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林业机械化已经成为一个必然的发展趋势，我国林区地形主要以山地和丘陵为主，地形条件较为复杂，车辆底盘通过性是林业机械正常作业的重要保证。目前，越障底盘在海底采矿、太空探测和农业方面的研究应用相对广泛，但在林业机械自动化中的应用较少。周良等[1]研究设计的铰接式海底采矿车使前、后履带与地面保持很好的接触，保证其适用于海山和海台的复杂地形地貌。孙治博[2]提出的六轮摆臂林用底盘可以改变底盘位姿，来提高底盘的稳定性，保证其在崎岖不平的地形上依然拥有较好的自适应能力。Potau等[3]提出传统的轮式车辆在崎岖的地形上具有严重的移动限制，而被动地配合多个车轮的位置以保持车辆与地面接触可以在一定程度上解决该问题。我国林区特种车辆底盘研究相对薄弱，而国外林业特种车辆底盘在我国林区的应用上也有一定的局限性，研发针对我国山地环境的特种车辆底盘对我国林业发展有重要意义。
本研究将六自由度并联平台引入到林业车辆底盘中，设计了一种连接前后车架的新型铰接结构。并应用Adams与Matlab/Simulink联合对该并联式铰接底盘越障性能进行分析。
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在三维建模软件Creo中进行并联机构的模型建立，其尺寸由所设计越障底盘的基本参数和多自由度铰接机构的工作原理决定，使用软件中的测量工具，获取参数化建模时所需关键点的坐标，再利用Adams/View的参数化建模功能，建立依附在各关键点上的模型，以模拟该机构做俯仰和转向运动时的情况[4]。当这些关键点的坐标值改变时，与其关联的几何形体也将自动更新。
以前后车联接圆筒的圆心为原点，并建立空间坐标系，该多自由度铰接机构的运动简图如图 1，Bi(i=1, 2, …, 6)为前车联接圆筒与旋转伸缩液压缸的铰点，Ai(i=1, 2, …, 6)为后车联接圆筒与旋转液压缸的铰点。
图 1 并联式多自由度铰接机构运动简图
Figure 1. Kinematic diagram of a parallel multiple of articulation mechanism
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利用Adams/View的设计研究功能, 逐个分析单个设计变量对多自由度铰接机构俯仰角和转向角的影响情况，通过求解可知：上下平台各6个关键点Ai(i=1, 2, …, 6)和Bi(i=1, 2, …, 6)的X、Z轴坐标可能会对铰接机构的俯仰和转向性能产生影响。因其上下各6个关键点均呈对称分布，选取任意对称轴一边3点，故选取后车联接圆筒上的A1、A5、A6和前车联接圆筒上的B1、B5、B6，将其X、Z轴坐标定义为12个设计变量，其他变量取固定值，在±5%的范围内每个设计变量相对初始值取5个不同的值[5]，通过虚拟样机进行运动学仿真得到其对应的俯仰角和转向角，由此判断设计变量对两个角对应的目标函数产生的影响。
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根据实际情况，转向和俯仰油缸可提供最大行程为120 mm，初始位置时活塞总长为196.3 mm，活塞杆伸长大约在行程的一半处。在转向和俯仰动态优化分析时，活塞杆以12 mm/s的速度运动5 s，以机构所能达到的极限情况作为脚本进行优化分析[6]。AiX、AiY、AiZ、BiX、BiY、BiZ(i=1, 2, …, 6)分别为各关键点的X、Y、Z轴坐标，各设计变量对转向角和俯仰角的初始值处敏感值如表 1。
表 1 设计变量初始值敏感值
Table 1. Initial value sensitivity of design variables
设计变量
Design variable参数化点
Parametric point初始值
Initial value初始值处敏感值Sensitive value at the initial value 转向角
Steering angle俯仰角
Pitching angleV1 B1Z -19.1 5.7×10-8 4.9×10-8 V2 B6Z -103.4 -0.02 -0.02 V3 B5Z -84.3 0 0 V7 A1Z -58.7 0.03 0.02 V8 A6Z -74.4 -4.5×10-14 -1.6×10-13 V9 A5Z -19.9 0 0 V13 B1X 108.3 9.3×10-8 7.9×10-8 V14 B6X -37.6 -0.04 -0.03 V15 B5X -70.7 0 0 V16 A1X 44.6 -0.02 -0.02 V17 A5X 9.9 0.1 0.1 V18 A6X -79.4 0 0 注: AiX、AiZ、BiX、BiZ(i=1, 5, 6)为各关键点的X、Z轴坐标；Vn(n=1, 2, 3, 7, 8, 9, 13, 14, 15, 16, 17, 18)为对应各坐标的设计变量。Notes: AiX, AiZ, BiX, BiZ(i=1, 5, 6) are the X and Z coordinates of each point; Vn(n=1, 2, 3, 7, 8, 9, 13, 14, 15, 16, 17, 18)are the design variables for the respective coordinates. 表 1中各设计变量的初始值为铰接机构初始设定结构尺寸下各点在Creo Parametric中测量获得的X或Z轴坐标值，转向角和俯仰角对于各关键点坐标初始值处敏感值大小决定了该设计变量对于其影响程度的大小[7-10]。由表 1可知：V1、V2、V7、V8、V13、V14、V16和V17对机构的俯仰角和转向角大小产生影响，V3、V9、V15和V18对俯仰角和转向角不产生影响，而俯仰角和转向角对变量V17的敏感度最高，因而V17对其影响最大，即点A6的X坐标对俯仰角和转向角变化的影响最大。其中对俯仰角和转向角大小有影响的设计变量原始坐标和优化后坐标见表 2。
