动的特点是效率高, 灵活性高, 与 悬挂、轮胎形式的设计结合可以得到较高的通过性 能和抗侧翻的能力.履带式行走机构具有较强的越 障性能 ;但是结构复杂, 机动性能较差, 耗能大 [ 4-6] . 深海富钴结壳及热液硫化物调查区水深 800 ～ 4 000 m, 包括洋中脊 、海山和海盆等地质单元;海底底质 类型为基岩 、砂和泥, 抗压强度为 0.08 ～ 68.2 M Pa, 常见突起和断裂, 地形坡度为 5°～ 35°[ 7-8] .虽然人 们对传统的履带式和轮式行走机构进行了改进, 但 其固有特性难以改变, 面对钴结壳和热液硫化物调 查区复杂地形和多变底质, 这两种行走方式显得力 不从心 . 本文提出一种行星轮式行走方式, 利用其在定 轴轮系和行星轮系的转变, 具有较高的底质适应性 第 31 卷 第 7 期 2009 年 7 月 北 京 科 技 大 学 学 报 Journal of University of Science and Technology Beijing Vol .31 No.7 Jul.2009 DOI :10.13374/j .issn1001 -053x.2009.07.048
。924 北京科技大学学报 第31卷 能及越障和跨沟性能， 驶；当前行走轮碰到障碍物时，根据差动轮系传动比 关系式，驱动轮系就演变成行星轮系，行星轮架带着 1行星轮式行走机构的结构及工作原理 后行走轮与过渡轮绕行星轮中心轴转动，翻越障碍. 行星轮式行走装置底盘由两个驱动桥构成（图 行星轮系不需任何辅助机构，只需通过行星轮 1),前后桥各有一套传动系统，由变量马达、减速器、 架的转动就能完成定轴轮系和行星轮系的转换，实 差速器和左右行星轮系组成.行星轮系中的三个车 现平面运动与越障运动之间的转换，最大越障高度 轮都是驱动轮.平地驶时任意两个车轮着地，相当 为行星轮距与轮半径之和，具有很高的可靠性. 于8×8轮驱动，有效利用行星车轮的附着质量，降 2基于虚功原理的行星轮系越障动力学模型 低接地比压，从而提高行走机构在海底沉积物上的 通过性.采用铰接车架，以提高越障和避障的稳定 图3为驱动轮系转变为行星轮系越障的受力分 性. 析图.轮1无法克服阻力越过障碍时，驱动轮系由 定轴轮系转变为行星轮系，行星架转动，行星轮系绕 行星轮系 行星轮系 O1点旋转，轮5（前轮系过渡轮）接触障碍物开始 越障，轮2（前轮系后行走轮）离开地面沿台阶垂直 变量马达 变马迟 面滚动. 行星轮系 行星轮系 图1行星轮式行走机构的方案设计 轮5 Fig.I Project design of a planetary wheel running mechanism 4 图2为行星轮系机构传动简图.定义三个车轮 中，处于最上方临时不用的为过渡轮，与地面接触的 Fo Fu 两轮中处于运动前方的为前行走轮，运动后方的为 后行走轮.工作过程为：动力输入端带动中心齿轮5 图3行星轮系越障时的受力分析 Fig.3 Force analysis of aobstacle for a planetary gear train 转动，中心齿轮带动过渡齿轮4和驱动齿轮2，驱动 齿轮2和车轮1固接，从而带动车轮1绕驱动轮轴 行星轮式行走机构在海底作业遇障时受到的作 3转动. 用力如图3所示.图中，G是行星轮式行走机构整 车在海水中的重量；F,为行走机构在海底所受的液 动力：F:为第i车轮负荷i=1,2,3,4:F:为第i车 轮驱动力，F≤F,P为底质附着系数，=L,2,3, 4:F为第i车轮的滚动阻力，i=1,2,3,4:O:为1/2 模型中各轮的轮心，=L,2,3,4;L为前后桥的轴 距；a为前桥轴心到质心的距离：hg为行星轮行走 机构质心的高度. 根据瞬心法得出行星轮系越障临界状态下，行 星轮系三个轮的轮心与X轴构成的简图如图4所 示，L1为行星轮系两轮轴心的距离，则行星轮系转 1一车轮：2一驱动齿轮：3一支撑板：4一过渡齿轮：5一中心齿轮 动后O在X方向的位移为： 图2行星轮系机构传动简图 Fig.2 Mechanism sketch of a planetary gear train X=0.5LI-Q57Lom计8 (1) 当行星轮在平坦底质行驶时，利用前后行走轮 式中，b为左轮系的轮心到质心的距离，B为行星轮 快速驱动，其效率与普通轮式行走方式相同.受两 系距离，D为行星轮轮胎直径 个车轮同时着地的约束限制，行星轮架不能转动，此 由虚功原理得出O在X方向的虚位移为： 时驱动轮系为定轴轮系，可实现平坦路面的快速行 =Q57L1simB+6单 (2)
