范雪兵，鄧宗全，高海波，丁 亮

(1.哈爾濱工業(yè)大學(xué)機(jī)器人技術(shù)與系統(tǒng)國家重點實驗室，哈爾濱150001;2.東北電力大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，吉林132012)

0 引言

隨著無人探月工程的深入及載人探月工程的逐步啟動，載人月球車作為宇航員登陸月球有效完成探測任務(wù)的主要媒介和工具，其相關(guān)理論及研制已十分必要［1］。車輪是載人探測車輪式移動系統(tǒng)最為關(guān)鍵的部件之一。無人車中應(yīng)用較多的剛性車輪，具有較高強(qiáng)度及承載能力，但吸振性能不能滿足載人要求。在地面車輛中理論及應(yīng)用均較為成熟的充氣膨脹輪，具有較好的吸振性能，但對苛刻月球環(huán)境的適應(yīng)性不強(qiáng)。因此，質(zhì)輕、承載能力強(qiáng)、吸振性能較好的金屬彈性車輪必將成為載人探月研究的重點。

國內(nèi)外各個研究機(jī)構(gòu)都依據(jù)不同的探測目標(biāo)和適用環(huán)境，對輪式探測車彈性車輪的理論及應(yīng)用進(jìn)行了相關(guān)的研究。俄羅斯車輛研究所(圖1(a)～(d))［2］、美國航空航天局(NASA)和噴氣推進(jìn)實驗室(JPL)(圖1(e)～ (h))［3］、日本及歐空局(ESA)(圖1(i))所示)［4］等研究機(jī)構(gòu)相繼研制出多種可行的探測車彈性車輪。美國登月的LRV載人月球車車輪(圖1(e))［5］、登陸火星的 Sojourner和 MER火星車車輪(圖1(f))和俄羅斯研制的Lunokhod探測車彈性車輪(圖1(a))［6］等都是星球探測中成功應(yīng)用的實例。

圖1 已研制的彈性及可展車輪實例Fig.1 Application cases of the flexible wheel

國內(nèi)對探測車彈性車輪方面的研究相對有限，大多針對無人剛性車輪進(jìn)行［7］。北京航空航天大學(xué)(圖 1(j))［8］，吉林大學(xué)(圖 1(k))［9］，哈爾濱工業(yè)大學(xué)(圖1(l))［10－11］對彈性及可展車輪進(jìn)行了相關(guān)研究。

載人月球車車輪除滿足適應(yīng)月面非結(jié)構(gòu)化環(huán)境、功耗低等無人月球車的特點外，還要滿足大載荷、具有較高時速及宇航員乘坐舒適性等多方面因素限制，與無人車車輪在設(shè)計理論及方法上存在較大差異。因此，有必要對載人月球車金屬彈性篩網(wǎng)輪的設(shè)計及制造進(jìn)行研究。

1 載人月球車金屬彈性篩網(wǎng)輪構(gòu)型分析與設(shè)計

構(gòu)型分析對車輪的結(jié)構(gòu)及性能具有決定性的作用，是首要的基礎(chǔ)工作。全輪驅(qū)動載人月球車車輪子系統(tǒng)可以分為驅(qū)動組件、車輪本體兩個二級子系統(tǒng)構(gòu)成，而這兩個子系統(tǒng)又可看作由多個下級子系統(tǒng)組成，如圖2所示，如何在有限的空間及質(zhì)量約束下設(shè)計出合理的驅(qū)動電機(jī)及減速機(jī)構(gòu)、綜合考慮驅(qū)動、制動以及懸架等子系統(tǒng)的性能及耦合關(guān)系，使整個車輪子系統(tǒng)既輕又能滿足各項性能指標(biāo)要求，成為關(guān)鍵所在。

圖2 車輪子系統(tǒng)構(gòu)成示意框圖Fig.2 Makeup of wheel subsystem

車輪子系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，受到整車包絡(luò)尺寸、質(zhì)量及有效載荷要求的影響，車輪在尺寸、剛度、彈性及質(zhì)量等約束條件下，各個組成元素間及其與系統(tǒng)整體之間聯(lián)系緊密，可結(jié)合系統(tǒng)工程的原理對其進(jìn)行設(shè)計和分析。

