叉車 AGV結(jié)構(gòu)設(shè)計與仿真分析

李漾 蔡文偉 李偉光

摘要：設(shè)計了一種新型的叉車 AGV結(jié)構(gòu)，適用于智能化自動生產(chǎn)線的物料運送，叉車 AGV主要部分包括底部與兩組舵機和萬向輪連接的對稱式車身機構(gòu)、為貨叉機構(gòu)提供支撐的前移機構(gòu)、由叉架和叉臂等組成貨叉機構(gòu)及采用對角舵輪驅(qū)動的四輪式結(jié)構(gòu)的驅(qū)動機構(gòu)單元。運用有限元仿真方法對叉車 AGV的關(guān)鍵零部件進行了網(wǎng)格化處理，獲得了貨叉及門架的應(yīng)力和位移結(jié)果，表明該叉車 AGV結(jié)構(gòu)具有較高的安全系數(shù)。模態(tài)分析計算表明貨叉的末端和門架的頂部是結(jié)構(gòu)的薄弱部位，容易發(fā)生變形，需進行強化。采用ADAMS軟件對叉車 AGV的穩(wěn)定性進行了動力學(xué)仿真試驗與分析，結(jié)果顯示所設(shè)計的叉車 AGV在不同載荷運行工況下，空載狀態(tài)時車身橫擺角速度最大值為0.42°，當(dāng)載荷1500 kg時車身側(cè)傾角最大值為0.285°，運行性能穩(wěn)定、抗傾覆性強。為新型叉車

AGV的結(jié)構(gòu)設(shè)計與性能分析提供了一種有益的方法。

關(guān)鍵詞：叉車 AGV;結(jié)構(gòu)設(shè)計;有限元;模態(tài)分析;穩(wěn)定性

中圖分類號：TP242.6???????????? 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

文章編號：1009-9492（2021）12-0016-07

開放科學(xué)（資源服務(wù)）標(biāo)識碼（OSID）：

Structural Design and Simulation Analysis of FORKlift AGV

Li Yang1.2，Cai Wenwei2，Li Weiguang2

（1. Foshan Hengsheng Medical Automation Co.， Ltd.， Foshan， Guangdong 528248， China;

2. South China University of Technology， Guangzhou 510640， China）

Abstract： A new type of forklift AGV structure was designed， which was suitable for material transportation in intelligent automatic production lines. The main parts of the forklift AGV included a symmetrical body mechanism with two sets of steering gears and universal wheels at the bottom， and a support for the fork mechanism. Forward mechanism， a fork mechanism composed of a fork frame and a wishbone， and a driving mechanism unit with a four-wheel structure driven by a diagonal helm wheel. The finite element simulation method was used to mesh the key components of the forklift AGV， and the stress and displacement results of the fork and the mast were obtained， which showed that the forklift AGV structure has a high safety factor. Modal analysis calculations showed that the end of the fork and the top of the mast were weak parts of the structure， which were prone to deformation and needed to be strengthened. The ADAMS software was used to conduct a dynamic simulation test and analysis on the stability of the forklift AGV. The results show that the designed forklift AGV under different load operating conditions， the maximum body yaw rate in the no-load state is 0.42°， when the load is 1500 kg the maximum body roll angle is 0.285°， with stable running performance and strong resistance to overturning. The results of this research provide a useful method for the structural design and performance analysis of the new forklift AGV.

Key words： forklift AGV; structural design; finite element; modal analysis; stability

0 引言

制造業(yè)生產(chǎn)車間自動運送物料過程中，除了采用機器人完成上料及下料碼垛外，無輸送帶之間工位物料的自動運送常采用自動引導(dǎo)小車（AGV）， AGV具有按系統(tǒng)設(shè)定的路線或自主導(dǎo)航實現(xiàn)兩個位置間的物料輸送，但缺乏物料上下機構(gòu)，需要人工或機器人輔助上下料。目前傳統(tǒng)叉車通過人工操作可將物料運送到生產(chǎn)線的加工位置，或直接運送至存放地點，但不具備不同工位間的自動導(dǎo)航功能;而單純叉車或 AGV功能的方式不能滿足智能化自動生產(chǎn)線的物料搬運需求，兩者結(jié)合形成具有叉車功能的 AGV （叉車 AGV）是一種較合理的方案。