能及越障和跨沟性能 . 1 行星轮式行走机构的结构及工作原理 行星轮式行走装置底盘由两个驱动桥构成( 图 1) , 前后桥各有一套传动系统, 由变量马达、减速器 、 差速器和左右行星轮系组成.行星轮系中的三个车 轮都是驱动轮.平地驶时任意两个车轮着地, 相当 于8 ×8 轮驱动, 有效利用行星车轮的附着质量, 降 低接地比压, 从而提高行走机构在海底沉积物上的 通过性 .采用铰接车架, 以提高越障和避障的稳定 性. 图 1 行星轮式行走机构的方案设计 Fig.1 Project design of a planetary w heel running mechanism 图 2 为行星轮系机构传动简图 .定义三个车轮 中, 处于最上方临时不用的为过渡轮, 与地面接触的 两轮中处于运动前方的为前行走轮, 运动后方的为 后行走轮 .工作过程为:动力输入端带动中心齿轮 5 转动, 中心齿轮带动过渡齿轮 4 和驱动齿轮 2, 驱动 齿轮 2 和车轮 1 固接, 从而带动车轮 1 绕驱动轮轴 3 转动. 图 2 行星轮系机构传动简图 Fig.2 Mechanism sketch of a planet ary gear train 当行星轮在平坦底质行驶时, 利用前后行走轮 快速驱动, 其效率与普通轮式行走方式相同.受两 个车轮同时着地的约束限制, 行星轮架不能转动, 此 时驱动轮系为定轴轮系, 可实现平坦路面的快速行 驶 ;当前行走轮碰到障碍物时, 根据差动轮系传动比 关系式, 驱动轮系就演变成行星轮系, 行星轮架带着 后行走轮与过渡轮绕行星轮中心轴转动, 翻越障碍. 行星轮系不需任何辅助机构, 只需通过行星轮 架的转动就能完成定轴轮系和行星轮系的转换, 实 现平面运动与越障运动之间的转换, 最大越障高度 为行星轮距与轮半径之和, 具有很高的可靠性. 2 基于虚功原理的行星轮系越障动力学模型 图 3 为驱动轮系转变为行星轮系越障的受力分 析图 .轮 1 无法克服阻力越过障碍时, 驱动轮系由 定轴轮系转变为行星轮系, 行星架转动, 行星轮系绕 O1 点旋转, 轮 5( 前轮系过渡轮) 接触障碍物, 开始 越障, 轮 2( 前轮系后行走轮)离开地面沿台阶垂直 面滚动 . 图3 行星轮系越障时的受力分析 Fig.3 Force analysis of a obstacle for a planetary gear train 行星轮式行走机构在海底作业遇障时受到的作 用力如图 3 所示.图中, G′是行星轮式行走机构整 车在海水中的重量 ;Fy 为行走机构在海底所受的液 动力;Fi 为第 i 车轮负荷, i =1, 2, 3, 4 ;F t i为第i 车 轮驱动力, F ti ≤φFi , φ为底质附着系数, i =1, 2, 3, 4 ;F f i为第i 车轮的滚动阻力, i =1, 2, 3, 4 ;Oi 为1/2 模型中各轮的轮心, i =1, 2, 3, 4 ;L 为前后桥的轴 距 ;a 为前桥轴心到质心的距离 ;hg 为行星轮行走 机构质心的高度. 根据瞬心法得出行星轮系越障临界状态下, 行 星轮系三个轮的轮心与 X 轴构成的简图如图 4 所 示, L1 为行星轮系两轮轴心的距离, 则行星轮系转 动后 O 在X 方向的位移为 : X =0.5L1 -0.577L1cos β + π 6 ( 1) 式中, b 为左轮系的轮心到质心的距离, B 为行星轮 系距离, D 为行星轮轮胎直径. 由虚功原理得出 O 在X 方向的虚位移为: δX =0.577L1sin β + π 6 δβ ( 2) · 924 · 北 京 科 技 大 学 学 报 第 31 卷