表 2 优化前后关键点坐标
Table 2. Coordinates of key points before and after optimization
关键点坐标Coordinates of key points B1X B1Z B6X B6Z A1X A1Z A6X A6Z 优化前Before optimization 108.3 -19.1 -37.6 -103.4 44.6 -58.7 9.9 -74.4 优化后After optimization 103.0 -24.1 -35.7 -108.4 42.4 -55.8 9.4 -78.1 -
利用Adams/View提供的优化分析工具，完成机构的转向角和俯仰角优化分析，优化前后设计变量取值和目标函数结果对比如图 2所示。通过上述优化设计，该并联多自由度铰接机构优化前的最大转向角和俯仰角均为17.06°，优化后的最大转向角和俯仰角均为25.11°。
图 2 相关角度优化结果
Figure 2. Optimization results of related angles
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实际运用时，为了避免由于地面变化产生的力和位移对机构反向驱动，造成某种机构状态下前后车体悬空，从而使机构进入奇异位形空间导致机构被摧毁，需要在机构中加入硬限位。根据上节的优化分析，取前、后联接圆筒的直径分别为350、245 mm，当该并联式铰接机构达到最大转向角和俯仰角时，液压缸最大行程为60 mm，已知初始位置时液压缸总长为196.3 mm，而机构运动时各液压缸伸长与缩短基本呈对称，故取每个液压缸长度范围为166.3~226.3 mm，各液压缸与前后圆筒间转动副的最大转角为20°，在以上条件限制下，该并联式铰接机构绕Z轴转动的最大角度为25°，以上行程和角度大小均可通过限位开关进行控制。转动副在前、后圆筒上相隔的角度分别为φ1=120°，φ2=20°(图 3)。
图 3 并联铰接机构坐标系示意图
Figure 3. Schematics of parallel articulated system
已知后联接圆筒相对于前联接圆筒位姿的方向余弦矩阵如下：
$$ T=\left[\begin{array}{lll}{d_{11}} & {d_{12}} & {d_{13}} \\ {d_{21}} & {d_{22}} & {d_{23}} \\ {d_{31}} & {d_{32}} & {d_{33}}\end{array}\right] $$ 式中：T代表后联接圆筒相对于前联接圆筒的位姿的方向余弦矩阵；dij代表后联接圆筒坐标系的X′、Y′和Z′轴在前联接圆筒坐标系中的方向余弦，其中i和j分别取值1、2、3。
通过矩阵分析法求解该并联式铰接机构的Jacobbian矩阵[D]如下[11-12]:
$$ [\boldsymbol{D}]=(-2)^{3}\\ \left[\begin{array}{c} {d_{12}A_{1Y}} & {0} & {d_{21}A_{3Y}} & {d_{11}A_{3Y}} & {0} & {d_{11}A_{1X}-B_{1X}}\\ {d_{22}A_{1Y}-B_{1Y}} & {0} & {d_{22}A_{3Y}-B_{3Y}} & {d_{21}A_{3X}} & {0} & {d_{21}A_{1X}}\\ {d_{32}A_{1Y}+h} & {h} & {d_{32}A_{3Y}+h} & {d_{31}A_{3X}} & {0} & {d_{31}A_{1X}}\\ {B_{1Y}(d_{32}A_{1Y}+h)} & {d_{32}(B_{1Y}+A_{1Y}+B_{2Y}A_{2Y}+B_{3Y}A_{3Y})} & {B_{3Y}(d_{32}A_{3Y}+h)} & {B_{3Y}-d_{31}A_{3X}} & {d_{31}(B_{2Y}A_{2Y}-B_{1Y}A_{1X}-B_{3Y}A_{3X})} & {B_{1Y}d_{31}A_{1X}}\\ {-B_{1X}d_{31}A_{1X}} & {-d_{31}(B_{1X}A_{1X}+B_{2X}A_{2X}+B_{3X}A_{3X})} & {-B_{3X}d_{31}A_{3X}} & {-B_{3X}(d_{32}A_{3Y}+h)} & {d_{32}(B_{1X}A_{1Y}+B_{2X}A_{2Y}-B_{3Y}A_{3X})} & {-B_{1X}(d_{32}A_{1Y}+h)}\\ {B_{1X}d_{21}A_{1X}} & {d_{12}(B_{1Y}A_{1Y}+B_{2Y}A_{2Y}+B_{3Y}A_{3Y})} & {B_{3Y}d_{21}A_{3Y}} & {B_{3Y}d_{11}A_{3X}} & {d_{11}(B_{1Y}A_{1X}+B_{3Y}A_{3X}+B_{2Y}A_{2X})} & {B_{1Y}d_{11}A_{2X}} \end{array}\right] $$ 式中：h为前后联接圆筒中心点距离，AiX、AiY、AiZ、BiX、BiY、BiZ(i = 1, 2, 3)分别为各关键点的X，Y，Z轴坐标。