本文的目的是設(shè)計一種可滿足制造業(yè)智能化生產(chǎn)車間物料搬運需求的新型叉車 AGV ，可適用于智能化自動生產(chǎn)線的物料運送，在主體結(jié)構(gòu)設(shè)計的基礎(chǔ)上，用有限元仿真方法對叉車 AGV的關(guān)鍵零部件進行網(wǎng)格化處理，獲得貨叉及門架的應(yīng)力和位移結(jié)果，表明該叉車 AGV結(jié)構(gòu)具有較高的安全系數(shù)。采用模態(tài)分析計算結(jié)構(gòu)的薄弱部位，采用 ADAMS軟件對叉車 AGV的穩(wěn)定性進行動力學(xué)仿真試驗與分析。

設(shè)計的叉車 AGV的創(chuàng)新點是通過實現(xiàn)叉車的物料移載功能、路徑規(guī)劃、路徑跟蹤等自動化功能，以提高物料搬運的效率。叉車 AGV的結(jié)構(gòu)設(shè)計中，需考慮如下幾個要素：（1） 叉車 AGV可實現(xiàn)物料的搬運、裝卸、移載等基本功能，因而叉車 AGV的結(jié)構(gòu)設(shè)計了貨叉、門架、車身等機構(gòu);（2）車身可實現(xiàn)平面運動、轉(zhuǎn)彎功能;叉臂應(yīng)能實現(xiàn)高度調(diào)節(jié)、前后向調(diào)節(jié)、橫向間距調(diào)節(jié)、俯仰調(diào)節(jié);（3）車體應(yīng)轉(zhuǎn)向靈活，能在狹窄的區(qū)域轉(zhuǎn)向;

（4） 所有運動采用電機驅(qū)動。

1 叉車AGV結(jié)構(gòu)設(shè)計

設(shè)計的叉車 AGV主要由車身、前移機構(gòu)、貨叉、驅(qū)動機構(gòu)4部分組成，如圖1所示。主要參數(shù)如表1所示。

1.1 車身

車身采用對稱式的結(jié)構(gòu)，左右兩邊的底部與兩組舵機和萬向輪連接，內(nèi)側(cè)有軌道，與前移機構(gòu)相連。上部作為橋梁與兩個底座相連;車身的平衡塊可平衡叉車 AGV的重心位置，如圖2所示。

1.2 前移機構(gòu)

前移機構(gòu)為貨叉機構(gòu)提供支撐，包括門架、底座、移動輪、起升油缸等。電機驅(qū)動4個移動輪沿車身左右底座的內(nèi)側(cè)軌道移動;起升油缸由液壓系統(tǒng)提供動力、驅(qū)動貨叉升降，底部有鏈輪，與貨叉通過鏈條連接，門架起支撐作用，如圖3所示。

1.3 貨叉

貨叉由叉架和叉臂等組成，叉臂通過卡槽和緊固螺釘與叉架相連，叉架與門架系統(tǒng)的支撐梁接觸，同時通過鏈條與門架系統(tǒng)的鏈輪連接，如圖4所示。

1.4 驅(qū)動機構(gòu)

本結(jié)構(gòu)采用臥式舵輪，采用對角舵輪驅(qū)動的四輪式結(jié)構(gòu)，如圖5所示。圖5（a）中陰影部分為舵輪，舵輪采用雙電機驅(qū)動，可實現(xiàn)零半徑轉(zhuǎn)向運動。

2 關(guān)鍵部件的有限元分析

為驗證所設(shè)計的叉車 AGV的結(jié)構(gòu)是否穩(wěn)定，用有限元分析方法對叉車 AGV三維模型進行強度分析和模態(tài)分析，以驗證結(jié)構(gòu)在正常工作狀態(tài)下的應(yīng)力和位移[1]、結(jié)構(gòu)是否會產(chǎn)生共振從而影響工作性能和壽命[2]。設(shè)計中采用 ABAQUS軟件對叉車 AGV貨叉和前移機構(gòu)的門架進行仿真分析。

2.1 關(guān)鍵零部件強度分析

針對重載荷的貨叉和前移機構(gòu)的門架部件進行強度分析。

2.1.1 創(chuàng)建部件和劃分網(wǎng)格

通過 hypermesh 軟件創(chuàng)建六面體網(wǎng)格得到六面體網(wǎng)格化的貨叉部件及門架，如圖6所示。

步驟如下：

（1） 通過 Solidworks 建立零件模型組裝成裝配體，輸出三維模型文件.step格式文件;

