新型室外重载AGV 机械结构设计与分析

杨建强，焦学健，杨磊，苏泽鹏，王怀谦，刘建磊

（255049 山东省 淄博市 山东理工大学 交通与车辆工程学院）

0 引言

随着工业4.0 和中国制造2025 的到来，智能化和自动化将是制造业企业追求的目标，在这种发展形势下，自动导引车AGV（Automatic guided vehicle）成为柔性物流系统和自动仓储系统不可缺少的重要组成部分，必将为企业发展提供前进的动力。AGV 一般由机械系统、动力系统、控制系统组成，可以说它是机械工程、计算机工程、控制工程以及人工智能多学科融合的前沿产品[1]。目前，国内企业所使用的AGV大多为室内轻载型，载重量在3 t 以下，企业需求室外重载型AGV，而AGV 载重量和室外运行能力的提高，机械系统的设计是决定重载AGV 成败的关键。

1 重载AGV 机械结构分析设计

重载AGV 设计目标的实现需要机械系统解决以下两个方面的问题：（1）合理的舵轮减震系统：必须保证在复杂的地面环境下驱动轮始终与地面贴紧，从而保证具有足够的附着力使AGV前进；（2）合理的车架结构：AGV 车架必须具有足够的强度和刚度以及电子设备安装空间，保证AGV 具有足够的承载能力，能适应多种工况而不发生破坏。基于以上两点要求，对重载AGV的机械结构进行了分析设计。

1.1 减震系统分析设计

重载AGV 舵轮减震系统的作用与传统车辆减震系统的作用略有不同，本文重载AGV 的轮系布局为4+2 结构，即4 个万向支撑轮和2 个舵轮驱动轮，2 个舵轮对称安装在车体横向中心线上，舵轮的作用为提供AGV 前进的驱动力，而全部负载则由万向支撑轮承担。舵轮减震系统的主要作用是在面对复杂的路况时能够提供足够的支持力，使舵轮始终与地面贴合，地面提供的附着力能够足以防止舵轮打滑，驱动AGV 前进。为了保证减震系统发挥以上作用，其结构需要满足以下条件，设减震弹簧刚度为K，弹簧压缩量为α，弹簧数量为n。

式中：FN1——舵轮与地面的支持反力；FN2——支撑轮的承载力；Fmax1，Fmax2——舵轮和支撑轮的最大允许支撑力；Ff——地面附着力；Ft——AGV 牵引力。

目前市场上的AGV 多以垂直导柱式减震系统为主，结构如图1 所示。这种结构由2 组弹簧提供舵轮支持力反力，导柱兼具导向和承受弯矩的作用，弹簧匹配要求高，导柱直径大，且在停车和启动时会出现“探头现象”。

图1 垂直导柱式减震系统结构图Fig.1 Structural diagram of vertical guide column type damping system

为改进这种结构的缺点，设计了一种铰接式减震系统，其三维模型如图2 所示。这种结构的优点在于舵轮支撑力与弹簧反力之间存在着力臂关系，在舵轮支撑力一定时，所需要的弹簧力更小，且弹簧导柱仅起导向的作用，不再承受较大的弯矩，提高了行驶稳定性。

图2 铰接式减震系统三维图Fig.2 Three dimensional diagram of articulated damping system

1.2 车架分析设计

本文借鉴货车边梁式车架和建筑行业空间桁架结构，设计了一种新型分层边梁式车架。车架主体采用低合金高强度结构钢16Mn 钢板（又叫Q345B）折弯焊接而成，横截面为槽型，规格为100 mm×50 mm×5 mm，第2、第3 层为Q235,规格为50 mm×50 mm×4 mm 方形钢管。车架空间结构如图3 所示，整体尺寸为4 000 mm×1 500 mm。这种结构的车架具有以下优点：车架分为3 层，第1 层主要用来承载和安装驱动轮和承载轮，第2 层用来固定安装电器元件，避免了电器设备在工作中受到破坏和光电干扰，第3 层为电池仓和电控箱，空间利用率高，同时车架对称设计，保证车体受力均衡，优化了载荷传递路径，提高了车架强度。

图3 AGV 车架三维图Fig.3 Three dimensional drawing of AGV frame

2 AGV 车架静、动态性能分析

有限元法以力学理论为基础，通过数学近似的方法对真实的物理系统进行模拟，是解决工程问题的一种高效方法。本文通过有限元分析软件HyperMesh 对AGV 车架进行了静、动态性能分析。