其大小根据机构前圆筒的基本尺寸和后圆筒的基本方位来确定，对矩阵求解后得知并联机构绕Z轴转动的正常工作范围应在-90°~90°，故该并联式铰接机构绕Z轴转动的最大角度在此正常工作范围内。将Jacobbian矩阵化简后得到几何奇异判别方程：
$$ \begin{array}{l}{B_{1 X} A_{1 Y}-B_{3 X} A_{3 Y}-B_{2 X} A_{2 Y}=0} \\ {B_{3 Y} A_{3 X}-B_{1 Y} A_{1 X}-B_{2 Y} A_{2 Y}=0}\end{array} $$ (1) 假设点B1(a, b, c)，通过图 3中的各点位置关系可知B3(-a, b, c)，根据φ1与φ2对应角，可计算得：
$$ \begin{array}{c}{B_{2 X}=\sqrt{a^{2}+b^{2}} \sin \left(\frac{\varphi_{1}}{2}+\varphi_{2}\right)} \\ {B_{2 Y}=-\sqrt{a^{2}+b^{2}} \cos \left(\frac{\varphi_{1}}{2}+\varphi_{2}\right)} \\ {B_{2 Z}=c}\end{array} $$ 将以上参数带入上式(1)，并进行整理化简后可得到几何奇异判别式：
$$ \varphi_{1}=\varphi_{2} $$ (2) 根据之前对转动副在前、后圆筒上分别相隔的角度设定，可以发现本研究所设计的并联式铰接机构避免了出现这种情况。
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本研究提出的并联式铰接越障底盘三维模型结构如图 4所示，由于本研究重点在于仿真分析和优化，故对整体结构设计进行了简化，其中底盘主要由前车架、前车三角摆臂、前车车轮、后车架、后车三角摆臂和后车车轮构成；并联式铰接机构主要由前后联接圆筒、前后液压缸安装座和6个转动移动液压缸构成。该并联式铰接底盘的越障原理为：当驾驶员需要转向时，给予传感器转向角度信号，再由控制器控制各缸伸长量，使前车底盘相对后车底盘形成一定夹角，达到底盘转向；需要越障时，给予传感器俯仰角度信号，再由控制器控制各缸伸长量，使前车底盘相对后车底盘抬高或降低一定角度，达成底盘越障[13-14]。
图 4 并联式铰接底盘示意图
Figure 4. Parallel articulated chassis diagram
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li(i=1, 2, …, 6)为旋转液压缸矢量长度(图 1)，O和O′为前后圆筒中心，在机构的前、后联接圆筒上各建立一坐标系，静坐标系O-XYZ固定于前平台上，动坐标系O′-X′Y′Z′建立在后平台上，变换前各液压缸矢量长度为li=OAi-OBi，i=1, 2, …, 6。假设T为后平台相对于前平台姿势的变换矩阵，变换后O′A′=OA·T，故变换后各液压缸矢量长度为l′i=OA′i-OBi, i=1, 2, …, 6。
假设转向角和俯仰角分别为α和β，则转向时得到的转向变换矩阵为$\begin{array}{*{20}{l}} {{{_O^O}^\prime }{T_1}}&{ = \left[ {\begin{array}{*{20}{c}} {\cos \alpha }&0&{ - \sin \alpha }&h\\ 0&1&0&h\\ {\sin \alpha }&0&{\cos \alpha }&h \end{array}} \right]} \end{array} $，俯仰时得到的俯仰变换矩阵为$ {{{_O^O}^\prime }{T_2}}\left[\begin{array}{cccc}{1} & {0} & {0} & {h} \\ {0} & {\cos \beta} & {\sin \beta} & {h} \\ {0} & {-\sin \beta} & {\cos \beta} & {h}\end{array}\right]$，h为O和O′之间的距离，变换后的各缸长度为|li|=$ \sqrt {{{\left| {\mathit{\boldsymbol{OA}}_{ix}^\prime - \mathit{\boldsymbol{O}}{\mathit{\boldsymbol{B}}_{ix}}} \right|}^2} + {{\left| {\mathit{\boldsymbol{OA}}_{iY}^\prime - \mathit{\boldsymbol{O}}{\mathit{\boldsymbol{B}}_{iY}}} \right|}^2} + {{\left| {\mathit{\boldsymbol{OA}}_{iZ}^\prime - \mathit{\boldsymbol{O}}{\mathit{\boldsymbol{B}}_{iZ}}} \right|}^2}} $，i=1, 2, …, 6[15-17]。