（2） 在 hypermesh 軟件中導(dǎo)入三維模型文件，對模型進行網(wǎng)格劃分;

（3） 由 hypermesh軟件導(dǎo)出.inp格式文件;

（4） 將文件導(dǎo)入 ABAQUS ，生成部件或裝配體。

2.1.2 設(shè)置材料和截面特性

貨叉和門架系統(tǒng)承受主要載荷，是叉車 AGV 的關(guān)鍵部件。貨叉材料選40Cr ，門架材料選16Mn ，特性如表2所示。

2.1.3 施加載荷及邊界條件

對實際工況進行分析，確定零件實際接觸的物體對零件施加作用力的物體以及零件的運動自由度，將零件受到約束的自由度方向進行限制。

（1） 貨叉的載荷設(shè)置：叉架承受的載荷分別是貨物的質(zhì)量、自身的重力、門架施加的作用力以及鏈條施加的拉力;貨叉的邊界條件設(shè)置：當(dāng)貨叉和門架沒有相對位移時，貨叉的4個輪子無相對運動，在鏈條的拉力和門架的重力作用下輪子靜止，為簡化分析，將4個輪子完全固定。

（2） 門架的載荷設(shè)置：門架主要受到重力和叉架施加的壓力，以及叉架運動施加的摩擦力;門架的邊界條件設(shè)置：門架采用焊接方式固定在前移機構(gòu)上，門架的底面固定不動。

在設(shè)置完以上步驟后，計算得到了貨叉的應(yīng)力、位移分析結(jié)果，如圖7所示。

貨叉的最大應(yīng)力位置在貨叉的轉(zhuǎn)折處，由圖7（a）可知計算最大值為356 MPa 。塑性材料可用第一強度理論來進行校核[4]，如下：

式中： nA 為安全系數(shù)，本設(shè)計取2;σ為材料的屈服強度，根據(jù)表2取值785。

將數(shù)值代入式（1） 得： 356≤785/2，故貨叉的設(shè)計滿足強度要求。

門架系統(tǒng)應(yīng)力位移有限元計算如圖8所示，由圖可知，最大應(yīng)力位置在門架系統(tǒng)底部，為58.52 MPa 。根據(jù)式（ 1），將數(shù)值代入得： 58.52≤345/2，門架能滿足設(shè)計要求，仿真分析結(jié)果證明結(jié)構(gòu)合理。

2.2 關(guān)鍵零部件模態(tài)分析

叉車 AGV 運行中，由于地面不平及叉車 AGV 運動，導(dǎo)致車身承受載荷變化，特別是當(dāng)承受到的外界沖擊力的頻率和門架以及貨叉結(jié)構(gòu)部件的固有頻率一致時，叉車 AGV車身會與振源發(fā)生結(jié)構(gòu)共振現(xiàn)象，出現(xiàn)受力或者扭矩增大，導(dǎo)致車身或者零部件工作失穩(wěn)[5]。因此，對叉車 AGV進行結(jié)構(gòu)設(shè)計時不僅要滿足強度要求，還要對結(jié)構(gòu)進行模態(tài)分析，保證叉車 AGV關(guān)鍵部件的結(jié)構(gòu)固有頻率不會和外界激勵頻率段重疊，影響叉車 AGV 的正常使用和使用壽命。叉車 AGV的車身和驅(qū)動機構(gòu)相連，中間設(shè)置有減振裝置，而貨叉和前移機構(gòu)沒有緩沖減振裝置，并且是與重物直接接觸的部位，應(yīng)重點分析，本設(shè)計采用 ABAQUS軟件分析門架和貨叉。

2.2.1 用于模態(tài)分析的微分方程

模態(tài)分析的微分方程如下[6]：

式中：M 為叉車 AGV的質(zhì)量; C 為叉車 AGV的阻尼; x? 為叉車 AGV的速度;為叉車 AGV的加速度;f （t）為外力向量。

根據(jù)式（2），定義f （t）作為零矩陣，因阻尼對于結(jié)構(gòu)的影響較小，忽略不計。考慮物體結(jié)構(gòu)是自由簡諧運動，位移是正弦的函數(shù)，則有[7]：

