集裝箱自動(dòng)卸貨系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與有限元分析

蔡校宇，胡俊宏，李明鵬，王興隆

（沈陽(yáng)工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，沈陽(yáng) 110870）

0 引言

目前，隨著社會(huì)生產(chǎn)力的進(jìn)一步發(fā)展和科技水平的不斷提高，越來(lái)越多的倉(cāng)儲(chǔ)公司開(kāi)始將自動(dòng)化設(shè)備應(yīng)用到物流分揀、搬運(yùn)中來(lái)，自動(dòng)化設(shè)備逐漸在倉(cāng)儲(chǔ)領(lǐng)域普及開(kāi)來(lái)。目前大多數(shù)企業(yè)卸貨工作仍處于人工搬運(yùn)的階段，這無(wú)疑會(huì)消耗大量的人力，制約物流運(yùn)輸速度的發(fā)展[1]。為了避免非必要的人員接觸，倉(cāng)儲(chǔ)行業(yè)開(kāi)始使用自動(dòng)卸貨設(shè)備來(lái)代替人力勞動(dòng)，降低人力成本和工作強(qiáng)度，提高衛(wèi)生水平[2]。

針對(duì)港口集裝箱卸貨工作，本文設(shè)計(jì)一種集裝箱自動(dòng)卸貨系統(tǒng)，可實(shí)現(xiàn)對(duì)裝滿貨箱的集裝箱的自動(dòng)卸貨工作。

1 集裝箱自動(dòng)卸貨系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

1.1 整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

自動(dòng)卸貨車(chē)的機(jī)械結(jié)構(gòu)主要由抓取裝置、承料盤(pán)、擺臂系統(tǒng)、底盤(pán)系統(tǒng)4部分組成。由于集裝箱內(nèi)貨箱高度不同，所以要求卸貨機(jī)器人的抓取裝置在水平垂直方向都可以自由移動(dòng)。可通過(guò)擺臂調(diào)整承料盤(pán)的高度，通過(guò)承料盤(pán)與擺臂之間的電動(dòng)推桿可以調(diào)節(jié)承料盤(pán)的角度，以便抓取最高層貨箱和最底層貨箱。動(dòng)力傳遞部分包括減速交流電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)齒輪副，將動(dòng)力傳遞到擺臂驅(qū)動(dòng)軸上，帶動(dòng)擺臂?？紤]貨箱的材質(zhì)、質(zhì)量、體積的不同以及一次作業(yè)可以抓取多個(gè)貨箱的工作要求，要求抓取裝置具有較強(qiáng)且穩(wěn)定的抓取能力，故采用氣動(dòng)控制系統(tǒng)的多個(gè)真空吸盤(pán)作為拉取貨箱的動(dòng)力來(lái)源。同時(shí)自動(dòng)卸貨系統(tǒng)具有識(shí)別貨箱的功能，能夠自動(dòng)判斷作業(yè)位置，所以在卸貨系統(tǒng)前方安裝了能識(shí)別圖像的視覺(jué)傳感器。底盤(pán)系統(tǒng)采用履帶傳動(dòng)結(jié)構(gòu)。在底盤(pán)兩端分別安裝一個(gè)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)，兩個(gè)電動(dòng)機(jī)同時(shí)工作實(shí)現(xiàn)底盤(pán)的前進(jìn)和后退，電動(dòng)機(jī)單獨(dú)工作實(shí)現(xiàn)底盤(pán)的轉(zhuǎn)向。其三維設(shè)計(jì)圖如圖1所示。

圖1 卸貨系統(tǒng)三維設(shè)計(jì)圖

1.2 自動(dòng)卸貨系統(tǒng)的控制流程

自動(dòng)卸貨系統(tǒng)的工作順序?yàn)椋菏紫韧ㄟ^(guò)底盤(pán)行車(chē)系統(tǒng)將自動(dòng)卸貨車(chē)運(yùn)動(dòng)到距集裝箱合適位置，從頂層貨箱開(kāi)始作業(yè)，伸出氣動(dòng)吸盤(pán)抓取貨箱將其拖到電動(dòng)托輥組后切斷吸盤(pán)動(dòng)力，通過(guò)電動(dòng)托輥組和續(xù)傳機(jī)構(gòu)將貨箱運(yùn)輸?shù)娇珊笃诩友b的輸送機(jī)上；每層動(dòng)作完畢，調(diào)整承料盤(pán)和搖擺臂的角度到下一層由高到低作業(yè)。自動(dòng)卸貨系統(tǒng)的控制流程如圖2所示。