第7期 冯雅丽等：深海采矿机行星轮式行走机构越障行为 ·925· 0 ()F:R+0.57L10n 05LB+ (8) 设=∫，=9，则 ∑òw4=[(F3+F4(9-f10.5 7LI sinB+-五 3+ 6 [(-(F3+F]0.577LIsin++R- 6 图4行星轮系临界状态下由O5O1,O5O,和X轴构成的简图 Fig.4 Schematic of a planetary gear train composed by 0s0 Ga-Fy hg-R-0.577L isinB+ 6 0302 ad axis in critical state hw-R-0.577Lisin O点Y方向的位移： yo=0.577Lisin +月 -0577L1sin 6[R+0.577L1oB+ O点Y方向的虚位移： (F-)Fscos 6 R+0.57L1ms 0o=0.577L1c0s +邱 6 (4) (f-)Fssin 6) hw-R-0.577 Lisin 则重心在Y方向的位移为： (f-9)F1R+0.577L1ms B+ 6 y=1-o= a F10.577LIsinB+ Q577La sin 6了 3+ 一sn (5) (9) 整车重心处Y方向的虚位移： 得广义力： X0.577L isinB+ 6 3(6) ∑a 0= 虚功： 么=(F+F4(9-f057L1+6 OwA=[-(FB+F4)+9(F3+F4]Y+ [((F3+F4)0.577Lisin+ 6 +R- Mo +GoY (7) Ga-Fy_hs-R-0.577L.tsin+ 式中，B为行星轮架转过的角度，β为行星轮架角速 度，3为行星轮架角加速度；R为车轮半径；δY为整 6hw-R-0.577Lisin 车质心（重心）Y方向的虚位移；⊙o为行星轮系质 Fssin R+0.577L1cos B+ 心O在Y方向的虚位移；∫为障碍物的滚动摩擦因 61 数：P'为障碍物与轮胎间的附着系数 (f-)Fscos B+交 6 R+0.57L1ms O点的转矩： hw-R-0.577LIsin 3+ (f-9)F1R+0.577L1os 3+ o。--0snL+- F10.577Lisin hw-R-0.577LIsin 6 0.577L1ms +月 (10) 系统总动能： (f-)FscosB+ T= 2+3M2+2G2- 2
图 4 行星轮系临界状态下由 O5 O1, O5 O2 和 X 轴构成的简图 Fig.4 S chematic of a planetary gear train composed by O 5O 1 , O 5O 2 and X axis in critical state O 点Y 方向的位移 : yO =0.577L1sin π 6 +β -0.577L1sin π 6 ( 3) O 点Y 方向的虚位移: δyO =0.577 L1cos π 6 +β δβ ( 4) 则重心在 Y 方向的位移为: Y = 1 - a L yO = 1 - a L × 0.577L1 sin β + π 6 -sin π 6 ( 5) 整车重心处 Y 方向的虚位移 : δY = 1 -a L ×0.577L 1sin β +π 6 δβ ( 6) 虚功 : ∑δwA =[ -( Ff3 +Ff4) +φ( F 3 +F4)] δX + M0δβ +G′δY ( 7) 式中, β 为行星轮架转过的角度, β · 为行星轮架角速 度, β ·· 为行星轮架角加速度 ;R 为车轮半径 ;δY 为整 车质心(重心) Y 方向的虚位移 ;δyO 为行星轮系质 心O 在Y 方向的虚位移;f′为障碍物的滚动摩擦因 数;φ′为障碍物与轮胎间的附着系数 . O 点的转矩 : M0 =[ ( f -φ)( F3 +F4)] 0.577 L1sin β + π 6 +R - G′a -Fy h g -R -0.577 L1sin β + π 6 - F5cos β + π 6 hw -R -0.577 L1sin β + π 6 - F5sin β + π 6 R +0.577 L1cos β + π 6 + ( f -φ) F5cos β + π 6 R +0.577 L1cos β + π 6 - ( f -φ) F5sin β + π 6 hw -R -0.577 L1sin β + π 6 + ( f -φ) F1 R +0.577 L1cos β + π 6 + F10.577 L1sin β + π 6 ( 8) 设 f =f′, φ=φ′, 则 ∑ δWA =[( F3 +F4) ( φ-f ) ] 0.577 L1 sin β + π 6 δβ + [( f -φ) ( F3 +F4) ] 0.577 L1sin β + π 6 +R - G′a -Fy hg -R -0.577L 1sin β + π 6 - F 5cos β + π 6 hw -R -0.577L1sin β + π 6 - F5sin β + π 6 R +0.577 L1cos β + π 6 + ( f -φ) F 5cos β + π 6 R +0.577 L1cos β + π 6 - ( f -φ) F5sin β + π 6 hw -R -0.577 L1sin β + π 6 + ( f -φ) F1 R +0.577 L1cos β + π 6 + F10.577 L1sin β + π 6 δβ + G′1 - a L 0.577 L1cos π 6 +β δβ ( 9) 得广义力: Q = ∑δWA δβ =[( F3 +F4)( φ-f )] 0.577 L1sin β+ π 6 + [( f -φ) ( F3 +F4) ] 0.577 L1sin β + π 6 +R - G′a -Fy hg -R -0.577L 1sin β + π 6 - F 5cos β + π 6 hw -R -0.577L1sin β + π 6 - F5sin β + π 6 R +0.577 L1cos β + π 6 + ( f -φ) F 5cos β + π 6 R +0.577 L1cos β + π 6 - ( f -φ) F5sin β + π 6 hw -R -0.577 L1sin β + π 6 + ( f -φ) F1 R +0.577 L1cos β + π 6 + F 10.577L1sin β + π 6 + G′1 - a L 0.577 L1cos π 6 +β ( 10) 系统总动能 : T = 1 2 Jα ·2 + 1 2 MX · 2 + 1 2 G′Y ·2 = 第 7 期 冯雅丽等:深海采矿机行星轮式行走机构越障行为 · 925 ·
。926 北京科技大学学报 第31卷 22+M10.57Lno2+ 3整车平地行走及两个轮系同时越垂直障碍 在ADAMS中建立了深海行星轮式行走机构的 虚拟样机模型.作业车的悬架采用连杆构件，构件 式中，J为行星轮系的转动惯量，J=M1 的材料为45钢材，选用0B-501系列轮胎，型号为 (0.577L1)2,M1为行星轮系质量. 27×10-12/800,轮胎直径D=660.5mm:车体高 由拉格朗日方程： 1500mm,前后桥轴距L=2000mm;两轮系间的轮 品+g 距B=1600mm.为了模拟海底环境，按最不利条 dt ag 件六级海况施加液动力(42N),且其方向与车行走 Ja+0.577 MLisina- 1- 方向相反. 选用传动比为12.25的行星轮系，由车体高度 0.577L1sin + =0 (11) 1.5m,得到行星轮系结构尺寸：中心齿轮直径为 将Q代入得： 450mm,过渡齿轮直径为100mm,驱动齿轮直径为 hw=-JB-0.577ML IsinB+ 200mm. 在海底平地行走和两轮同时跨越垂直障碍时， 0.577LisinB 使其速度在200~205mm·s1内变化，各行星轮系 6 +[(F3+F4(9-f]× 的驱动力矩随着外载荷的变化在0~8000N·m内 0.57L1sin++[(-9(F+Fx 变化，越障高度为900mm. 海底平地行走和两轮系同时跨越时，前后轮系 [Q577L1simB++风-Ga- 的路面条件相同，因此前后轮轮系的驱动力矩的变 化相同，最大驱动力矩为8000Nm,如图5所示. F[h-R-57L1sim+】+ 在此驱动力矩下，前后轮系的角速度变化如图6和 图7所示，各轮系由同一个轴驱动，因此前后轮系中 6 各轮的角速度变化一致.前后轮系各轮的正压力变 化如图8和图9所示，阻力矩变化如图10和图11 6 所示. (-9Fsa+[R+0.Lm+ 由图5~图9可知，海底行走机构启动后，驱动 6 力矩急增，当速度趋于稳定后，驱动力矩和正压力趋 9FR+057Lm++ 于稳定.当前轮系的轮1与垂直障碍接触时，驱动 力矩急增至8000Nm,速度也急增，轮1正压力方 向发生变化，且值增大，轮2拾起，正压力为零，定轴 轮系变为行星轮系.行星架转动，驱动力矩减小，轮 +看+(-Fs+ 5与障碍物接触开始越障.