2.1 车架有限元建模

将建立好的AGV 减震系统与车架的装配三维图导入到HyperMesh 中建立有限元模型。首先对模型进行中面的抽取，并划分6 mm 的网格，通过网格质量检查，80%的网格达到ideal 标准，网格质量较好。之后，为模型赋予如表1 所示的材料属性。

表1 车架材料属性Tab.1 Frame material properties

仿真结果的准确性一方面受网格质量的影响，另一方面建立车架各零部件之间合理连接关系也尤为重要。各连接方式的模拟如下：

（1）螺栓连接：车架与减震系统之间由螺栓固定，首先在螺栓孔外侧生成一层washer,然后用RBE2 连接螺栓上下孔的圆周节点与中心节点，并采用梁单元连接两中心节点；

（2）减震弹簧：减震系统上下安装板由减震弹簧连接，在上下导柱孔分别用RBE2 建立与中心节点的连接，然后由上下节点建立spring 单元，并赋予单元pbus 属性，赋予相应的弹簧刚度值；

（3）铰链连接：在铰链孔中心建立RBE3单元与孔圆周节点相连，RBE3 单元之间用beam单元模拟，并放开beam 单元转动方向的自由度；

（4）焊点连接：各梁之间之间采用RBE2建立刚性连接。

2.2 车架静态性能分析

本文静态特性主要对AGV 工作中常遇到的弯曲工况、扭转工况、制动工况以及转弯工况进行分析。分析时，要根据不同的工况合理施加约束，保证车体结构整体刚度矩阵具有非奇异性，防止过约束[2]。

规定X 轴沿车架长度方向，Y 轴沿车架宽度方向，Z 轴沿车架高度方向。各工况约束情况如表2 所示（注：释放轮系的所有转动自由度）。

表2 各工况约束施加表Tab.2 Constraint application of each working condition

AGV 车辆在室外运行时速度较低，行驶路况为水泥硬化路面。受路面不平度的影响车架可能会出现上下颠簸，瞬时受力情况发生改变，所以需要考虑动载荷的影响[3]，动载荷的大小可根据式（5）进行计算确定：

式中：k——减震系统弹簧刚度；G——AGV 载重；c1——道路常数，取值100 mm；c2——经验常数，取值700，求得动载系数为1.25。

载荷添加：货物重量以均匀载荷的形式施加在车架有限元模型的相应节点上，控制器和电池组质量以集中载荷的形式施加在相应安装位置，车架自重以及车架自重惯性力以不同方向的重力加速度进行施加[4]，货物和控制器以及电池组在制动和转向过程中产生的惯性力以方向力的形式施加。

表3 车架受力表Tab.3 Force of frame

通过求解并利用HyperView 软件，得到4 种工况下车架的应力值和变形量如表4 所示。

表4 各工况下应力与变形量Tab.4 Stress and deformation under various working conditions

强度分析时要求车架局部最大应力值小于车架材料的许用应力，参照货车车架设计中安全系数的取值，取安全系数为1.4，则许用应力为250 MPa；同时，车架刚度要求各工况下车架变形量要小于车架总长的1/1 000，即小于4 mm[5]。由表4 可知，AGV 车架最大应力值为133 MPa，最大变形量为1.33 mm，结构符合强度和刚度要求，最大应力值和变形量均为转弯工况，其云图如图4、图5 所示。

图4 转弯工况应力云图Fig.4 Stress nephogram of turning condition

图5 转弯工况变形云图Fig.5 Deformation nephogram of turning condition

2.3 车架动态性能分析

重载AGV 在行驶时，受到的激励主要来自于不平路面以及驱动电机，且路面激励一般在20 Hz 以下，当车架的振动频率与外部激励相近时，极易引起共振现象的发生，进而影响车架的寿命和使用安全，因此需要对车架进行模态分析。模态参数只与车体结构的质量、刚度以及分布阻尼有关，因此在进行自由模态分析时，不需要施加载荷和约束。

通过计算AGV 车架自由模态下前6 阶为刚体模态，第7 阶到第12 阶的频率大小见表5，部分振型如图6、图7 所示。

表5 模态分析结果Tab.5 Modal analysis results

图6 第7 阶振型图Fig.6 7th order mode diagram

图7 第12 阶振型图Fig.7 12th order mode diagram

由模态分析结果可知，AGV 车架的固有频率最低值为28 Hz,可以避开激励载荷频率，防止共振破坏，因此AGV 车架在动态特性方面符合使用要求。

3 AGV 车架结构优化

3.1 静态多工况刚度拓扑优化

通过AGV 车架静动态特性分析可知，车架的设计符合要求，但也存在应力分布不均匀、材料利用率不高的问题。车架在设计初始阶段，纵梁的位置根据驱动系统安装空间以及车体宽度要求布置，而横梁的位置则是根据设计经验初步确定，因此可通过拓扑优化的方式寻找横梁的最佳分布点，优化车架的空间结构。