1. 1 載人月球車金屬彈性篩網(wǎng)輪構(gòu)型特點與要求

載人月球車車輪的設(shè)計應(yīng)充分考慮月面探測任務(wù)及環(huán)境的影響，車輪應(yīng)能夠有效降低月面重力下接地壓力，防月塵揚起，同時還要保證具有一定的抗側(cè)滑及有效降低轉(zhuǎn)向阻力的能力等。載人月球車金屬彈性篩網(wǎng)輪需滿足的性能要求概括如下:

包絡(luò)尺寸約束:車輪寬度和半徑應(yīng)當(dāng)小于上限值，上限值可由載人月球車整車折疊及展開狀態(tài)的包絡(luò)尺寸獲得。

質(zhì)量約束:可由整車質(zhì)量約束及車輪車身合理質(zhì)量比獲得。

承載能力要求:載人月球車有效載荷包括宇航員、科學(xué)儀器、采集樣品及相關(guān)輔助設(shè)備等，可獲得車輪承載能力。

幾何通過性能要求:頂起失效和觸頭失效的障礙條件及載人月球車越過一定高度和寬度的障礙及壕溝等對車輪直徑提出的要求，可由月表著陸點地形分析等數(shù)據(jù)獲得。

功率及驅(qū)動轉(zhuǎn)矩約束:電機(jī)驅(qū)動組件最大輸出力矩應(yīng)大于月壤形成的阻力矩。

月壤防積存要求:車輪結(jié)構(gòu)可讓月壤在輪胎內(nèi)表面自由流動，使輪胎和輪轂空間內(nèi)不積存土壤(防止卡住);同時，有利于車輪行進(jìn)及轉(zhuǎn)向。

平順性要求:車輪應(yīng)有一定彈性，即可以消除沖擊能量，降低振動與沖擊對載荷平臺及座椅人體的影響;

環(huán)境適應(yīng)性:車輪材料應(yīng)是耐腐蝕、抗輻射、抗月表黏土碎塊黏著的，結(jié)構(gòu)上也要考慮適宜真空、高低溫變化的特殊要求。

1. 2 雙軸四輪可展載人月球車金屬彈性篩網(wǎng)輪構(gòu)型設(shè)計

金屬彈性篩網(wǎng)輪是針對雙軸四輪可展載人月球車而設(shè)計，月球車可搭載兩名宇航員，承載一定的有效載荷。四輪為輪轂驅(qū)動，車輪子系統(tǒng)采用驅(qū)動傳動一體化設(shè)計，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用雙套阿克曼機(jī)械轉(zhuǎn)向方式，底盤由前中后三部分組成，實現(xiàn)可折展，且車輪及懸架亦可折疊，以節(jié)省整車所占包絡(luò)空間。車輪子系統(tǒng)在可展載人月球車中的布置及結(jié)構(gòu)如圖3和圖4所示。各部分構(gòu)型組成及功能詳見表1。

表1 車輪組成及材質(zhì)Table 1 Makeup and material of the wheel

車輪本體結(jié)構(gòu)與傳統(tǒng)地面載人車輛充氣輪胎及無人星球探測車車輪結(jié)構(gòu)相比，更為特殊。其一，車輪胎面由鍍鋅鋼絲編織而成，滿足質(zhì)量約束的前提下，可具有較好的行駛平順性;篩網(wǎng)結(jié)構(gòu)使月壤不至積存于輪胎與輪轂的有限空間內(nèi)而影響移動性能;其二，輪轂采用組合式，材質(zhì)為鋁合金。結(jié)合輕量化設(shè)計理念，組合式結(jié)構(gòu)更有利于車輪子系統(tǒng)裝配;其三，內(nèi)部彈性限止器對車輪受極限沖擊起到保護(hù)支撐作用，類似于傳統(tǒng)充氣胎的簾布層及帶束層等的作用;其四，彈性車輪的外表面上安裝有鈦合金的齒片，齒片成“人”字形均勻分布在車輪圓周表面，齒片采用斷開式設(shè)計，增加地面附著系數(shù)和接地面積的同時，車輪耐疲勞壽命有所改善。

圖3 金屬彈性篩網(wǎng)輪在雙軸四輪可折展載人月球車中的布置Fig.3 Flexible wire mesh tire’s arrangement for deployable manned lunar vehicle with dual axes and four wheels

