胡忠義　黃雪濤　許永超　劉子豪　王憲成

摘要：為解決自動導(dǎo)向運(yùn)輸車（automated guided vehicle，AGV）車架在使用中出現(xiàn)裂紋的問題，基于Solidwork建立車架有限元模型，采用Hypermesh對車架彎曲工況、扭轉(zhuǎn)工況、轉(zhuǎn)彎工況、制動工況進(jìn)行靜力學(xué)分析，確定危險(xiǎn)工況及應(yīng)力集中部位；增加車架中間縱梁、第3橫梁、第6橫梁的槽鋼厚度，在第3橫梁、第6橫梁與縱梁交叉處設(shè)置加強(qiáng)筋，并對優(yōu)化后車架的扭轉(zhuǎn)工況、轉(zhuǎn)彎工況進(jìn)行靜力學(xué)分析和模態(tài)分析。結(jié)果表明：優(yōu)化后車架的扭轉(zhuǎn)工況和轉(zhuǎn)彎工況的最大應(yīng)力均降低，安全因數(shù)符合設(shè)計(jì)要求；優(yōu)化后車架不再發(fā)生低頻共振，解決車架裂紋故障。

關(guān)鍵詞：AGV車架；有限元分析；靜力學(xué)分析；模態(tài)分析

中圖分類號：U469.2文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A文章編號：1673-6397（2023）05-0087-06

引用格式：胡忠義，黃雪濤，許永超，等.AGV車架有限元分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化［J］.內(nèi)燃機(jī)與動力裝置，2023，40（5）：87-92.

HU Zhongyi， HUANG Xuetao， XU Yongchao， et al. Finite element analysis of AGV frame and its optimization［J］.Internal Combustion Engine & Powerplant， 2023，40（5）：87-92.

0 引言

自動導(dǎo)向運(yùn)輸車（automated guided vehicle，AGV）是一種應(yīng)用在園區(qū)的自動導(dǎo)航運(yùn)輸工具[1-2]，該車具有自動升降和自行走功能，可實(shí)現(xiàn)遠(yuǎn)程遙控起動、轉(zhuǎn)向、加速和制動，具有操作靈活、安全可靠、適應(yīng)力強(qiáng)的特點(diǎn)[3]。由于運(yùn)輸車車架承受貨物載荷和路面反饋的各種力和力矩，因此，在設(shè)計(jì)過程中保證AGV車架的強(qiáng)度和剛度非常重要[4-5]。Kim等[6]使用有限元方法對車架進(jìn)行靜態(tài)和動態(tài)分析計(jì)算，優(yōu)化車架結(jié)構(gòu)，驗(yàn)證了有限元法在優(yōu)化車架結(jié)構(gòu)上的有效應(yīng)用；銀俊鷹[7]運(yùn)用有限元軟件對自卸車車架進(jìn)行靜力學(xué)分析，確定最大應(yīng)力部位及故障部位；劉倫倫等[8]對車架進(jìn)行靜應(yīng)力分析和模態(tài)分析，實(shí)現(xiàn)車架輕量化。國內(nèi)外學(xué)者對貨車車架研究較多，但關(guān)于AGV車架典型工況下的分析研究較少。

針對某AGV車架在使用中出現(xiàn)裂紋的問題，本文中基于Solidwork軟件建立AGV車架有限元模型，采用Hypermesh對4種典型工況進(jìn)行有限元分析，提出優(yōu)化方案，并進(jìn)行靜力學(xué)分析及模態(tài)分析驗(yàn)證，有效解決車架裂紋問題。

1 車架有限元模型

1.1 車架的結(jié)構(gòu)形式

某AGV車架的主體結(jié)構(gòu)由4根縱梁、8根橫梁焊接而成，為框架式結(jié)構(gòu)；車架長、寬、高分別為3 000、1 800、140 mm，橫、縱梁為厚度為6 mm的C型槽鋼；去除車架圓角和倒角，刪除不必要的工藝孔及螺栓孔，采用Solidwork軟件建模，得到AGV車架的簡化三維模型如圖1所示。

1.2 車架網(wǎng)格劃分

將車架模型導(dǎo)入Hypermesh，抽取模型中面，采用PESHELL進(jìn)行網(wǎng)格劃分[9-10]。網(wǎng)格類型為四面體網(wǎng)格，網(wǎng)格長度、寬度均小于等于10 mm；采用Spotweld焊接對應(yīng)節(jié)點(diǎn)，網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖2所示。網(wǎng)格劃分后單元數(shù)為99 474個(gè)，節(jié)點(diǎn)數(shù)為105 445個(gè)；網(wǎng)格檢查結(jié)果如圖3所示，雅可比失效單元數(shù)為74個(gè)，占比為0.1%，滿足雅可比失效單元數(shù)占比不得超過5%的分析要求[11-12]。