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由于在Adams中几何模型建立比较复杂，故选择采用三维软件Creo先进行建模，再导入至Adams中，并添加材料属性、约束、干涉、间隙等，然后添加驱动来判断模型是否正确，经验证模型正确方可开始仿真[18]，表 3为底盘的相关参数和仿真所需参数表。
表 3 底盘相关参数及仿真参数
Table 3. Chassis related parameters and simulation parameters
参数Parameter 数值Value 车架长度Frame length/m 1.2 车架宽度Frame width/m 0.8 摆臂纵向距离Swing arm longitude distance/mm 1 445 摆臂横向距离Swing arm transverse distance/mm 870 整车质量Whole vehicle mass/kg 1 600 液压缸活塞直径Cylinder piston diameter/mm 25 液压缸活塞杆直径Cylinder rod diameter/mm 18 液压缸的总行程Total stroke of cylinder/mm 120 路面横向摩擦系数Transverse friction coefficient 0.7 路面滚动摩擦系数Rolling friction coefficient 0.06 摆臂最大转角Swing arm maximum angle/(°) ±10 液压缸长度范围Hydraulic cylinder length range/mm 166.3~226.3 液压缸与安装座最大相对转角Maximum relative turning angle between hydraulic cylinder and seat/(°) ±20 以上仿真参数中，通过在移动和转动副上添加step函数进行行程和转角约束来模拟限位开关的功能，当地面环境变化产生的力和位移对机构造成的反向驱动使并联式铰接机构在某种机构状态下前后底盘悬空时，可以从机构硬限位的角度来弥补机构驱动力不足以控制机构构型固定的问题，保证机构不会进入奇异位形空间被摧毁。
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在Adams中设置底盘驱动速度为3 m/s，仿真时间根据具体地形设定，仿真步长为50步，将建立好的动力学模型保存为接口文件输入到Matlab/Simulink中进行联合仿真，实现在底盘越障过程中对铰接机构各缸的实时负反馈控制，提升其整体越障性能。Simulink控制机构模型可分为5个部分，分别为期望信号输出、解耦控制、PID控制和通过接口文件导入的Adams子机构Adams-Sub[19-20]。假设6个液压缸均做匀速直线运动，则根据2.2中底盘转向和俯仰运动各缸长度计算公式，输入某一转向角或俯仰角，通过Simulink中的From workplace模块计算得到6个液压缸位移变量作为input，以6个液压缸进行直线运动时所受直流电机的驱动力作为output，获得该联合仿真运动控制的方框原理图 5。
图 5 联合仿真运动控制的方框原理图
Figure 5. Box schematic diagram of joint simulation motion control
根据以上原理图在Simulink当中建立负反馈控制模型，在From workplace模块中输入各缸长度变化量的计算公式并给予变量俯仰角或转向角，设置通讯时间间隔为0.05 s，仿真模式为连续性模式，仿真时间6 s，输出即为各缸所需驱动力的变化值Fi(i=1, 2, …, 6)，交互模式下即可在Adams中测量前后车底盘质心高度变化曲线以及车轮与地面接触力曲线[21-22]。
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本文所研究的并联式铰接机构主要应用于现有林用采育机和割灌机底盘联接。四川、云南等西南地区森林覆盖率达62.23%，根据朱阅等[23-24]对西南林区立地质量调查数据显示：平均坡度10°~25°，局部地段形成36°~45°的陡坡，树木间距一般在1.5~2 m左右，路面崎岖不平。而实际情况坡度一旦超过35°就属于急坡、险坡，不适合机械作业。基于此地形状况提出设计要求:车辆底盘宽度1.6 m、长度2.4 m，爬越坡度不大于35°，越障最大高度150 mm。
综上所述，将底盘林区越障情况分为爬越斜坡和陡凸越障两种，根据地形设置爬越斜坡仿真时间为10 s，陡凸越障仿真时间为6 s。
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根据设计要求建立坡度为35°的斜坡路面，对并联式铰接底盘进行爬越斜坡模型仿真(图 6)。根据爬越斜坡底盘质心高度变化曲线(图 7)可知：约在1 s，并联式铰接底盘前车底盘质心高度升高开始爬越斜坡；1~4.1 s，前车底盘质心达到最大值900 mm；5.2 s后，后车底盘质心升高也开始爬越斜坡；8.2 s后，整个底盘完成爬越斜坡。
图 6 并联式铰接底盘爬越斜坡仿真模型
Figure 6. Parallel articulated chassis climbing ramp simulation model
图 7 爬越斜坡底盘质心高度曲线
Figure 7. Height curves of common chassis centroid climbing slope