越障开始时驱动力矩急 增至8000Nm,轮5的正压力急增至57736N,驱 (12) 动力矩保持在8000N°m.轮5滚动越障，所受正压 由式(12)可知，越障高度与行星轮系的结构 力急剧减小，其角速度急增，超过限定的205m·s1. (D,L、行走机构结构(L,a,h、底质特性(9，f) 在程序的控制下，驱动力矩急减，以维持在200~ 及越障过程中的受力(F,F1,F5)有关.利用 205ms1的速度，导致轮5的角速度逐渐减小，正 MATLAB进行了越障高度的影响因素分析，结果表 压力也减小趋于平稳，同时轮1正压力趋于平稳. 明：随着行星轮系的结构尺寸轮距和轮胎直径，车体 轮1越障时，驱动力矩急剧加大，正压力也加大，方 的结构尺寸质心到前轴的距离、质心高度和附着系 向也在变化，达到最大33021N,轮5正压力也加 数的增大，以及滚动阻力系数的减小，越障高度将增 大，越过障碍物后，轮5和轮1的正压力趋于稳定. 大.越障过程中前行走轮正压力和翻转轮正压力的 当后轮系越障时，驱动力矩剧增，轮5正压力加大， 分力与驱动力反向，其值的增加将使越障高度减小. 由于驱动力矩的突然加大，使轮1抬起，正压力减 液动力取值较小，对越障高度影响不大. 小.之后趋于稳定，前后轮系4个轮的正压力之和
1 2 Jα ·2 + 1 2 M( 0.577L 1sin α) 2 + 1 2 G′ 1 - a L ×0.577 L1cos β + π 6 2 式 中, J 为 行 星 轮 系 的 转 动 惯 量, J = M1 ( 0.577L1) 2 , M1 为行星轮系质量 . 由拉格朗日方程 : d dt T q · + T q =Q, J α ··+0.577 ML1sin α- 1 - a L × 0.577L1sin β + π 6 =Q ( 11) 将 Q 代入得: hw = -J β · -0.577ML 1sin β + 1 - a L × 0.577L1sin β +π 6 +[ ( F3 +F 4)( φ-f )] × 0.577L1sin β + π 6 +[ ( f -φ)( F3 +F 4)] × 0.577L1sin β + π 6 +R -G′a - Fy hg -R -0.577L1sin β +π 6 + F5cos β + π 6 R +0.577L1sin β + π 6 - F5sin β + π 6 R +0.577L1cos β + π 6 + ( f -φ) F5cos β+ π 6 R +0.577L1cos β + π 6 + ( f -φ)F1 R +0.577L1cos β + π 6 + G′1 - a L 0.577L1cos π 6 +β +F 10.577L1sin β + π 6 · 1 F5cos β + π 6 +( f -φ)F 5sin β + π 6 ( 12) 由式( 12) 可知, 越障高度与行星轮系的结构 ( D, L 1) 、行走机构结构( L , a, hg ) 、底质特性( φ, f ) 及越障过程中的受 力( Fy , F 1, F5 ) 有关.利 用 M ATLAB 进行了越障高度的影响因素分析, 结果表 明:随着行星轮系的结构尺寸轮距和轮胎直径, 车体 的结构尺寸质心到前轴的距离 、质心高度和附着系 数的增大, 以及滚动阻力系数的减小, 越障高度将增 大.越障过程中前行走轮正压力和翻转轮正压力的 分力与驱动力反向, 其值的增加将使越障高度减小 . 液动力取值较小, 对越障高度影响不大 . 3 整车平地行走及两个轮系同时越垂直障碍 在 ADAMS 中建立了深海行星轮式行走机构的 虚拟样机模型.作业车的悬架采用连杆构件, 构件 的材料为 45 钢材, 选用 OB-501 系列轮胎, 型号为 27 ×10-12/8.00, 轮胎直径 D =660.5 mm ;车体高 1 500 mm, 前后桥轴距 L =2 000 mm ;两轮系间的轮 距 B =1 600 mm .为了模拟海底环境, 按最不利条 件六级海况施加液动力( 42 N) , 且其方向与车行走 方向相反. 选用传动比为 1∶2.25 的行星轮系, 由车体高度 1.5 m, 得到行星轮系结构尺寸:中心齿轮直径为 450 mm, 过渡齿轮直径为 100 mm, 驱动齿轮直径为 200 mm . 