1.3 材料與載荷

車架材料為Q355B結(jié)構(gòu)鋼，以集中載荷的形式將車架裝載質(zhì)量加載至相關(guān)總成部件[13-15]，蓄電池組及附件、電機(jī)及減速器、車架、液壓站及附件、液壓支架、貨物支撐架、貨物載荷加載質(zhì)量分別為200、75、485、55、150、1 400、600 kg，車架材料參數(shù)如表1所示。

1.4 理論基礎(chǔ)

將車架結(jié)構(gòu)看作線性自由振動系統(tǒng)[16-17]，不考慮阻尼，車架系統(tǒng)微分方程

式中：p1為第1主應(yīng)力，p2為第2主應(yīng)力，p3為第3主應(yīng)力。

式中：psm為車架仿真計(jì)算的最大等效應(yīng)力，pmax為材料的許用應(yīng)力。psm不得大于pmax，否則車架易產(chǎn)生塑性變形，導(dǎo)致車架失效。

本文中pmax=345 MPa。根據(jù)文獻(xiàn)[19]的規(guī)定，起重機(jī)械主梁安全因數(shù)不得低于1.6，車架回彈產(chǎn)生的變形不得大于10 mm。車架設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)避免外部激勵和車架的固有頻率相同，防止產(chǎn)生共振現(xiàn)象[20]，影響車架正常工作。

2 靜力學(xué)分析

AGV行駛過程中，受到各種力和載荷的作用，車架產(chǎn)生不同程度的彎曲、扭曲及組合變形[21]。以車架縱向?yàn)閤向，垂向?yàn)閥向，橫向?yàn)閦向，選取滿載彎曲、滿載扭轉(zhuǎn)、滿載轉(zhuǎn)彎和滿載緊急制動4個(gè)典型工況，并在y軸施加1.3中所示的各總成部件載荷，使用有限元軟件Hypermesh分析不同工況下車架位移及應(yīng)力。

2.1 彎曲工況

彎曲工況指車架滿載靜止或勻速行駛時(shí)的工況，約束右前、左前、右后、左后4個(gè)車輪的x、y、z平動方向，釋放x、y、z轉(zhuǎn)動方向。車架彎曲工況位移云圖、應(yīng)力云圖如圖4所示。

由圖4a）可知：車架最大位移發(fā)生在車架左側(cè)縱邊梁和第3、4橫梁處，最大位移為1.852 mm。原因是右側(cè)縱邊梁和第3、4橫梁上方承載支架和貨物的質(zhì)量，下方承載蓄電池組件的質(zhì)量，導(dǎo)致左側(cè)邊梁翹曲變形，位移較大。

由圖4b）可知：較大應(yīng)力在中間2個(gè)縱梁和第3橫梁交叉連接處、中間2個(gè)縱梁與第6橫梁連接處，最大應(yīng)力為169.0 MPa。原因是上方承載貨物和貨物支架的質(zhì)量，下方承載蓄電池組件、液壓組件和電機(jī)減速機(jī)等載荷質(zhì)量，彎曲工況下安全因數(shù)為2.04，車架強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

2.2 扭轉(zhuǎn)工況

扭轉(zhuǎn)工況主要模擬運(yùn)輸車在滿載情況下通過凹凸路面，后輪懸空時(shí)車架受力情況。以右后輪懸空為例，約束右前輪、左前輪全部自由度，約束左后輪y平動方向，釋放左后輪其余自由度，右后輪釋放全部自由度。車架扭轉(zhuǎn)工況位移云圖、應(yīng)力云圖如圖5所示。

由圖5a）可知：車架最大位移發(fā)生在車架右側(cè)縱邊梁和第7、8橫梁處，為4.319 mm；右側(cè)縱邊梁位移由后向前逐漸變小，均小于3.359 mm，滿足設(shè)計(jì)要求。原因是右后輪懸空時(shí)，車身總質(zhì)量使右后車架翹曲變形。