式中： ξ為節(jié)點振幅; w 為振動圓頻率; ?為振動初相位;t 為時間。

將式（2） 和（3） 聯(lián)立求解，得到：

式（4）中存在非零解的要求是系數(shù)的行列式都為0，如下：

由此可得：

式（6）中矩陣的階數(shù)等于 n 時，方程有實數(shù)解。

由式（7） 可解出一組離散根λi =1，2， … ， n，把式（4）和 （6）聯(lián)立得到對應(yīng)的矢量ξi i =1， 2， … ， n，得到式（8），即為 ABAQUS模態(tài)分解的計算式：

2.2.2 ABAQUS模態(tài)分解的流程

模態(tài)分解的流程和強度分析的流程如下：（1） 創(chuàng)建部件和劃分網(wǎng)格，使用上一節(jié)的網(wǎng)格化模型進行分析;（2） 設(shè)置材料和截面特性，材料屬性如表2所示;（3） 設(shè)置分析步和變量輸出，模態(tài)分解的分析步需要選擇一個線性分析步類型[8]; （4） 施加載荷和邊界條件，與上一節(jié)強度分析的設(shè)置一致。

2.2.3 模態(tài)分析結(jié)果

系統(tǒng)根據(jù)微分方程解出的離散根獲得不同模態(tài)階數(shù)的特征頻率，模態(tài)分析計算的前6階結(jié)果如表3所示。模態(tài)分析振型如圖9所示，第1階振型是剛體模態(tài)無變形;第2～5階振型為純彎曲變形，發(fā)生在貨叉的末端部位;第6階振型為彎扭組合，貨叉末端彎曲，門架頂部扭轉(zhuǎn)。從模態(tài)分析的振型圖可以看出，在貨叉的末端和門架的頂部是結(jié)構(gòu)的薄弱部位，容易發(fā)生變形，需進行加強。

2.2.4 外界激勵頻率

叉車 AGV工作時，門架和貨叉受到的外界激勵主要來自于路面和電機，導(dǎo)致叉車 AGV各部件產(chǎn)生振動，如外界激勵頻率區(qū)間和叉車 AGV的門架與貨叉組件的固有頻率發(fā)生重疊，則易引起門架共振，影響正常使用，產(chǎn)生激振的頻率為[9]：

式中：f為時間頻率，Hz ;n 為空間頻率，m-1;v 為叉車 AGV的縱向速度，m/s。

根據(jù)表1，叉車 AGV規(guī)定的最大行駛速度為0.9 m/s。廠區(qū)倉庫的路面平度等級和 B 級路面近似，空間頻率范圍為0.0625～0.125 m-1。

由式（9） 計算出叉車行駛過程中來自路面的激勵頻率為0.05625～0.1125 Hz ，不會與叉車發(fā)生諧振。

來自電機的激勵，主要是電機轉(zhuǎn)動所導(dǎo)致。

式中：f為電源頻率，與門架系統(tǒng)自振頻率不重合。

根據(jù)前面的模態(tài)分析的結(jié)果（表3），叉車 AGV門架和貨叉組成的整體系統(tǒng)在7～12階的模態(tài)頻率和來自路面及電機的激勵頻率沒有重疊部分，不會引起叉車 AGV發(fā)生共振現(xiàn)象。

經(jīng)設(shè)計后試制的叉車 VAG樣機如圖10所示。

3 叉車AGV運行穩(wěn)定性分析

3.1 穩(wěn)定性及評價指標(biāo)

3.1.1 穩(wěn)定性

叉車的門架系統(tǒng)、車身上的配重以及零件都會對重心位置產(chǎn)生影響，導(dǎo)致叉車 AGV質(zhì)量分布不均，有可能會產(chǎn)生傾覆的風(fēng)險，所以需要對其進行穩(wěn)定性的分析[10]。穩(wěn)定性有橫向和縱向之分，也有靜態(tài)和動態(tài)之分[11]。叉車的靜態(tài)穩(wěn)定性是指叉車在非工作狀態(tài)下靜止時的穩(wěn)定性，或者在工作時插起重物時靜止后的穩(wěn)定性;動態(tài)穩(wěn)定性是指叉車移動時的穩(wěn)定性。導(dǎo)致叉車 AGV失穩(wěn)側(cè)翻的因素如下。

