趙華東， 江 南， 雷超帆

(鄭州大學 機械工程學院, 河南 鄭州 450001)

0 引言

隨著我國人工成本的逐漸升高，對產(chǎn)品質(zhì)量，自動化、柔性生產(chǎn)的要求提高，商用自動導引車(AGV)[1]作為智能制造和柔性生產(chǎn)的關鍵環(huán)節(jié)，因其能實現(xiàn)高效、經(jīng)濟、靈活的無人化生產(chǎn)，廣泛應用于工廠自動化生產(chǎn)線、倉儲物流、機場和港口的物料傳送[2-3].

近年來，國內(nèi)外研究人員對AGV的結構和運動進行了大量的研究.王殿君等通過四輪差速原理，運用ADAMS軟件分析了AGV轉彎過程[4].劉國剛通過ANSYS仿真，對AGV車架進行了輕量化設計[5].夏田等通過建立AGV的靜力學和動力學模型，采用Matlab/Simulink建立了仿真模型并仿真了一個驅動輪靜止另一個轉動的運動方式[6].劉治華等通過疲勞理論，采用ADAMS和NCODE分別對軌道車飛碟游樂設備的驅動軸進行了動力學和疲勞仿真分析，并得出驅動軸的壽命云圖[7].

筆者以某公司設計的一款懸臂結構、鏈傳動的AGV為例，研究驅動輪“外掰”和啟?！皼_擊”的問題.該AGV的工況為：8小時工作制，用于軸承內(nèi)外圈自動化生產(chǎn)線上將碼垛完成后的軸承內(nèi)外圈及托盤，轉移到智能倉儲的對應入口處，然后返回等待托盤再次裝滿，如此往復.其中軸承內(nèi)外圈及托盤總重量為168 kg.AGV平均循環(huán)周期為42 min.工廠路面為環(huán)氧地坪漆.筆者通過反復試驗和建模仿真分析的方法，確定了“外掰”及“沖擊”的原因，提出了一種新的結構，且對新機構進行了校核.從結構應力，傳動效率和精度上進行對比分析，驗證了新機構的合理性.

1 問題分析

1.1 結構與現(xiàn)象描述

該AGV車身長600 mm，寬500 mm，高300 mm，為差速驅動、六輪布局形式，結構如圖1所示.

圖1 AGV整體結構圖Fig.1 The whole structure of AGV

小車車體總質(zhì)量為57.15 kg，最大載重量為200 kg，驅動單元部分質(zhì)量為24.34 kg，最大運行坡度5°，最大運行速度1 m/s，運行方向為雙向.小車車身與從動輪直接連接，和驅動單元通過彈簧和導軌滑塊連接在一起.這樣驅動輪始終著地，防止因制造誤差或地面不平坦導致打滑，造成小車運動失真，且有減震[8]的作用.

由于AGV小車殼體側面板不可拆卸，故將AGV小車空載置于高于地面的平臺上，在車輪外側面與地面處固定一角尺作為參照標尺.然后在AGV車身上逐漸加載200 kg重物，通過觀察車輪外側面與角尺間的間隙變化進行試驗.觀察到滿載時，驅動輪與地面接觸處因受力而向外傾斜，即驅動輪“外掰”，如圖2所示.

圖2 “外掰”現(xiàn)象示意圖Fig.2 Sketch of the phenomenon of “outside breaking”

試驗時將AGV斷電側翻放置，用較小力撥動驅動輪時，車輪在一定的范圍內(nèi)轉動，但驅動電機并未產(chǎn)生相應轉動，而是鏈輪輪齒在鏈節(jié)距的空隙中晃動.在AGV啟停時會出現(xiàn)因機構空隙產(chǎn)生的明顯沖擊，即啟?！皼_擊”.針對上述現(xiàn)象，分別從結構受力和傳動機構特點進行分析，找出導致該現(xiàn)象的原因，并提出了新的驅動單元機構.

1.2 靜力分析

1.2.1 靜應力預測

由材料力學知識可知：AGV驅動單元是一個“L”形的懸臂結構,如圖3所示，將在接觸點A處、B處和C處形成較大的應力集中[9]. 為進一步確定應力較大的區(qū)域，現(xiàn)進行有限元分析.

圖3 驅動單元受力示意圖Fig.3 Force diagram of driving unit

1.2.2 有限元分析

(1)簡化模型和定義材料.本機構用SolidWorks Simulation進行有限元仿真分析[10-11].為保證結果可靠，將模型中不影響受力的部分進行簡化，只保留驅動輪輪軸、驅動單元殼體、圓柱導軌和與之接觸的殼體進行有限元分析.材料的彈性模量為210 GPa、密度為7 800 kg/m3、屈服強度為220 MPa，選擇普通碳鋼材料.

(2)設定邊界條件.小車重力完全施加在驅動單元上，故為分離出的驅動單元添加平面約束，使其只能沿豎直方向運動.添加彈性支撐代替車輪.與直線軸承相接觸的直線導軌添加“接觸”約束.動力殼體與直線軸承之間的彈簧用“彈簧”來代替.效果如圖4(a)所示.