由圖5b）可知：最大應(yīng)力在中間2個(gè)縱梁和第3橫梁交叉連接處，為245.6 MPa。原因是右后車輪處于懸空狀態(tài)，車架上方貨物出現(xiàn)向左前側(cè)傾覆性，貨物載荷均由中間2個(gè)縱梁和第3橫梁交叉連接處承受，扭轉(zhuǎn)工況安全因數(shù)為1.40，不滿足設(shè)計(jì)要求。

2.3 轉(zhuǎn)彎工況

轉(zhuǎn)彎工況指車輛在滿載狀況下轉(zhuǎn)彎的工況，轉(zhuǎn)彎時(shí)由于向心加速度作用，車架上各零部件的離心力載荷顯著增加。以車架右轉(zhuǎn)彎時(shí)為例，車架向心加速度約為0.23g（g為自由落體加速度），計(jì)算相應(yīng)載荷后加載至z軸方向，約束情況和彎曲工況相同。車架轉(zhuǎn)彎工況位移云圖、應(yīng)力云圖如圖6所示。

由圖6a）可知：車架最大位移為車架左前和右前處，為5.958 mm。原因?yàn)樨浳镏匦脑谲嚰苤行耐笪恢?，右轉(zhuǎn)時(shí)造成前端縱梁發(fā)生位移。

由圖6b）可知：最大應(yīng)力在中間2個(gè)縱梁和第3橫梁、第6橫梁交叉連接處，為289.9 MPa。原因?yàn)檗D(zhuǎn)彎時(shí)貨物及支架產(chǎn)生的離心力載荷與重力載荷使支架與車架連接處產(chǎn)生更大的集中應(yīng)力，轉(zhuǎn)彎工況安全因數(shù)為1.19，不滿足設(shè)計(jì)要求，存在安全隱患。

2.4 制動工況

制動工況指車輛在滿載狀況下緊急制動的工況，縱向慣性加速度使車架載荷發(fā)生變化，由于車輛一般在干燥瀝青路面上行駛，將制動減速度設(shè)為0.6g，計(jì)算相應(yīng)載荷后加載至z軸方向。約束右前輪、左前輪x、y、z平動方向，釋放x、y、z轉(zhuǎn)動方向；約束右后輪、左后輪x、y平動方向，釋放x、y、z轉(zhuǎn)動方向。車架制動工況位移云圖、應(yīng)力云圖如圖7所示。

由圖7a）可知：車架最大位移在車架右后尾處，為2.486 mm。原因是前橋和車架連接處以中心支點(diǎn)連接，車輛緊急制動產(chǎn)生了縱向慣性力，導(dǎo)致車架右后翹曲，但翹曲為2.487 mm，滿足最大變形不超過10 mm的安全設(shè)計(jì)要求。

由圖7b）可知：最大應(yīng)力在前橋與車架連接處，為198.4 MPa；原因是車架在縱向力作用下，車橋車架連接位置所受應(yīng)力較集中，制動工況安全因數(shù)為1.74，滿足設(shè)計(jì)要求。

經(jīng)以上分析可知：轉(zhuǎn)彎工況、扭轉(zhuǎn)工況安全因數(shù)均較低，不符合設(shè)計(jì)要求，車架薄弱位置分別在中間縱梁和第6橫梁連接處、中間縱梁和第3橫梁連接處。

3 優(yōu)化設(shè)計(jì)

優(yōu)化車架結(jié)構(gòu)薄弱處，把中間2個(gè)縱梁的槽鋼厚度由6.0 mm增加至6.5 mm，第3橫梁和第6橫梁槽鋼厚度由6.0 mm增加至7.0 mm，并在第3橫梁與縱梁交叉處、第6橫梁與縱梁交叉處增加厚、長、寬、高分別為10.0、108.0、102.0、140.0 mm的加強(qiáng)筋，優(yōu)化后的車架示意如圖8所示。

3.1 扭轉(zhuǎn)工況

對優(yōu)化后車架的扭轉(zhuǎn)工況進(jìn)行靜力學(xué)分析，施加與2.2節(jié)相同的載荷和約束，優(yōu)化后車架扭轉(zhuǎn)工況位移云圖、應(yīng)力云圖如圖9所示。

由圖9可知：車架最大位移由4.319 mm減小為3.027 mm，最大應(yīng)力由245.6 MPa減小為196.4 MPa，安全因數(shù)為1.75，最大應(yīng)力位置與優(yōu)化前基本一致，為中間2個(gè)縱梁和第3橫梁交叉連接處，優(yōu)化后車架扭轉(zhuǎn)工況安全因數(shù)滿足強(qiáng)度要求。