对比普通底盘进行爬越斜坡模型仿真(图 8)，同样从图 7可以看出：普通底盘在1 s左右开始爬坡；1~3.5 s，前车底盘质心达到最大值500 mm，到达最大高度后前车底盘下滑；3.5~6.2 s，前车底盘质心逐渐回到初始位置，之后重复爬坡过程，最终未完成爬越斜坡。
图 8 普通底盘爬越斜坡仿真模型
Figure 8. Common chassis climbing ramp simulation model
爬坡越障过程中车轮与地面的接触力对比曲线如图 9，从图 9可以看出：并联式铰接底盘前车底盘爬坡时，第三排车轮始终与地面接触，从而为其提供持续稳定的驱动力，相比之下普通底盘第三排车轮与地面接触力在3 s左右发生大幅下降，最小值达到0，说明此时该排车轮与地面脱离，有效驱动力为0。故在相同情况下，并联式铰接林业底盘具有更好的路面附着性，产生了更大的有效驱动力，使底盘更容易爬越斜坡。
图 9 底盘车轮与地面接触力对比曲线
Figure 9. Comparison curves of contact force between chassis wheel and ground
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将林区陡凸障碍大致分为50、100、150 mm这3种高度，并分别创建对应椭圆形障碍物，仿真过程中前后车底盘均会通过该障碍物(图 10)，从而获得前后车底盘的质心的高度变化曲线及车轮与地面接触力变化曲线。
图 10 并联式铰接底盘陡凸越障仿真模型
Figure 10. Steeper obstacle-crossing simulation model of parallel articulated chassis
不同障碍物高度下，并联式铰接前后底盘质心高度曲线如图 11所示。障碍物高度为50 mm时，前车底盘质心高度约在0.7 s开始上升，说明此时前车底盘开始接触障碍物并进行越障；0.7~1.2 s时，其高度从初始值逐渐上升到最大值，到达最大值后，前车底盘质心高度开始逐渐减小，说明此时已经处于越过障碍物最高点的状态并开始下坡；1.2~1.7 s时，质心高度下降为初始高度，前车底盘越障完毕。障碍物高度分别为50、100、150 mm时，质心高度最大值分别为425、475、525 mm。从中可以看到：质心上升高度最大值的变化量与障碍物高度的差值相等。1.7~3.6 s，后车底盘开始进行越障，其质心高度上升规律类似于前车底盘；0~5.4 s，整车底盘均完成越障，底盘质心均回归初始高度。
图 11 不同障碍物高度下并联式铰接底盘质心高度曲线
Figure 11. Height curves of hinged chassis centroid at different obstacle heights
分析并联式铰接越障底盘在越障过程中车轮与地面的接触力变化曲线(图 12)，当障碍物高度为50 mm时，第一排车轮首先与障碍物接触，而前车底盘的前排车轮越障过程中后排车轮与地面接触力迅速增大，说明此时后排车轮与地面附着性能很好，可以为越障提供足够的驱动力，后车底盘越障情况与前车底盘相似。但当障碍物高度增加到150 mm，第三排车轮越障过程中，第四排车轮与地面间接触力均有急剧减小至低于初始值的时间段，尽管其质心高度曲线显示其仍能完成越障，但会出现驱动力减小的现象，故该并联式铰接底盘在障碍物高度大于等于150 mm时越障性能发生下降。
图 12 不同障碍物高度下并联式铰接底盘车轮与地面接触力曲线
Figure 12. Contact force curves of articulated chassis wheels and ground at different obstacle heights
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将两底盘间的并联式铰接机构所有运动副修改为固定副，从而使模型整体变为普通底盘(图 13)，不同障碍物高度下普通底盘与并联式铰接前后底盘质心高度对比曲线如图 14所示。障碍物高度为50 mm时，前后底盘质心高度的变化规律与并联式铰接底盘大致相同。
图 13 普通底盘陡凸越障仿真模型
Figure 13. Steeper obstacle-crossing simulation model of common chassis
图 14 不同障碍物高度下普通底盘与并联式铰接底盘质心高度对比曲线
Figure 14. Height of centroid comparison curves at different obstacle heights
障碍物高度为100 mm时，普通前车底盘在0~1.3 s呈现正常上升状态，而1.3 s以后便不再继续稳定上升，开始出现小幅度波动，且波动最大值不超过475 mm。这是由于障碍物高度增大后，完成越障所需的自适应摆臂转角大小超过了预先设定摆角的变化范围，前车底盘无法再依靠摆臂的自适应能力越障，普通后车底盘质心始终保持初始值，也能证明该普通整车底盘无法完成越障功能。