在海底平地行走和两轮同时跨越垂直障碍时, 使其速度在 200 ～ 205 mm·s -1内变化, 各行星轮系 的驱动力矩随着外载荷的变化在 0 ～ 8 000 N·m 内 变化, 越障高度为 900 mm . 海底平地行走和两轮系同时跨越时, 前后轮系 的路面条件相同, 因此前后轮轮系的驱动力矩的变 化相同, 最大驱动力矩为 8 000 N·m, 如图 5 所示. 在此驱动力矩下, 前后轮系的角速度变化如图 6 和 图 7 所示, 各轮系由同一个轴驱动, 因此前后轮系中 各轮的角速度变化一致 .前后轮系各轮的正压力变 化如图 8 和图 9 所示, 阻力矩变化如图 10 和图 11 所示. 由图 5 ～ 图 9 可知, 海底行走机构启动后, 驱动 力矩急增, 当速度趋于稳定后, 驱动力矩和正压力趋 于稳定.当前轮系的轮 1 与垂直障碍接触时, 驱动 力矩急增至 8 000 N·m, 速度也急增, 轮 1 正压力方 向发生变化, 且值增大, 轮 2 抬起, 正压力为零, 定轴 轮系变为行星轮系 .行星架转动, 驱动力矩减小, 轮 5 与障碍物接触开始越障 .越障开始时驱动力矩急 增至 8 000 N·m, 轮 5 的正压力急增至 57 736 N, 驱 动力矩保持在 8 000 N·m .轮 5 滚动越障, 所受正压 力急剧减小, 其角速度急增, 超过限定的205m·s -1 . 在程序的控制下, 驱动力矩急减, 以维持在 200 ～ 205m·s -1的速度, 导致轮 5 的角速度逐渐减小, 正 压力也减小趋于平稳, 同时轮 1 正压力趋于平稳. 轮 1 越障时, 驱动力矩急剧加大, 正压力也加大, 方 向也在变化, 达到最大 33 021 N, 轮 5 正压力也加 大, 越过障碍物后, 轮 5 和轮 1 的正压力趋于稳定. 当后轮系越障时, 驱动力矩剧增, 轮 5 正压力加大, 由于驱动力矩的突然加大, 使轮 1 抬起, 正压力减 小 .之后趋于稳定, 前后轮系 4 个轮的正压力之和 · 926 · 北 京 科 技 大 学 学 报 第 31 卷
第7期 冯雅丽等：深海采矿机行星轮式行走机构越障行为 ·927。 为整车在海水中的重量G,前后轮系的阻力矩变 轮3接触障碍后正压力方向改变，整车速度暂时为 化趋势与正压力变化相同. 零.因此驱动力矩剧增，同时轮3正压力不断增大， 9000 使轮4抬起，正压力为零，定轴轮系转变为行星轮 前轮 6750 一·后轮 系.行星轮架转动，各轮的自转速度为零.轮6与障 4500 碍物接触，开始越障，驱动力矩达到最大值，角速度 2250 急增，轮6所受正压力也达到最大值22057N.越上 496 障碍后，轮6和轮3所受正压力趋于稳定，角速度逐 10.0 14.5 19.0 23.5 28.0 时间s 渐减小.当轮4越障时，速度又急速降低，驱动力矩 急剧增加，致使轮4和轮5的正压力急增.越过障 图5前、后轮系三个轮的驱动力矩 碍后，运动力矩、角速度和正压力趋于稳定 Fig.5 Driving moment of thwe wheels in the front 3 33.009 and rear gear trains 轮3 轮4 20 轮6 17.510.20.057 20.072 轮1 13165 1.08 -轮2 10 7.571 1.0 轮5 6.830 0.619 10.0 145 190 235 28.0 时间s 图9后轮系三个轮的正压力 10.0 145 19.0 23.5 28.0 时间s Fig.9 Normal pressure of three w heels in the rear gear train 900 图6前轮系三个轮的角速度 800 866 700 轮1 Fig.6 Angular velocity of three wheels in the fmont gear train 600 轮2 500 507 495 轮5 400 1.5 300 315 1.24 轮3 200 118 100 1.0 0.86 轮6 106 10.0 19.0 0.62 14.5 235 28.0 时间s 05 图10前轮系三个轮的阻力矩 00 14.5 190 23.5 28.0 Fig 10 Moment of resistance of throe wheels in the front gear train 时间s 