3.2 轉(zhuǎn)彎工況

對優(yōu)化后車架轉(zhuǎn)彎工況進(jìn)行靜力學(xué)分析，施加與2.3相同的載荷和約束，優(yōu)化后轉(zhuǎn)彎工況位移云圖、應(yīng)力云圖如圖10所示。

由圖10可知：車架最大位移由5.958 mm減小為5.083 mm，最大應(yīng)力由289.9 MPa減小為170.3 MPa，安全因數(shù)為2.02，最大應(yīng)力位置與優(yōu)化前基本一致，優(yōu)化后車架轉(zhuǎn)彎工況結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度要求。

3.3 模態(tài)分析

AGV運(yùn)輸車在行駛時(shí)，來自路面、傳動軸以及輪胎的不平衡造成運(yùn)輸車振動，振動頻率約為15 Hz。為避免使用過程中出現(xiàn)共振，對車架進(jìn)行模態(tài)分析，車架前6階模態(tài)固有頻率接近0，表明結(jié)構(gòu)基本沒有產(chǎn)生變形；車架7～12階模態(tài)固有頻率分別為21.342、63.137、81.690、103.569、112.790、137.936 Hz。從第7階開始，模態(tài)固有頻率不為0，最小模態(tài)固有頻率為21.342 Hz，大于運(yùn)輸車振動頻率，車架在正常行駛下不會發(fā)生共振。

4 結(jié)論

本文中針對AGV車架應(yīng)力集中問題，構(gòu)建車架有限元仿真模型，分析典型工況下最大應(yīng)力發(fā)生的位置及原因，進(jìn)行仿真優(yōu)化并驗(yàn)證。

1）扭轉(zhuǎn)工況和轉(zhuǎn)彎工況的安全因數(shù)不符合設(shè)計(jì)要求，車架薄弱部位主要位于中間縱梁和第6橫梁連接處、中間縱梁和第3橫梁連接處。

2）增大中間縱梁、第3橫梁、第6橫梁的槽鋼厚度，并在第3橫梁與縱梁交叉處、第6橫梁與縱梁交叉處設(shè)置加強(qiáng)筋，使車架扭轉(zhuǎn)工況最大應(yīng)力由245.6 MPa減小為196.4 MPa，轉(zhuǎn)彎工況最大應(yīng)力從289.9 MPa減小為170.3 MPa，車架結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的2種工況安全因數(shù)均滿足設(shè)計(jì)要求。

3）對優(yōu)化后的車架進(jìn)行模態(tài)分析，最小固有頻率為21.342 Hz，避開了運(yùn)輸車的振動頻率（15 Hz），有效避免低頻共振的發(fā)生。

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Finite element analysis of AGV frame and its optimization

HU Zhongyi， HUANG Xuetao*， XU Yongchao， LIU Zihao， WANG Xiancheng

Automotive Engineering College，Shandong Jiaotong University， Jinan 250357，China

Abstract：In order to solve the problem of cracks in the frame of an automated guided vehicle （AGV） during use， a finite element model of the frame is established based on Solidwork. Hypermesh is used to conduct static analysis of the bending， torsion， turning， and braking conditions of the frame， identifying dangerous conditions and stress concentration areas. The thickness of the channel steel in the middle longitudinal beam， 3rd crossbeam， and 6th crossbeam of the frame is increased， and the thickness of the channel steel in the 3rd crossbeam install reinforcing ribs at the intersection of the 6th crossbeam and longitudinal beam， and conduct static and modal analysis on the optimized torsion and turning conditions of the frame. The results show that the maximum stress in the torsion and turning conditions of the optimized frame has been reduced， and the safety factor meets the design requirements; After optimization， the frame will not experience low-frequency resonance， solving the problem of frame cracks.

Keywords：AGV frame; finite element analysis; static analysis; modal analysis

（責(zé)任編輯：胡曉燕）

收稿日期：2023-07-31

基本項(xiàng)目：國家重點(diǎn)研發(fā)計(jì)劃項(xiàng)目（301051103）

第一作者簡介：胡忠義（1989—），男，山東棗莊人，碩士研究生，主要研究方向?yàn)橛邢拊抡婕夹g(shù)，E-mail：419635052@qq.com

*通信作者簡介：黃雪濤（1978—），男，山東東明人，博士，副教授，主要研究方向?yàn)橛邢拊抡婕夹g(shù)，E-mail：xuetaohuang@163.com。