圖4 載人月球車金屬彈性篩網(wǎng)輪裝配件模型Fig.4 Assembly model of flexible mesh tire for manned lunar vehicle

2 基于功率約束的載人月球車金屬彈性篩網(wǎng)輪驅(qū)動組件分析

圖5 載人月球車金屬彈性篩網(wǎng)輪組件模型Fig.5 Makeup of flexible mesh tire for manned lunar vehicle

車輪驅(qū)動組件的選用是基于輪地相互作用研究的基礎(chǔ)上進(jìn)行的。其研究方法主要有五類［12］:一是純經(jīng)驗方法，典型代表是美國陸軍工程部隊水道試驗站的圓錐指數(shù)法(WES法)，只能適用于類似車型，不能用來精確預(yù)測新車型的通過性能。二是模型試驗和因次分析方法，用模型試驗法來解決車輛與土壤的關(guān)系問題，只適用于某些特定條件，所得結(jié)果有很大的近似性。三是半經(jīng)驗方法，對車輪與地面相互作用關(guān)系進(jìn)行力學(xué)分析，以適當(dāng)?shù)脑囼灋榛A(chǔ)，建立車輪與地面相互作用關(guān)系的近似簡化公式。四是基本理論方法研究，用土力學(xué)理論、彈塑性理論和土的本構(gòu)關(guān)系理論來研究土壤與車輪的相互作用關(guān)系。五是數(shù)值模擬法［13］，利用有限差分法、有限元法、邊界元法等數(shù)值模擬法來解決一些用理論方法和試驗方法難以解決的問題，但目前還不能達(dá)到作為標(biāo)準(zhǔn)研究方法的水平。

這里使用相對較為成熟的半經(jīng)驗法來進(jìn)行計算，同時考慮整車質(zhì)量及驅(qū)動電機(jī)的功率約束，對初始計算結(jié)果進(jìn)行修正，進(jìn)而對驅(qū)動組件進(jìn)行選用［14］，流程框圖如圖6所示。理論計算初始條件設(shè)定包括:載人月球車滿載質(zhì)量，爬坡能力，車輪直徑，車輪寬度，載人月球車設(shè)計速度等。計算時假定各輪與地面接觸良好，平均分擔(dān)原理樣機(jī)總負(fù)載，計算結(jié)果按單輪功率表示。

判定車輪剛彈性，是由車輪剛度和土壤強(qiáng)度的相對關(guān)系來確定的，若土壤強(qiáng)度相對車輪剛度較小，則車輪變形相對較小，可視為剛性輪;反之為彈性輪。文獻(xiàn)［15］提出界定剛性輪和彈性輪的量化指標(biāo)為滾動半徑變形量的10%。這里所設(shè)計的載人月球車金屬彈性篩網(wǎng)輪在設(shè)計條件下的滾動半徑變形量可達(dá)10.89%(變形量與滾動半徑的比值)，屬彈性輪。但現(xiàn)有的彈性輪的半經(jīng)驗公式多針對充氣胎，故需進(jìn)行車輪剛彈性的等效轉(zhuǎn)化，采用一個半徑大一些的虛擬剛性輪來代替［16］(圖7)，進(jìn)而運用剛性輪的有關(guān)經(jīng)驗及半經(jīng)驗公式對載人月球車金屬彈性車輪的性能加以分析和初步預(yù)測。

圖6 載人月球車基于功率約束驅(qū)動組件選用流程框圖Fig.6 Driving motors selected flowchart for manned lunar vehicle based on power constraint

圖7 彈性車輪與接地面積相同的剛性車輪的關(guān)系［13］Fig.7 The relationship between flexible wheel and rigid wheel with same contact area

虛擬剛性輪半徑r'和原彈性輪半徑r存在式(1)所示關(guān)系［15］:

式中，α和β分別為車輪的進(jìn)入角和離去角。

剛性輪適用半經(jīng)驗公式(2)［15］:

參數(shù)說明:d和b分別為車輪直徑和輪寬，kφ為摩擦變形模數(shù)，kc為內(nèi)聚變形模數(shù)，W為車輪公稱載荷，n為沉陷指數(shù)，z為剛性輪沉陷量。