500 495 图7后轮系三个轮的角速度 400 轮3 Fig.7 Angular velocity of thme wheels in the rear gear train 300 26 300 301 17 200 60 57.736 113 50 轮1 102 轮2 10.0 145 19.0 23.5 280 33.861A33.021 轮5 时间s 10 7.874 图11后轮系三个轮的阻力矩 7.118 10.0 14.5 19.0 23.5 280 Fig.11 Moment of esistance of three wheels in the rear gear train 时间信 前后轮系各轮的输出功率如图12和图13所 图8前轮系三个轮的正压力 示.前后轮系中两个轮匀速行走时的输出功率基本 Fig.8 Normal pressure of three wheels in the front gear train 相同.空转轮输出功率为零.前轮系轮1接触障碍 当前轮系越障，后轮系在平地行走时，由于驱动 物，输出功率急增，由于无法越障，定轴轮系变为行 力矩的剧增，使后轮系中的轮3正压力增加：而轮2 星轮系，各轮停止转动，行星轮架转动，三轮输出功 的正压力减小，由于力矩出现了三次相同的情况，因 率为零.轮5接触障碍物开始越障，输出功率达到 此正压力也出现三次相同的变化.后轮系越障时 最大值570W,随着速度的降低.功率逐渐减小，当
为整车在海水中的重量 G′.前后轮系的阻力矩变 化趋势与正压力变化相同 . 图 5 前、后轮系三个轮的驱动力矩 Fig.5 Driving moment of th ree w heels in the fron t and rear gear trains 图 6 前轮系三个轮的角速度 Fig.6 Angular velocit y of three w heels in the front gear train 图 7 后轮系三个轮的角速度 Fig.7 Angular velocity of th ree w heels in the rear gear train 图 8 前轮系三个轮的正压力 Fig.8 Normal pressure of three w heels in the front gear train 当前轮系越障, 后轮系在平地行走时, 由于驱动 力矩的剧增, 使后轮系中的轮 3 正压力增加;而轮 2 的正压力减小, 由于力矩出现了三次相同的情况, 因 此正压力也出现三次相同的变化.后轮系越障时, 轮 3 接触障碍后正压力方向改变, 整车速度暂时为 零 .因此驱动力矩剧增, 同时轮 3 正压力不断增大, 使轮 4 抬起, 正压力为零, 定轴轮系转变为行星轮 系 .行星轮架转动, 各轮的自转速度为零.轮 6 与障 碍物接触, 开始越障, 驱动力矩达到最大值, 角速度 急增, 轮6 所受正压力也达到最大值 22057N .越上 障碍后, 轮 6 和轮 3 所受正压力趋于稳定, 角速度逐 渐减小.当轮 4 越障时, 速度又急速降低, 驱动力矩 急剧增加, 致使轮 4 和轮 5 的正压力急增.越过障 碍后, 运动力矩、角速度和正压力趋于稳定 . 图9 后轮系三个轮的正压力 Fig.9 Normal pressure of three w heels in the rear gear train 图10 前轮系三个轮的阻力矩 Fig.10 Moment of resist ance of three wheels in the front gear train 图11 后轮系三个轮的阻力矩 Fig.11 Moment of resistance of three w heels in the rear gear train 前后轮系各轮的输出功率如图 12 和图 13 所 示 .前后轮系中两个轮匀速行走时的输出功率基本 相同, 空转轮输出功率为零 .前轮系轮 1 接触障碍 物, 输出功率急增, 由于无法越障, 定轴轮系变为行 星轮系, 各轮停止转动, 行星轮架转动, 三轮输出功 率为零.轮 5 接触障碍物开始越障, 输出功率达到 最大值 570 W, 随着速度的降低, 功率逐渐减小, 当 第 7 期 冯雅丽等:深海采矿机行星轮式行走机构越障行为 · 927 ·