(3)添加載荷.滿載時驅動單元上的等效質(zhì)量為232.81 kg，重力加速度取9.806 65 m/s2.室內(nèi)平地上運動，選擇載荷系數(shù)為1.2.載物臺上重物放置區(qū)內(nèi)施加載荷2 739.7 N.車輪與地面接觸的摩擦系數(shù)選為0.25.先利用無摩擦仿真得出接觸面正壓力，再在接觸面添加等效摩擦力342.5 N.

(4)劃分單元格.SolidWorks Simulation為保證對各種幾何體和面的網(wǎng)格劃分的通用性，統(tǒng)一采用一階四面體、二階四面體、一階三角形、二階三角形進行網(wǎng)格劃分，且大量試驗保證了算法的可靠性和效率.對于非壓力容器的薄板件，在進行網(wǎng)格劃分時推薦使用單層二階四面體進行網(wǎng)格劃分結果更優(yōu)[12-13].故本仿真統(tǒng)一采用二階實體四面體進行板件和實體的網(wǎng)格劃分.

總體采用基于曲率的網(wǎng)格，雅可比點數(shù)為4點，調(diào)整好單元格的精度進行網(wǎng)格劃分[14]，未細化區(qū)域最大單元格為28.545 5 mm，最小單元格為5.709 1 mm，增長比率為1.6.

對關注的區(qū)域進行單元格的細化.選取應力集中區(qū)的零件和邊界線：直線軸承、驅動輪軸、動力單元殼體、導軌和動力殼體邊線，使用網(wǎng)格控制進行網(wǎng)格劃分.

細化部分最大網(wǎng)格為5.119 26 mm，最小網(wǎng)格為3.358 93 mm.網(wǎng)格節(jié)總數(shù)為946 585，單元總數(shù)為644 846.驅動單元模型網(wǎng)格劃分，如圖4(b)所示.

圖4 邊界條件和網(wǎng)格模型Fig.4 Boundary conditions and grid model

(5)進行有限元分析.運行有限元解算器進行解算，得出等效應力分布云圖，如圖5所示.

圖5 原系統(tǒng)等效應力分布圖Fig.5 Equivalent stress distribution diagram

1.2.3 結果分析

利用Simulation的設計洞察功能以顏色著重顯示出應力較大的區(qū)域，如圖6所示.

圖6 應力較大區(qū)域Fig.6 Larger stress area

從圖6中可以看到，標號1～10處是應力較大區(qū)域，11代表上殼體.其平均應力、最大應力、均方根值見圖7.最大應力出現(xiàn)在4處，為205.8 MPa，而材料的屈服強度為220.6 MPa，安全系數(shù)僅為1.07.一般車輛設計要求重要部位的安全系數(shù)大于等于2.

圖7 原系統(tǒng)應力較大區(qū)域數(shù)據(jù)圖Fig.7 Large stress area data diagram

驅動單元“L”形懸臂結構引起了過大局部應力，同時，這樣的結構會將車體接觸處的各個間隙進一步放大，使車輪的“外掰”現(xiàn)象更加明顯.

1.3 傳動結構分析

在AGV啟停時，有明顯的因機構間隙引起的位移，即“空隙沖擊”現(xiàn)象，將影響AGV的運動精度.AGV底部實物結構如圖8所示.

圖8 AGV底部實物結構圖Fig.8 Physical bottom structure of AGV

AGV的驅動電機與驅動輪之間靠鏈傳動連接，而鏈傳動在有雙向運動時會引起較大的沖擊.在非連續(xù)運動時，沒有二次定位機構的輔助，常常會有“躥動”，丟失精度.

2 新型驅動單元結構設計

2.1 AGV驅動單元設計

2.1.1 方案設計

針對AGV運行中遇到的上述問題，新的機構需要避免車輪的長懸臂和鏈傳動，同時考慮兩個驅動輪的間距與干涉，以及成本問題，并要求能對應力狀況、可靠性有所改善.

將驅動輪軸由懸臂梁結構改為簡支梁的形式，驅動輪軸兩端通過軸承與驅動殼體連接在一起.同時，將原有電機改為弧錐直角式中空減速電機，使電機和驅動輪軸直接相連.該連接方式將避免因懸臂結構產(chǎn)生的彎矩，同時省去中間的鏈傳動環(huán)節(jié)，傳動精度、傳動效率都有所提高.

2.1.2 選型設計

AGV運動時沿運動方向上所受的加速度阻力、斜坡阻力、風阻、滾動摩擦阻力和靜摩擦提供的驅動力滿足方程[15]：

Fk=Fa+FG+FR+FD，

(1)

(2)

FG=mg sinα，

(3)

(4)

式中：Fk為靜摩擦提供的驅動力；Fa為等效加速度阻力；FG為坡度阻力；FR為車輪滾動摩擦阻力；FD為空氣阻力；δ為旋轉質(zhì)量的換算系數(shù)；m為車體和貨物總質(zhì)量；V為速度；t為時間;α為坡度角，當坡度角較小時有sinα=α；CD為風阻系數(shù)；ρa是空氣密度，為1.225 8 kg/m3；A為迎風面積.