（1） 行駛因素。叉車 AGV運動速度較快，在進行轉(zhuǎn)向時會有側(cè)翻的風(fēng)險;載著重物進行大角度轉(zhuǎn)彎時容易產(chǎn)生側(cè)翻。

（2） 車身因素。車身重量分布不對稱，或者載著不對稱的重物，容易導(dǎo)致發(fā)生傾覆。并且，AGV叉車的輪子隨著磨損的加劇，高度會不一致，也可能會導(dǎo)致車身向一側(cè)傾斜，發(fā)生側(cè)翻。

3.1.2 評價指標(biāo)

穩(wěn)定性評定指標(biāo)主要有3項[12]，分別介紹如下。

（1） 橫擺角速度

叉車 AGV在空間中的運動可以分解為縱向運動、橫向運動和橫擺運動3種。橫擺角速度 we ，即橫擺角θe 對時間的微分，而橫擺角θe 是指車身繞垂直軸的偏轉(zhuǎn)角。

（2） 車身側(cè)傾角

車身側(cè)傾角小同樣是反映叉車 AGV行駛過程中的穩(wěn)定性指標(biāo)之一，能夠反映叉車 AGV在車身橫向方向擺動的角度，其定義如下：

式中： M小為側(cè)傾力矩;小為總側(cè)傾角剛度。

（3） 四輪壓地力

4個輪子所受到的壓力，來自于車體以及車身所受到的載荷，由于車體在設(shè)計上是對稱的，施加給兩側(cè)輪子的壓力大致是相同的，因此通過檢測四輪的壓地力可以反映叉車 AGV 所受到的載荷的分布，從而反映叉車 AGV是否平穩(wěn)，是否朝一側(cè)傾倒。

3.2 仿真試驗

為了驗證操縱穩(wěn)定性評價指標(biāo)的可靠性和叉車 AGV的操縱穩(wěn)定性，運用 ADAMS 分析軟件，設(shè)置4組仿真實驗：第1組空載試驗，給定速度1 m/s ;第2組滿載1500 kg ，給定速度1 m/s ;第3組滿載1500 kg ，給定速度1 m/s ，并將重物舉升1 m;第4組空載給定速度1 m/s ，在穩(wěn)定運行后一段時間輸入超越實際極限情況的前后輪轉(zhuǎn)角參數(shù)。試驗?zāi)康氖菫榱蓑炞C叉車 AGV的橫擺角速度、側(cè)傾角和四輪壓地力等穩(wěn)定性評價指標(biāo)的有效性。

每一組試驗分為3段：第一段是加速階段，速度從0加速至1 m/s ，時間為5 s ;第二階段是直行階段，保持1 m/s 的速度，運行區(qū)間5～15 s ;第三階段是轉(zhuǎn)彎階段，輸入前后輪偏角參數(shù)。前驅(qū)動輪轉(zhuǎn)角輸入10.6°，后驅(qū)動輪轉(zhuǎn)角輸入6°，運行區(qū)間從15 s至結(jié)束。

試驗中叉車 AGV 質(zhì)心位置坐標(biāo)如表4所示。表中，坐標(biāo)原點設(shè)置在后驅(qū)動輪的輪心處，x 軸方向是為叉車 AGV的前進方向，y 軸方向為叉車 AGV的橫向方向，z 為豎直向上。滿載時，重物離地高度為1 m。

為了驗證叉車 AGV在工作狀態(tài)下的操縱穩(wěn)定性，每一組試驗分為三段：第一段是加速階段，速度從0加速至1 m/s ，時間為5 s ;第二階段是直行階段，保持1 m/s 的速度，時間是5～15 s ;第三階段是轉(zhuǎn)彎階段，前驅(qū)動輪轉(zhuǎn)角輸入10.6°，后驅(qū)動輪轉(zhuǎn)角輸入6°，時間從15 s 一直到結(jié)束。