Bekker指出，對于中等下陷程度，應(yīng)用式(1)和式(2)預(yù)測沉陷量可獲得滿意的結(jié)果，且車輪直徑越大，下陷越小，預(yù)測就越準(zhǔn)確［17］。但對于直徑小于50cm的車輪，精確度較差。這里所設(shè)計的載人月球車車輪直徑擬大于50cm，故可應(yīng)用式(1)和式(2)進(jìn)行有效計算。

2. 1 單輪運動阻力計算

載人月球車單輪運動阻力計算時，需分別考慮月地兩種重力環(huán)境，并細(xì)分為直線行駛、爬坡和轉(zhuǎn)向三種工況。載人月球車行駛時，有因移動系統(tǒng)內(nèi)部的摩擦、振動、滯后等形成內(nèi)部阻力，以及車輪在運動中與土壤相互作用，由土壤變形形成的外部阻力。這里僅討論車輪所受到的外部阻力，主要包括:土壤壓實阻力Rc，表現(xiàn)為車輪在運動過程中對土壤形成的溝轍;推土阻力Rb，主要表現(xiàn)為車輪前方形成擁土。此外還包括滾動阻力Rr，重力阻力Rg及越障阻力Ro等。

以土壤壓實阻力［16］為例，剛性輪壓實土壤所產(chǎn)生的阻力直接與車輪沉陷有關(guān)，壓實阻力所消耗的功等于壓出輪轍所作的功，經(jīng)驗公式如式(3)。

式中，θ為坡度，月壤沉陷指數(shù)n=1［17］，上式可簡化為

由式(3)和式(4)進(jìn)行分析可知，為減少土壤壓實阻力，增加車輪直徑d比增加輪寬b更有效。

車輪其它外部阻力，推土阻力Rb、滾動阻力Rr、重力阻力Rg及越障阻力Ro等的具體計算可參考文獻(xiàn)［14－17］的相關(guān)部分進(jìn)行，這里不再詳述。在一般情況下，影響月球車移動系統(tǒng)阻力的主要因素是對土壤的壓實，對于輪式載人月球車而言，推土阻力僅在非常松軟的土壤條件下才顯得非常重要。

2. 2 單輪掛鉤牽引力計算

掛鉤牽引力是一個重要的性能參數(shù)，涉及了所有影響通過性的構(gòu)形及環(huán)境參數(shù)，暫不考慮車輪的彈滯損耗等阻力，可按式(5)進(jìn)行估算。

Fd為掛鉤牽引力，F(xiàn)為牽引力，F(xiàn)g為由履刺產(chǎn)生的牽引力，Rall為運動阻力和，不同行駛路況取值方法不同。對于平坦地形運動的車輪，Rall=Rc+Rb+Rr;對于爬坡的車輪，Rall=Rc+Rb+Rr+Rg;對于越障的車輪Rall=Rc+Rb+Rr+Ro。

2. 3 單輪驅(qū)動扭矩及功率計算

2.3.1 驅(qū)動扭矩

載人月球車的驅(qū)動系統(tǒng)所能夠產(chǎn)生的驅(qū)動扭矩大于地面產(chǎn)生的運動阻力矩，載人月球車方可正常運行，驅(qū)動扭矩數(shù)值上可按式(6)［15］來進(jìn)行估算。

式中，δ為車輪在徑向上的變形量?；诖怂M(jìn)行的車輪驅(qū)動扭矩及功率計算與車輪直徑d、車輪寬度b、車輪數(shù)量n、整車質(zhì)量m、最大移動速度vmax、運動加速度a、傳動效率η和爬坡坡度θ等參數(shù)有著密切的關(guān)系。

2.3.2 驅(qū)動功率

驅(qū)動功率是輸出給驅(qū)動輪以維持牽引力的功率，可用式(7)對所需最大的驅(qū)動功率進(jìn)行估計［15］，這里考慮了各種線性因素和非線性因素的阻抗，如土壤壓實阻力和滾動阻力等。

由此可得到單輪驅(qū)動扭矩和功率的初步計算結(jié)果，考慮單輪驅(qū)動功率約束和單輪質(zhì)量約束，對其進(jìn)行修正，即可確定載人月球車原理樣機(jī)車輪所需最大轉(zhuǎn)矩，在此基礎(chǔ)上進(jìn)行電機(jī)和減速機(jī)械等的初步選定，使驅(qū)動輪、轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)矩均能夠滿足要求。最終，車輪的驅(qū)動電機(jī)選用400W無刷直流電機(jī)，減速機(jī)構(gòu)采用減速比為160∶1的諧波減速器。車輪子系統(tǒng)驅(qū)動組件結(jié)構(gòu)圖及三維模型如圖8所示。