對小車單個驅動單元的驅動輪進行受力分析可得方程：

FkRK=MK，

(5)

FR=fRG，

(6)

式中：Rk為車輪半徑；MK為車輪上驅動力矩；FR為車輪滾動摩擦阻力；fR為滾動摩擦系數(shù)；G為單個驅動輪上承受的車體和重物的總重力.

通過上式的受力分析，計算出驅動力矩、額定轉速、減速比和各傳動件、連接件電機參數(shù).通過對設計壽命和傳動精度及最大扭矩的要求，計算選擇了軸承、鍵、軸和一些連接件的相應型號[16].

2.2 新型驅動單元模型建立

根據(jù)設計的加工件和選用的標準件尺寸，建立AGV驅動單元的三維模型.其結構如圖9所示.

1—驅動輪;2—驅動電機;3—驅動殼體;4—驅動輪軸;5—法蘭軸承;6—彈簧;7—直線軸承;8—車身上殼體圖9 新型動力單元結構圖Fig.9 Structure of new type of power unit

驅動單元使用簡支梁式直連驅動電機的形式有效避免了驅動單元的整體彎矩，降低了材料應力，進而避免了滿載運行時車輪大幅“外掰”問題.由于電機的安裝孔可以調(diào)節(jié)，電機直連的方式并沒有讓電機承受來自徑向的壓力，而且這種連接方式提高了傳動的精度和可靠度.

3 驅動單元對比分析

3.1 應力分析對比

為深入研究新機構的應力，現(xiàn)對新驅動單元進行有限元分析.①模型簡化和材料定義與原驅動單元相同.②設定邊界條件時，代替車輪的彈性支撐按車輪實際接觸位置添加，其他設置和原驅動單元相同.③添加載荷，設置和原驅動單元相同.④劃分單元格.細化零件按推薦良好品質(zhì)設置，最大網(wǎng)格為5.284 38 mm，最小網(wǎng)格為3.390 31 mm.劃分網(wǎng)格后，節(jié)總數(shù)為924 859，單元總數(shù)為627 313，如圖10所示.⑤運行解算得到仿真結果如圖11所示.應力較大區(qū)域數(shù)據(jù)如圖12所示. 改進前后應力較大區(qū)域數(shù)據(jù)對比如圖13所示.

圖10 驅動單元網(wǎng)格模型Fig.10 The mesh model of driving unit

圖11 改進系統(tǒng)等效應力分布圖Fig.11 Equivalent stress distribution diagram

圖12 改進系統(tǒng)應力較大區(qū)域數(shù)據(jù)圖Fig.12 Large stress area data diagram

圖13 應力較大區(qū)域數(shù)據(jù)對比圖Fig.13 Large stress area data comparison diagram

由AGV新型驅動單元的結構模型等效應力分布云圖和應力較大區(qū)域對比圖可以看到，在材料、尺寸、分析條件一樣的情況下，新的驅動單元最大的應力出現(xiàn)在3號區(qū)域附近，為44.57 MPa，遠遠小于原有驅動單元的最大應力205.8 MPa，同時也遠遠小于材料的屈服強度220.6 MPa.此時，新機構的安全系數(shù)大大增加，為4.95，滿足安全系數(shù)大于等于2的要求.改進后應力集中區(qū)域最大應力值和平均應力值都有明顯下降.其他條件不變時，結構的變化使最大應力降低為原來的21.66%，這為AGV車體的輕量化設計提供了較大空間.

3.2 精度分析對比

在新的驅動單元中，避免使用大間隙傳動機構滾子鏈的使用，使用弧錐直角空輸出軸減速電機與驅動輪直接相連.在減速器上選用弧錐直角空輸出軸的減速器，使連接的空間減小，方便兩個驅動單元單體間距調(diào)整.經(jīng)計算選型的弧錐直角減速電機的減速比為5，傳動級數(shù)為2級，較少的傳動環(huán)節(jié)和較低的傳動級數(shù)能有效地減小傳動中由各機構接觸間隙形成的誤差.其結構如圖14所示.

1—弧錐直角空輸出軸減速電機; 2—驅動輪軸; 3—驅動輪; 4—驅動殼體; 5—法蘭軸承圖14 新型動力單元單側結構圖Fig.14 New power unit unilateral structure

與原來驅動單元相比，新驅動單元消除了“空隙沖擊”現(xiàn)象，同時減少了中間傳動的環(huán)節(jié)，消除了中間環(huán)節(jié)的誤差，同時減少了誤差積累，使傳動的精度大大提高.

4 結論

新驅動單元在受力上，避免了“外掰”問題，使最大應力降低了78.34%，機構安全系數(shù)提升了4.63倍；改進了傳動機構，降低了傳動級數(shù)，減小了傳動間隙，提高了傳動系統(tǒng)的精度；在制造成本上，減少了機加工量，提高了機構可靠性，降低了設計加工成本和維護更換成本.結果表明，新型驅動單元解決了傳統(tǒng)驅動單元車輪“外掰”和傳動機構“大空隙”問題，為AGV驅動單元的設計提供了一種方便、可靠的結構.