利用 ADAMS仿真分析叉車 AGV穩(wěn)定性過程中較為關(guān)鍵一步是對輪胎和地面建模。輪胎作為叉車 AGV和地面直接接觸的部分，承受地面的摩擦力和叉車 AGV的壓力，是影響叉車 AGV 行駛穩(wěn)定性的因素之一。ADAMS 中的輪胎模型影響叉車 AGV橫向移動阻力和縱向前進摩擦力，因此要選擇合適的輪胎模型[13]，ADAMS中可供選擇的特性類型主要有 MF-Tyre、Pacejka89、PAC2002模型、Fiala模型、UA 模型等。為簡化計算，選用 Fiala車胎模型和2D_flat路面模型。根據(jù)實際情況對特性文件的參數(shù)進行修改后添加到模型中。關(guān)鍵參數(shù)采用表1所列數(shù)據(jù)，整體 ADAMS模型如圖11所示。圖中叉車 AGV的運動副分為貨叉部分沿豎直梁架的上下移動副、前移機構(gòu)的前后移動副、兩個驅(qū)動輪和兩個萬向輪的轉(zhuǎn)向和直行的轉(zhuǎn)動副，驅(qū)動機構(gòu)包括前后舵輪的轉(zhuǎn)向和直行4個驅(qū)動副，對轉(zhuǎn)向轉(zhuǎn)動副及直行轉(zhuǎn)動副分別施加角度 step 函數(shù)、驅(qū)動力矩。

為測量橫擺角速度和車身側(cè)傾角，在車身頂部的中間位置建立了一個 Marker點，如圖12所示，該 Marker點的坐標(biāo)系原始位置和全局坐標(biāo)系方向一致，在運動過程中會產(chǎn)生偏差，因此根據(jù)該點與全局坐標(biāo)系的轉(zhuǎn)角便可以測得叉車 AGV的橫擺角和車身側(cè)傾角，建立的測量項如圖13所示。

（1） 叉車 AGV空載狀態(tài)仿真試驗

圖14為叉車AGV空載狀態(tài)仿真試驗曲線，圖 14（a）中，車身側(cè)傾角在轉(zhuǎn)彎時發(fā)生最大值為0.12°的變化;圖 14（b）表明，橫擺角速度也在轉(zhuǎn)彎時開始變化，從0緩慢變化至0.42°/s ，然后逐漸減少;圖 14（c）表明，轉(zhuǎn)彎時四輪壓地力發(fā)生波動，穩(wěn)定后的壓力大小和轉(zhuǎn)彎前大小一致，后驅(qū)動輪受力為13058.04 N ，后萬向輪受力為12946.43 N ;前驅(qū)動輪受力為6082.59 N ，前萬向輪受力為5803.57 N 。4個輪子的受力總和為38223 N ，即叉車 AGV的重力，在轉(zhuǎn)彎時，左邊兩輪受力值呈現(xiàn)不斷增大的變化趨勢，右邊兩輪受力值呈現(xiàn)不斷減小的變化趨勢，揭示叉車向左側(cè)轉(zhuǎn)彎時的運動受力狀態(tài)。

（2） 叉車 AGV加載狀態(tài)仿真試驗

叉車 AGV加載1500 kg重物后，在轉(zhuǎn)彎處發(fā)生側(cè)傾的最大角度值為0.285°、約66 s時橫擺角速度最大值為0.28°/s ，橫擺角速度的波動有所加劇;后驅(qū)動輪受力為12883.93 N ，后萬向輪受力為12723.21 N ;前驅(qū)動輪受力為13571.43 N ，前萬向輪受力為13750 N 。4個輪子的受力總和為52930 N ，如圖15所示。

（3） 叉車 AGV加載重物后舉升狀態(tài)下的仿真試驗叉車AGV加載1500 kg重物并舉升1 m后，轉(zhuǎn)彎處的側(cè)傾角最大值為0.125°、橫擺角速度最大值為0.315°/s，橫擺角速度的波動加大，但運行狀態(tài)尚未失穩(wěn);后驅(qū)動輪受力為13125 N ，后萬向輪受力為13125 N ;前驅(qū)動輪受力為13336.207 N ，前萬向輪受力為13343.600 N，如圖16所示。

（4） 空載大角度參數(shù)試驗

試驗中在65s時輸入不合理的大角度轉(zhuǎn)彎參數(shù)，隨即側(cè)傾角、橫擺角速度和車身側(cè)傾角發(fā)生變化，側(cè)傾角、橫擺角速度以及四輪壓地力在76 s處開始出現(xiàn)大幅度變化，隨后急劇變化，表明已出現(xiàn)失穩(wěn)現(xiàn)象，如圖17所示。