圖2 控制流程圖

2 有限元靜應(yīng)力分析

有限元的基本原理是將整體模型分解成有限個(gè)小單元，小單元彼此連接，通過(guò)給每一個(gè)小單元假設(shè)一個(gè)近似值，從而推導(dǎo)出滿足整體的條件，最終得到正確的解[3]。

2.1 齒輪靜應(yīng)力分析

自動(dòng)卸貨系統(tǒng)工作時(shí)，通過(guò)擺臂底座上的減速電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)齒輪，從而調(diào)整搖擺臂的角度，齒輪所承受的轉(zhuǎn)矩比較大，所以對(duì)齒輪的強(qiáng)度要求很高。在工程領(lǐng)域中，通常齒輪傳動(dòng)的齒輪均為金屬材料的軟齒面齒輪，主、從動(dòng)齒輪齒面的硬度差一般為30～50 HBS左右[4-5]。本課題主齒輪材料采用40Cr（調(diào)質(zhì)），從動(dòng)齒輪采用45鋼（調(diào)質(zhì)），兩者硬度差約為40 HBS，符合齒輪傳動(dòng)齒輪材料選擇的基本原則。

現(xiàn)針對(duì)齒輪副的一個(gè)嚙合過(guò)程（即從主動(dòng)齒輪齒根與從動(dòng)齒輪齒頂接觸，運(yùn)動(dòng)到主動(dòng)齒輪齒頂與從動(dòng)齒輪齒根接觸的過(guò)程）進(jìn)行靜應(yīng)力分析。以嚙合過(guò)程中一個(gè)角度為例，首先將齒輪SolidWorks模型導(dǎo)入ANSYS Workbench中對(duì)其材料屬性進(jìn)行定義，如表1所示。

表1 材料屬性

ANSYS中通過(guò)定義接觸對(duì)傳遞動(dòng)力來(lái)模擬真實(shí)傳遞情況。其中齒輪與齒輪間接觸類(lèi)型為無(wú)摩擦接觸。由于擴(kuò)展拉格朗日乘子法有良好的特性和靈活性，所以此方法也是最為常用的算法，在該分析中也采用了此方法[6]。設(shè)置完接觸后對(duì)齒輪副進(jìn)行網(wǎng)格劃分，首先利用Workbench中的Designmodeler插件對(duì)齒輪進(jìn)行切分，將兩齒輪相接觸的輪齒部分切分出來(lái)，對(duì)其單獨(dú)進(jìn)行網(wǎng)格加密處理，其他部分自動(dòng)生成網(wǎng)格，這種處理方式可較大程度地提高求解速度和結(jié)果準(zhǔn)確度。對(duì)切分后的輪齒部分采用六面體方法并且網(wǎng)格單元尺寸設(shè)置為4 mm，劃分后共形成18 310個(gè)單元，48 346 個(gè) 節(jié)點(diǎn)，劃分后的網(wǎng)格如圖3所示。

圖3 齒輪網(wǎng)格模型

對(duì)主動(dòng)齒輪軸面施加圓柱約束，并使其具有周向自由度，施加需要傳遞大小為22 550 N·m的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩。對(duì)從動(dòng)齒輪軸面施加固定約束。

定義完約束和載荷后即可對(duì)齒輪副的接觸應(yīng)力進(jìn)行求解。由圖4、圖5可知，齒輪嚙合過(guò)程中的應(yīng)力分布主要集中于齒面接觸處以及齒輪的齒根處。齒輪根部的應(yīng)力集中將導(dǎo)致齒輪齒根處裂紋和斷裂的發(fā)生，影響齒輪的工作壽命[7]。

圖4 齒輪等效應(yīng)力云圖

圖5 齒面應(yīng)力分布圖

按以上步驟將齒輪的一個(gè)嚙合過(guò)程拆解為多個(gè)角度進(jìn)行靜應(yīng)力分析，近似求解齒輪在一個(gè)嚙合過(guò)程中的齒輪齒面接觸應(yīng)力變化，得到接觸應(yīng)力隨主動(dòng)齒輪角度變化的插值曲線（如圖6）。由圖6可知，齒輪副在一個(gè)嚙合過(guò)程中其齒面接觸應(yīng)力呈現(xiàn)先上升、后下降的趨勢(shì)，在主動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)15°左右位置時(shí)，齒面接觸應(yīng)力達(dá)到最大，為602.53 MPa。