不同障碍物高度下普通底盘和并联式铰接底盘车轮与地面接触力对比曲线如图 15。障碍物高度为50 mm时，前车底盘越障过程中，后车底盘两排车轮为越障提供驱动力，其受力变化大小与并联式铰接底盘大致相同。障碍物高度为100 mm时，前车底盘越障过程中，第三排车轮与地面接触力增加到3 kN后开始波动减小，大部分时间段低于初始值，同时第四排车轮与地面接触力增加到3 kN后开始波动增大，且两排车轮的受力变化情况呈一定对称趋势，说明因障碍物高度增加后，前车仅仅依靠摆臂的自适应无法越障，此时在驱动力和摆臂转角限制力的共同作用下，后车摆臂沿逆时针方向转动，第三排车轮有逐渐离地的趋势，导致车轮与地面的接触力减小，提供的有效驱动力相应减小，越障性能下降。在该时间段，并联式铰接后车车轮与地面接触力基本维持初始值，后车车轮可为前车越障提供持续稳定的驱动力。
图 15 不同障碍物高度下普通底盘和并联式铰接底盘车轮与地面接触力对比曲线
Figure 15. Comparison curves of contact forces between wheels and ground at different obstacle heights
综上所述，并联式铰接越障底盘在多种障碍物高度下的越障性能均要优于普通底盘。
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(1) 根据多自由度并联平台结构刚度大，载荷分布均匀，承载能力强，运动平稳等一系列优点，设计了一种具有俯仰、转向和侧翻3种相对运动的新型林用铰接机构。
(2) 在不同障碍物高度下进行并联式铰接底盘越障联合仿真，当障碍物高度不超过150 mm时，并联式铰接底盘越障过程中车轮与地面接触情况良好，车轮可以提供稳定的驱动力，具有较好的越障性能；障碍物高度超过150 mm后，越障性能发生下降。
(3) 在不同障碍物高度下进行普通底盘的越障联合仿真，并与并联式铰接底盘越障仿真结果进行对比，当障碍物高度大于等于100 mm时，并联式铰接底盘越障时车轮与地面的接触力大小变化比普通底盘稳定，且普通底盘出现驱动力不足的情况，并联铰接式越障底盘总体越障性能优于普通底盘。
(4) 由于现今国内林区特种底盘的相关研发和实际运用能力都较为薄弱，很难进行实际环境试验，开发周期较长。本研究应用Adams运动学仿真环境，通过对林区崎岖复杂的地形和障碍物形状进行简化，对并联式铰接底盘和普通底盘的通过性进行对比，仿真结果对铰接底盘林区通过性的研究具有一定的指导意义，可以部分代替实际试验，通过仿真可以一定程度上看出本研究设计底盘在实际情况下的通过性。
(5) 并联式铰接底盘在实际林区行走时会面临地形凹凸不平的情况，因此会受到地面因素的干扰而对底盘的运动控制带来一些困难。由于底盘行走时受到的扰动是时间的随机函数，而其四排车轮相对于底盘的运动轨迹是对称分布的，所以就一段时间来看，地面状况的影响可以抵消一部分，而要消除剩余部分的干扰运用一般控制理论的方法很难求解，需要针对并联式铰接底盘的运动学、动力学模型下的轨迹跟踪和镇定模型下的反馈控制进行研究, 分别运用不同的控制方法, 设计运动控制律。而本研究的重点并非并联式铰接底盘的运动控制，故采用直接在并联式铰接机构中添加硬限位的方式，避免地面扰动导致机构驱动力不足以控制机构构型固定使其进入奇异位形空间的问题。
(6) 本研究仅在设定了几种高度的障碍物环境中进行了仿真，而未进行最大越障高度范围内，障碍物高度为随机值时的底盘越障仿真，仅研究了一个确定输出的并联式铰接机构控制问题，而没有考虑到地面变化造成的反向驱动力的作用问题，这个问题可以作为未来进一步研究重点考虑和针对的内容。
Optimization design and obstacle-crossing performance analysis of forest parallel articulated chassis
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摘要:
目的林业动力底盘一般在地形复杂多变的环境进行露天作业，故其需要具有良好的地面适应性以及较大且稳定的车轮与地面接触力。我国林区特种车辆底盘研究相对薄弱，而国外林业特种车辆底盘在我国实际运用中具有一定的局限性，因此，研发针对我国山地环境的特种车辆底盘对我国林业发展有重要意义。 方法根据多自由度并联平台的运动原理和优点，设计一种具有俯仰、转向、侧翻3种相对运动的新型林用铰接机构，并结合Creo Parametric和Adams/View进行参数化建模和运动学优化设计。为了评估该铰接机构的越障性能，对普通底盘和并联式铰接底盘进行爬越斜坡和陡凸越障联合仿真，通过底盘质心高度变化曲线以及车轮与地面的接触力曲线分析并联式铰接底盘的越障性能，并与普通底盘进行对比。 结果优化设计后的并联式铰接机构转向角和俯仰角最大值增加，并且并联式铰接底盘越障时的车轮与地面的接触力、最大爬坡角度和陡凸越障高度均比普通底盘大。 结论并联式铰接底盘总体越障性能优于普通刚性连接底盘，该并联式铰接机构适用于林业动力底盘。 