對比以上4組實驗，可以得到結(jié)論：當(dāng)叉車 AGV滿載時，其穩(wěn)定性保持不變，4個輪子的受力變化幅度不大。當(dāng)前后輪偏角設(shè)定不合適時，車身側(cè)傾角、橫擺角速度和四輪壓地力急劇變化，導(dǎo)致叉車 AGV的運行工況不正常。這也表明本研究中采用橫擺角速度、側(cè)傾角和四輪壓地力作為穩(wěn)定性評價指標(biāo)是有效的。

4 結(jié)束語

設(shè)計的叉車 AGV具有車身、前移機構(gòu)、貨叉、驅(qū)動機構(gòu)等機構(gòu)，采用有限元計算對重載荷的貨叉和前移機構(gòu)的門架部件進行強度分析表明機構(gòu)可滿足使用要求。對關(guān)鍵零部件的模態(tài)分析表明：貨叉的末端和門架的頂部是結(jié)構(gòu)的薄弱部位，容易發(fā)生變形，需進行強化。當(dāng)運動速度為1 m/s時，滿載1500 kg重物，舉升1 m ，所設(shè)計的叉車 AGV能滿足正常工作條件。叉車 AGV在不同載荷運行工況下，空載狀態(tài)時車身橫擺角速度最大值為0.42°，當(dāng)載荷1500 kg時車身側(cè)傾角最大值為0.285°，運行性能穩(wěn)定，抗傾覆性強、不會發(fā)生橫向或側(cè)向的傾覆。本研究成果為新型叉車 AGV的結(jié)構(gòu)設(shè)計與性能分析提供了一種有益方法。

參考文獻(xiàn)：

[1]王繼軒.基于人機配合系統(tǒng)對叉車結(jié)構(gòu)功能的改進與優(yōu)化[D].新鄉(xiāng)：河南科技學(xué)院， 2020.

[2]張永根.高效節(jié)能緊湊型內(nèi)燃叉車設(shè)計及降噪研究[D].杭州：浙江工業(yè)大學(xué)， 2019.

[3]張靈曉， 喬常鑫.基于 ABAQUS的某型雙前驅(qū)三支點電動叉車車架靜態(tài)強度分析[J].價值工程， 2017，36（32）：104-105.

[4]鄭尚敏.基于 ANSYS的前移式叉車門架小車優(yōu)化設(shè)計[J].機械工程師， 2021（1）：66-68.

[5]胡沖.電動平衡重式叉車轉(zhuǎn)向機構(gòu)的設(shè)計與研究[D].杭州：浙江工業(yè)大學(xué)， 2017.

[6]童水光 ， 苗嘉智 ， 童哲銘 ， 等.內(nèi)燃叉車車架靜動特性有限元分析及優(yōu)化[J].浙江大學(xué)學(xué)報（工學(xué)版）， 2019，53（9）：1637-1646.

[7]陳云.叉車門架疲勞壽命的實驗與仿真研究[D].廈門：廈門大學(xué)， 2018.

[8]于河山， 張增密， 葉俊， 等.基于 ANSYS Workbench 的叉車驅(qū)動橋橋體動靜態(tài)特性分析[J].機械研究與應(yīng)用， 2019，32（2）：87-89.

[9]毋琦.前移式高位叉車門架系統(tǒng)的有限元分析和優(yōu)化[D].杭州：浙江工業(yè)大學(xué)， 2013.

[10]長春汽車研究所. GB/T 7031-1986：車輛振動輸入路面平度表示方法[S].北京：國家標(biāo)準(zhǔn)局.

[11] Beom K J， Woonchul S， Hak P J. Stability Analysis of Counter? balanced? Forklift? Trucks[J]. Journal? of the? Korean? Society? of Safety， 2015，30（2）：1-8.

[12] Huang J， Xiao B. Variable steering ratio design and handling stability research for steer-by-wire forklift[J]. Advances in Me? chanical Engineering， 2019， 11（3）.

[13]夏光， 杜克， 謝海， 等.基于側(cè)傾分級的叉車橫向穩(wěn)定性變論域模糊控制[J].機械工程學(xué)報， 2019，55（12）：157-167.

第一作者簡介：李漾（1987-），男，江西南昌人，博士，研究領(lǐng)域為智能制造與企業(yè)管理，已發(fā)表論文3篇。

（編輯：王智圣）