圖6 齒面接觸應(yīng)力變化曲線

齒輪許用接觸應(yīng)力公式如下：

式中：σHlim為接觸疲勞極限，N/mm2；SHmin為接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)；ZN為接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)。

經(jīng)過(guò)查詢，接觸疲勞極限σHlim1=735 N/mm2，σHlim2=647 N/mm2，取接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)ZN1=ZN2=1，取接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù)SHmin=1。

經(jīng)計(jì)算：

[σH1]=735×1÷1=735 MPa；[σH2]=647×1÷1=647 MPa。

由圖9可知齒輪的最大接觸應(yīng)力為602.53 MPa，小于齒輪的許用接觸應(yīng)力，無(wú)明顯變形，故齒輪副的設(shè)計(jì)符合要求，滿足齒輪的剛度要求。

2.2 擺臂機(jī)構(gòu)靜應(yīng)力分析

利用SolidWorks軟件對(duì)自動(dòng)卸貨系統(tǒng)進(jìn)行建模，對(duì)自動(dòng)卸貨系統(tǒng)擺臂機(jī)構(gòu)從最低點(diǎn)運(yùn)動(dòng)到最高點(diǎn)（如圖7）進(jìn)行靜應(yīng)力分析。

圖7 擺臂機(jī)構(gòu)極限位置

對(duì)擺臂機(jī)構(gòu)進(jìn)行簡(jiǎn)化，以最低位置為例將其SolidWorks模型導(dǎo)入ANSYS Workbench。材料選用系統(tǒng)默認(rèn)的結(jié)構(gòu)鋼。定義完接觸之后對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，劃分后共形成60 468個(gè)單元，118 037個(gè)節(jié)點(diǎn)，劃分后的網(wǎng)格如圖8所示。

圖8 擺臂機(jī)構(gòu)網(wǎng)格模型

利用SolidWorks軟件對(duì)成效盤(pán)和貨箱進(jìn)行質(zhì)量評(píng)估，得出其質(zhì)量為436.591 kg，故在前位板施加4279 N方向向下的力，對(duì)擺臂底座的12個(gè)螺栓孔施加固定約束。

定義完約束和載荷后，對(duì)擺臂機(jī)構(gòu)的應(yīng)力進(jìn)行求解，得出擺臂機(jī)構(gòu)的應(yīng)力云圖和形變?cè)茍D如圖9、圖10所示。再添加4個(gè)等效應(yīng)力求解，分別得到擺臂底座、搖擺臂、前位板和拉桿的應(yīng)力云圖。

圖9 擺臂機(jī)構(gòu)應(yīng)力云圖

圖10 擺臂機(jī)構(gòu)形變?cè)茍D

按以上步驟對(duì)擺臂機(jī)構(gòu)從最低點(diǎn)運(yùn)動(dòng)到最高點(diǎn)的過(guò)程選取多個(gè)角度進(jìn)行靜應(yīng)力分析，近似求解擺臂機(jī)構(gòu)從最低點(diǎn)運(yùn)動(dòng)到最高點(diǎn)的應(yīng)力變化，得到擺臂底座、搖擺臂、前位板、拉桿應(yīng)力和形變隨角度變化的插值曲線，如圖11、圖12所示。

圖11 擺臂機(jī)構(gòu)應(yīng)力曲線

由圖11、圖12可知，底座為擺臂機(jī)構(gòu)工作過(guò)程中所受應(yīng)力最大的部件，最大接觸應(yīng)力為95.322 MPa。前位板為變形最大的部件，最大形變?yōu)?.83 mm，在可接受的范圍之內(nèi)，符合設(shè)計(jì)要求。

3 結(jié)語(yǔ)

本文以集裝箱自動(dòng)卸貨系統(tǒng)為研究對(duì)象，對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計(jì)。對(duì)齒輪一個(gè)嚙合過(guò)程和擺臂機(jī)構(gòu)從最低點(diǎn)運(yùn)動(dòng)到最高點(diǎn)的工作過(guò)程選取多個(gè)角度進(jìn)行靜應(yīng)力分析，得出相對(duì)應(yīng)的插值曲線，通過(guò)分析結(jié)果與齒輪的許用接觸應(yīng)力比較驗(yàn)證，該設(shè)計(jì)有效可行，為倉(cāng)儲(chǔ)行業(yè)實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化卸貨奠定了基礎(chǔ)。

圖12 擺臂機(jī)構(gòu)形變曲線