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(zhuǎn)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(qū)動輪靜止另一個轉(zhuǎn)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(qū)動軸進行了動力學和疲勞仿真分析，并得出驅(qū)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(qū)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(zhuǎn)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(qū)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(qū)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(qū)動單元通過彈簧和導軌滑塊連接在一起.這樣驅(qū)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(qū)動輪與地面接觸處因受力而向外傾斜，即驅(qū)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(qū)動輪時，車輪在一定的范圍內(nèi)轉(zhuǎn)動，但驅(qū)動電機并未產(chǎn)生相應轉(zhuǎn)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，即啟停“沖擊”.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(qū)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(qū)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(qū)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(qū)動輪輪軸、驅(qū)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(qū)動單元上，故為分離出的驅(qū)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(qū)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(qū)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(qū)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(qū)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(qū)動電機與驅(qū)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(qū)動單元結構設計

2.1 AGV驅(qū)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(qū)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(qū)動輪軸由懸臂梁結構改為簡支梁的形式，驅(qū)動輪軸兩端通過軸承與驅(qū)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(qū)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(qū)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(qū)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(zhuǎn)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(qū)動單元的驅(qū)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(qū)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(qū)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(qū)動力矩、額定轉(zhuǎn)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(qū)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(qū)動單元的三維模型.其結構如圖9所示.

1—驅(qū)動輪;2—驅(qū)動電機;3—驅(qū)動殼體;4—驅(qū)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(qū)動單元使用簡支梁式直連驅(qū)動電機的形式有效避免了驅(qū)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(qū)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(qū)動單元進行有限元分析.①模型簡化和材料定義與原驅(qū)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(qū)動單元相同.③添加載荷，設置和原驅(qū)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(qū)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(qū)動單元的結構模型等效應力分布云圖和應力較大區(qū)域?qū)Ρ葓D可以看到，在材料、尺寸、分析條件一樣的情況下，新的驅(qū)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(qū)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(qū)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(qū)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(qū)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(qū)動輪軸; 3—驅(qū)動輪; 4—驅(qū)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(qū)動單元相比，新驅(qū)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(qū)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(qū)動單元解決了傳統(tǒng)驅(qū)動單元車輪“外掰”和傳動機構“大空隙”問題，為AGV驅(qū)動單元的設計提供了一種方便、可靠的結構.