AGV 在工作过程中会遇到多个复杂工况，而每一个工况下会对应不同的最优拓扑结构。为了得到合理的拓扑优化结构[6]，需要考虑不同工况的权重，因此本文将基于SIMP 材料插值模型的变密度法、线性加权法以及层次分析法（AHP法）进行车架的静态多工况拓扑优化[7]，其优化设置如下：（1）设计变量：优化区域（横梁分布位置）的单元密度；（2）约束函数：设置体积分数为30%；（3）目标函数：刚度最大用应变能最小来衡量。

多工况拓扑优化数学模型如下：

式中：ρ——单元密度；n——工况数；Ωk— —工况权值；q——惩罚因子；——工况应变能最大值与最小值的差值。

3.1.1 AHP 法确定各工况权值系数

根据AGV 工作的特点认为四工况的重要程度有如下关系：满载弯曲＞满载扭转＞紧急制动＝紧急转弯[8]，对各工况两两比较，根据AHP法标度表进行量化（见表6），可得到4 种工况下的重要程度判断矩阵。

表6 APH 法标度表Tab.6 Scale of APH method

同时设定准则层：C1 满载弯曲；C2 满载扭转；C3 紧急制动；C4 紧急转弯，ci∶cj=aij＞0 A=（aij）n*n，其判断矩阵如下：

利用一致性指标CI 与矩阵特征值之间的关系，并根据高维度矩阵修正表取修正值RI=0.9，判断该矩阵一致性可接受[9]。对矩阵归一化处理后得：A=（0.55 0.25 0.10 0.10），即四工况的权重系数分别为55%，25%，10%，10%。

3.2 拓扑优化结果分析

经过设置惩罚因子、最大最小单元尺寸以及weighted comp，opticontrol 等参数后[10]，经过52次迭代运算，目标函数收敛，目标函数与迭代次数的关系曲线如图8 所示，多工况拓扑优化模型如图9 所示。

图8 应变能-迭代次数曲线Fig.8 Strain energy-iteration number curve

图9 车架多工况拓扑优化结果云图Fig.9 Cloud chart of topology optimization results for frame under multi working conditions

由图9 可看到，得到的车架拓扑结果呈对称结构，中部1 位置的横梁分布十分明显，且在车架中部4 位置留有较多材料，可起到较好的抗弯曲作用；另一方面在车架3 位置出现了横梁倾斜角度分布，在车架前端2 位置梁构造呈工字装，这是由于在制动和转弯工况下抵抗惯性力的结果。参考此拓扑优化结果，考虑梁结构的可加工性和设备的安装，对车架横梁进行如下调整，新车架结构如图10 所示。

图10 AGV 车架新结构Fig.10 New structure of AGV frame

（1）1 位置处两横梁的距离由455 mm 调整为517 mm，与前端的距离由500 mm 改为430 mm；

（2）4 位置处两横梁与车间前端的距离由996 mm 调整为1 440 mm；

（3）在位置2、3 处增加横梁布置。

为了验证优化后的车架结构是否合理可靠，需要对车架重新进行力学分析，提取计算结果，得到如表7 所示的优化前后车架的各项性能指标变化。

表7 优化前后结果对比Tab.7 Comparison of results before and after optimization

由表7 可知，优化后的车架在4 种工况下的最大应力和最大变形量均有所下降，最大应力与最大变形量减小最明显的均为转弯工况，减小比例分别为38%和51%，因此车架的结构优化合理可靠。

优化后最大应力与最大变形量出现在制动工况，结果云图如图11 所示。

图11 优化后结果云图Fig.11 Cloud image after optimization

4 结语

（1）本文建模设计了一种重载AGV 新型铰接式舵轮减震系统和分层边梁式车架结构，新型结构提高了AGV 的载重量和室外运行能力。

（2）本文采用有限元仿真的方法，对车架设计的合理性进行了静动态特性分析，并在分析结果的基础上，采用变密度法、线性加权法和层次分析法对车架进行了多工况联合拓扑优化，最大应力值和最大变形量分别减小38%和35%,提高了车架力学性能。