3 載人月球車金屬彈性篩網(wǎng)輪結(jié)構(gòu)設(shè)計與分析

載人月球車金屬彈性篩網(wǎng)輪輪體主要受力結(jié)構(gòu)為組合式輪轂、內(nèi)部彈性限止器及金屬絲網(wǎng)胎面。這些結(jié)構(gòu)功能不同，特點各異。

圖8 驅(qū)動子系統(tǒng)CAD結(jié)構(gòu)圖及三維仿真模型Fig.8 CAD drawing and 3D model of Driving subsystem

3. 1 車輪組合式輪轂受力分析與有限元仿真

3.1.1 輪轂受力分析

載人月球車組合式輪轂受力主要是通過固定在輪輞上的金屬篩網(wǎng)及內(nèi)部彈性限止器的局部變形來實現(xiàn)的。組合式輪轂的幾何形狀復(fù)雜，在行駛過程中，承受多種交變載荷，難以確切描述。如載人月球車在傾斜月面上行駛時，車輪與月面之間產(chǎn)生軸向摩擦力;轉(zhuǎn)彎時，產(chǎn)生一定的離心力，發(fā)生側(cè)滑時產(chǎn)生軸向力，并對輪轂產(chǎn)生一個彎矩;載人月球車在起動、制動、加速、減速過程中，輪轂需要承受扭轉(zhuǎn)力矩等。因此要依據(jù)不同的分析目標(biāo)對模型進(jìn)行有效簡化。

3.1.2 基于靜力分析的輪轂有限元建模及分析

首先考慮在靜力作用下的情況，靜載荷以地面重力下單輪承載735N為例進(jìn)行分析。車輪內(nèi)外部輪轂均選用2Al2-CZ硬質(zhì)鋁合金，其彈性模量為71 ×103MPa，泊松比為0.28，密度為 2 779kg/m3，屈服極限為390MPa。

(1)基于靜力分析的輪轂有限元模型建立

據(jù)鋁合金輪轂結(jié)構(gòu)特點和受力狀態(tài)，在建立幾何模型和力學(xué)模型時有以下幾方面的考慮。

(a)不考慮內(nèi)外部輪轂的成形工藝，將二者以及連接鉚釘?shù)牟课灰暈橐惑w，忽略可能的其它影響;

(b)輪體無缺陷;

(c)幾何模型中，輪轂外側(cè)與金屬彈性篩網(wǎng)輪連接部位作了一定的簡化;

(d)鋁合金輪轂為一圓形盤狀對稱結(jié)構(gòu)，承受的載荷和約束也與軸垂直對稱;

(e)在劃分有限元網(wǎng)格時，主要考慮計算結(jié)果能反映鋁合金輪轂受力的真實情況，幾何建模時將個別小弧連接進(jìn)行簡化，使網(wǎng)格劃分更趨合理，計算中全部采用四面體實體單元。

將螺栓組進(jìn)行簡化，直接將輪轂與電機(jī)套進(jìn)行布爾運算成為一體，且材質(zhì)均為鋁合金。載荷以集中力的形式加載至電機(jī)套與轉(zhuǎn)向節(jié)相接的平面上，輪轂約束是基于地面力學(xué)分析的結(jié)果，考慮到漸近角及離去角等的影響，在內(nèi)外輪轂與內(nèi)部彈性限止器的四個底部連接孔處，對其六個自由度進(jìn)行約束。

(2)基于靜力分析的輪轂有限元模型仿真結(jié)果

基于靜力分析的輪轂有限元模型仿真分析結(jié)果如圖9所示，最大應(yīng)力為34.8MPa，遠(yuǎn)小于屈服極限，所以其變形為彈性范圍內(nèi)的變形，其最大變形為0.619mm。

3.1.3 基于動彎曲疲勞實驗方法的輪轂有限元建模及分析

大量傳統(tǒng)地面車輛的實踐表明，對于輪轂，須經(jīng)過動態(tài)彎曲疲勞、動態(tài)徑向疲勞和車輪沖擊三大試驗［18］，彎曲疲勞試驗破壞幾率遠(yuǎn)大于徑向疲勞破壞，故據(jù)此分析該輪轂結(jié)構(gòu)的高應(yīng)力分布區(qū)，確定輪轂結(jié)構(gòu)的改進(jìn)方案。