Abstract:ObjectiveThe forestry power chassis generally makes open-air operation in the complex and changeable terrain, therefore it needs to have good adaptability and large and stable wheel contact force with the ground. In China, the research on special vehicle chassis in forest area is relatively weak, and the foreign forestry special vehicle chassis has certain limitations in practical application. MethodIn this paper, we designed a new type of forest hinged mechanism, which is able to pitch, steer and side flip based on the movement principle and advantages of the multi-DOF parallel platform, and incorporate Creo Parametric and Adams/View for modeling and kinematic optimal design to assess the obstacle-navigation performance of the articulated mechanism, make co-simulation of common and parallel hinged chassis climbing slope and crossing obstacle at different obstruction levels. Through the curve of the height of the chassis centroid and the contact force curve of the wheel and the ground, we can analyze the obstacle-crossing performance of parallel articulated chassis and comparing it with common chassis. ResultThe maximum steering and pitch angle of the parallel hinged mechanism increased after the optimized design. When the parallel hinged chassis crossed obstacle, its surface adhesion and maximum climbing angle and obstacle height were larger and it can ensure good obstacle-crossing ability within a certain scope of height. ConclusionThe parallel hinged chassis obstacle-navigation performance is better than that of ordinary rigid connection chassis, and the parallel hinged mechanism is suitable for forestry power chassis. -
Key words:
- parallel mechanism /
- aculated chassis /
- obstacle-crossing performance /
- joint simulation
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图 1 并联式多自由度铰接机构运动简图
Ai(i=1, 2, …, 6)为后车联接圆筒与液压缸的铰点；Bi(i=1, 2, …, 6)为前车联接圆筒与液压缸的铰点；O、X、Y、Z为后车联接圆筒上的原点和X、Y、Z轴；O′、X′、Y′、Z′为前车联接圆筒上的原点和X′、Y′、Z′轴；li(i=1, 2, …, 6)分别为6个液压缸长度。
Figure 1. Kinematic diagram of a parallel multiple of articulation mechanism
Ai(i=1, 2, …, 6) are the reaming points of the rear coupling cylinder and the hydraulic cylinder; Bi(i=1, 2, …, 6) are the reaming points of the front coupling cylinder and the hydraulic cylinder; O, X, Y and Z are the origin on the rear car connection cylinder and the X, Y and Z axes; O′, X′, Y′ and Z′ are the origin of the front car connection cylinder and the X′, Y′ and Z′ axis. li(i=1, 2, …, 6) are the lengths of six hydraulic cylinders.
图 3 并联铰接机构坐标系示意图
ϕ1、ϕ2分别为转动副在前后圆筒上相隔的角度。
Figure 3. Schematics of parallel articulated system
ϕ1 and ϕ2 are the angles between revolve pairs separated on the front and rear cylinders.