(1)基于動彎曲疲勞實驗方法的輪轂有限元模型建立

輪轂輪緣通過夾具固定在試驗旋轉(zhuǎn)臺上，而輪轂轂部的八個緊固螺栓使輪轂安裝盤與加載軸緊密相連，如圖10所示。輪轂輪緣和輪轂螺栓孔內(nèi)表面的三個平移自由度和兩個旋轉(zhuǎn)自由度都受到約束，只允許繞輪轂中心軸的轉(zhuǎn)動。

由于在動態(tài)彎曲疲勞試驗中，不同時刻車輪所受彎矩方向不同，但彎矩產(chǎn)生的應(yīng)力效果是周期性的，且輪轂整體結(jié)構(gòu)呈軸對稱，對于輪轂上任一點，可取彎矩在一個方向所產(chǎn)生的最大應(yīng)力值的疲勞狀況，以近似代替輪轂整體的疲勞狀況。

圖10 動態(tài)彎曲疲勞實驗裝置示意圖Fig.10 Dynamic-bend fatigue experiment equipment diagram

輪轂受力主要施加在輪輞上，該力可等效為在與輪轂連接的半軸端上加彎矩，但在NASTRAN里面很難實現(xiàn)。須使用PATRAN中的域(Field)函數(shù)作為載荷輸入。為此，先以輪輞外側(cè)圓周中心為坐標(biāo)原點建立一個新直角坐標(biāo)系(Rectangular Coordinate Frame)Coord 1。由于此分布力作用于輪輞半周，因此需要將輪輞圓周斷開成半圓，然后將此載荷加在半圓弧上。

彎矩［19］由式(8)確定:

式中:M為彎矩;R為靜負(fù)荷半徑(最大輪胎靜負(fù)荷半徑，m);μ為車輪與月面間的側(cè)向摩擦系數(shù);c為車輪的偏距，內(nèi)偏距為正，外偏距為負(fù);F為單輪最大額定載荷，并考慮安全系數(shù);S為強(qiáng)化系數(shù)。

加載彎矩時，使用用戶輸入最少的隱性MPCs－RBE3(Rigid Beam Element)。以內(nèi)部輪轂外側(cè)圓周中心為坐標(biāo)原點建立一個柱坐標(biāo)系(Cylindrical Coordinate Frame)Coord 2，在此坐標(biāo)系的圓心處新建一個節(jié)點，然后創(chuàng)建RBE3單元，以此節(jié)點作為非獨立項，分別建立若干個RBE3單元。再將彎矩沿柱坐標(biāo)系Coord 2的T軸方向加在其圓心處的節(jié)點上。載荷及彎矩加載后的模型如圖11所示。

圖11 施加約束及載荷后的輪轂有限元模型Fig.11 Finite element model of hub loaded with constraints

(2)基于動彎曲疲勞實驗方法的仿真結(jié)果及分析

載人月球車輪轂受力要考慮到月面重力以及地面重力條件的不同，依此建立不同工況。

圖12為單輪載荷165kg，月球重力條件下輪轂的應(yīng)力及變形云圖，可以看出，最大應(yīng)力發(fā)生在電機(jī)驅(qū)動組件與輪轂連接螺栓孔處，最大值為575MPa，最大變形為10.6mm，最大應(yīng)力及變形所在位置如圖13所示。由于最大應(yīng)力大于該材料的屈服極限，需對輪轂結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)。

圖12 動彎曲分析輪轂應(yīng)力和變形云圖Fig.12 Equivalent stress and deformation distributionof hub based on dynamic-bend fatigue experiment

圖13 輪轂最大應(yīng)力及變形所在位置Fig.13 Location of maximal stress and deformation for hub

通過以上分析并考慮到加工工藝等因素，對多套改進(jìn)方案進(jìn)行分析比較，最終確定輪轂結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案為將螺栓孔外移，輪輻按直線成形，降低輪轂壁厚，增加加強(qiáng)筋(考慮質(zhì)量約束時優(yōu)于凸臺結(jié)構(gòu))，且螺栓孔內(nèi)外兩側(cè)增加墊圈等。表2僅列出在某一工況下輪轂有限元模型仿真分析的結(jié)果。