图 4 并联式铰接底盘示意图
1.前车底盘; 2.前车三角摆臂; 3.前车车轮; 4.后车车轮; 5.后车三角摆臂; 6.后车底盘; 7.前车联接圆筒; 8.前液压缸安装座; 9.转动移动液压缸; 10.后液压缸安装座; 11.后车联接圆筒。
Figure 4. Parallel articulated chassis diagram
1, front chassis; 2, front triangular swing arm; 3, front wheel; 4, rear wheel; 5, rear triangular swing arm; 6, rear frame; 7, front coupling cylinder; 8, front cylinder seat; 9, rotating moving hydraulic cylinder; 10, rear cylinder seat; 11, rear coupling cylinder.
图 6 并联式铰接底盘爬越斜坡仿真模型
Figure 6. Parallel articulated chassis climbing ramp simulation model
图 9 底盘车轮与地面接触力对比曲线
Figure 9. Comparison curves of contact force between chassis wheel and ground
图 10 并联式铰接底盘陡凸越障仿真模型
Figure 10. Steeper obstacle-crossing simulation model of parallel articulated chassis
图 11 不同障碍物高度下并联式铰接底盘质心高度曲线
Figure 11. Height curves of hinged chassis centroid at different obstacle heights
图 12 不同障碍物高度下并联式铰接底盘车轮与地面接触力曲线
Figure 12. Contact force curves of articulated chassis wheels and ground at different obstacle heights
图 13 普通底盘陡凸越障仿真模型
Figure 13. Steeper obstacle-crossing simulation model of common chassis
图 14 不同障碍物高度下普通底盘与并联式铰接底盘质心高度对比曲线
Figure 14. Height of centroid comparison curves at different obstacle heights
图 15 不同障碍物高度下普通底盘和并联式铰接底盘车轮与地面接触力对比曲线
Figure 15. Comparison curves of contact forces between wheels and ground at different obstacle heights
表 1 设计变量初始值敏感值
Table 1. Initial value sensitivity of design variables
设计变量
Design variable参数化点
Parametric point初始值
Initial value初始值处敏感值Sensitive value at the initial value 转向角
Steering angle俯仰角
Pitching angleV1 B1Z -19.1 5.7×10-8 4.9×10-8 V2 B6Z -103.4 -0.02 -0.02 V3 B5Z -84.3 0 0 V7 A1Z -58.7 0.03 0.02 V8 A6Z -74.4 -4.5×10-14 -1.6×10-13 V9 A5Z -19.9 0 0 V13 B1X 108.3 9.3×10-8 7.9×10-8 V14 B6X -37.6 -0.04 -0.03 V15 B5X -70.7 0 0 V16 A1X 44.6 -0.02 -0.02 V17 A5X 9.9 0.1 0.1 V18 A6X -79.4 0 0 注: AiX、AiZ、BiX、BiZ(i=1, 5, 6)为各关键点的X、Z轴坐标；Vn(n=1, 2, 3, 7, 8, 9, 13, 14, 15, 16, 17, 18)为对应各坐标的设计变量。Notes: AiX, AiZ, BiX, BiZ(i=1, 5, 6) are the X and Z coordinates of each point; Vn(n=1, 2, 3, 7, 8, 9, 13, 14, 15, 16, 17, 18)are the design variables for the respective coordinates. 
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表 2 优化前后关键点坐标
Table 2. Coordinates of key points before and after optimization
关键点坐标Coordinates of key points B1X B1Z B6X B6Z A1X A1Z A6X A6Z 优化前Before optimization 108.3 -19.1 -37.6 -103.4 44.6 -58.7 9.9 -74.4 优化后After optimization 103.0 -24.1 -35.7 -108.4 42.4 -55.8 9.4 -78.1
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表 3 底盘相关参数及仿真参数
Table 3. Chassis related parameters and simulation parameters
参数Parameter 数值Value 车架长度Frame length/m 1.2 车架宽度Frame width/m 0.8 摆臂纵向距离Swing arm longitude distance/mm 1 445 摆臂横向距离Swing arm transverse distance/mm 870 整车质量Whole vehicle mass/kg 1 600 液压缸活塞直径Cylinder piston diameter/mm 25 液压缸活塞杆直径Cylinder rod diameter/mm 18 液压缸的总行程Total stroke of cylinder/mm 120 路面横向摩擦系数Transverse friction coefficient 0.7 路面滚动摩擦系数Rolling friction coefficient 0.06 摆臂最大转角Swing arm maximum angle/(°) ±10 液压缸长度范围Hydraulic cylinder length range/mm 166.3~226.3 液压缸与安装座最大相对转角Maximum relative turning angle between hydraulic cylinder and seat/(°) ±20
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