改進(jìn)后的輪轂?zāi)Ｐ腿鐖D14所示，仿真分析結(jié)果最大應(yīng)力為338MPa，小于屈服極限，最大變形為5.25mm。從以上分析可見，改進(jìn)后的輪轂結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度和剛度要求。

表2 同一工況輪轂多構(gòu)型有限元分析結(jié)果匯總Table 2 Results of infinite analysis for same case

圖14 輪轂改進(jìn)后模型Fig.14 Improved hub model

3. 2 內(nèi)部彈性限止器有限元分析

載人月球車金屬彈性篩網(wǎng)輪中的內(nèi)部彈性限止器，屬于車輪的骨架結(jié)構(gòu)，車輪受到極限沖擊狀態(tài)時對車輪起到剛性支撐和保護(hù)的作用。

圖15 倒U型彈簧片有限元模型及仿真分析結(jié)果Fig.15 Finite element model and analysis results of inverse U-spring flack

圖16 內(nèi)部彈性限止器有限元模型及仿真分析結(jié)果Fig.16 Finite element model and analysis results of inner spring bump stop

可取其中一個倒U型彈簧片進(jìn)行分析。圖15為內(nèi)部彈性限止器的一倒U型彈簧片有限元模型及分析結(jié)果，圖16為內(nèi)部彈性限止器簡化模型及分析結(jié)果，從分析結(jié)果可知，在設(shè)計工況下，此結(jié)構(gòu)能夠滿足強(qiáng)度及剛度要求。

圖17 載人月球車金屬絲網(wǎng)胎面成形工藝Fig.17 Technical flow-chart of tire out frame

3. 3 篩網(wǎng)成形工藝

與傳統(tǒng)地面車輛及輪式移動機(jī)器人相比較，載人月球車車輪胎面最為特殊，為鍍鋅鋼絲編織而成，成形工藝復(fù)雜。車輪組件的裝配存在諸多技術(shù)難點。經(jīng)過實踐驗證，可采用圖17所示工藝過程來進(jìn)行加工制造。如圖18所示，通過對金屬篩網(wǎng)胎面收口、輪轂與內(nèi)部彈性限止器及篩網(wǎng)接口及熱處理工藝的反復(fù)嘗試，按照前述成型工藝能夠?qū)崿F(xiàn)車輪子系統(tǒng)各組件的裝配，并經(jīng)輪地測試裝置(圖19)進(jìn)行車輪基本性能參數(shù)的測試，能夠滿足設(shè)計要求。

圖18 載人月球車篩網(wǎng)加工實物圖片F(xiàn)ig.18 Photos for tire out frame for manned lunar vehicle

圖19 載人月球車彈性篩網(wǎng)輪輪地相互作用測試示意圖Fig.19 Photos for test-bed for manned lunar vehicle

4 結(jié)論

(1)綜合考慮質(zhì)量及功率等約束，基于輪地力學(xué)理論，采用半經(jīng)驗方法，可實現(xiàn)對單輪驅(qū)動扭矩及功率的分析和估算。

(2)對組合式輪轂進(jìn)行了有限元仿真分析，由分析可知:輪轂壁厚和直接作用于輪緣上的分布力是對輪轂應(yīng)力影響最為主要的因素;彎矩對輪轂作用的影響敏感度明顯低于作用于輪緣上的分布力對輪轂應(yīng)力的影響，但要高于其它影響因素。通過將螺栓孔位置向遠(yuǎn)離中心方向外移或?qū)⑤嗇椫本€成形改為曲線成形，對輪轂應(yīng)力有減小的趨勢，但改善效果不顯著。

(3)解決了載人月球車金屬彈性篩網(wǎng)的成形工藝，經(jīng)實踐檢驗可行，能較好地保證車輪胎面編織及成形的一致性。

本文設(shè)計的金屬彈性篩網(wǎng)輪，車輪由金屬絲網(wǎng)胎面、內(nèi)部彈性限止器及組合式鋁合金輪轂組成，質(zhì)輕且彈性大，對月面環(huán)境有較好的適應(yīng)性，有利于提高載人月球車在崎嶇月表的移動性能。

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