行星輪越障運(yùn)貨車設(shè)計(jì)與分析

陳凱旋，鄧傳奇，張　敏，伍　廣

(安徽理工大學(xué)　機(jī)械工程學(xué)院，安徽 淮南 232001)

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行星輪越障運(yùn)貨車設(shè)計(jì)與分析

陳凱旋，鄧傳奇，張敏，伍廣

(安徽理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，安徽 淮南 232001)

針對(duì)崎嶇地況上的運(yùn)輸問(wèn)題，設(shè)計(jì)出一種行星輪越障運(yùn)貨車，由蓄電池、電機(jī)、行星輪、車廂、減速器、傳動(dòng)軸、調(diào)平機(jī)構(gòu)等部件組成，選取爬樓工況對(duì)行星輪進(jìn)行越障能力計(jì)算，通過(guò)計(jì)算結(jié)果確定電機(jī)選型，由電機(jī)輸出功率計(jì)算出傳動(dòng)軸、減速器等主要零部件尺寸，整車后方安裝調(diào)平機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向和調(diào)節(jié)重心，在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)完成后，借助SolidWorks對(duì)整體結(jié)構(gòu)進(jìn)行三維建模，用有限元分析軟件ANSYS Workbench 對(duì)主要零部件進(jìn)行線性結(jié)構(gòu)分析，結(jié)果表明車廂、傳動(dòng)軸符合強(qiáng)度和剛度要求。

行星輪；越障運(yùn)貨車；結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；三維建模；有限元分析

目前，多數(shù)的運(yùn)貨小車只能適用于平坦道路，不具備翻越障礙物的功能，在低層居民樓、建筑工地和其他一些路況惡劣的野外山區(qū)進(jìn)行貨物運(yùn)輸時(shí)勢(shì)必會(huì)造成大量的人力、物力的浪費(fèi)。為此,本文設(shè)計(jì)出一種能夠適用于平地和山地兩種路況的行星輪越障運(yùn)貨車。

1　結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

1.1總體結(jié)構(gòu)概述

行星輪越障運(yùn)貨車采用電機(jī)驅(qū)動(dòng)，供電裝置為5塊12 V的蓄電池。如圖1所示，行進(jìn)機(jī)構(gòu)采用行星輪，行星架形狀呈“Y”型，三支叉角度均為120°。車廂的厚度為2 mm，長(zhǎng)寬高為1 200 mm×850 mm×500 mm。選用普通圓柱齒輪減速器，電機(jī)帶動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)，齒輪通過(guò)傳動(dòng)軸帶動(dòng)行星輪繞輪系中心轉(zhuǎn)動(dòng)，3個(gè)輪子輪番著地，實(shí)現(xiàn)越障功能。在運(yùn)貨車后方安裝調(diào)平機(jī)構(gòu)，調(diào)平機(jī)構(gòu)由萬(wàn)向輪和螺桿組成，萬(wàn)向輪能夠自由地轉(zhuǎn)向，在行星輪翻越大障礙物的過(guò)程中，車廂前部會(huì)翹起，為了保證整個(gè)車體和車內(nèi)物品的平衡，需要利用車廂后方螺桿的升降調(diào)整車體的重心，圖2為運(yùn)貨車的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖。

圖1　行星輪結(jié)構(gòu)

1—電池；2—電機(jī)；3—齒輪；4—傳動(dòng)軸；5—行星輪；6—車廂；7—調(diào)平機(jī)構(gòu)圖2 　運(yùn)貨車結(jié)構(gòu)

1.2輪子受力計(jì)算

車體的凈重為30 kg，運(yùn)貨車的額定載重量為170 kg，G=(30+170)×9.8=1 960N，如圖3所示，A處為萬(wàn)向輪受力FA，B處為行星輪系中心受力FB。

圖3　運(yùn)貨車受力(mm)

在車體的后方只有一個(gè)萬(wàn)向輪受力，在前方有兩個(gè)行星輪系承重，所以，在豎直方向上,有

FA+2FB=1 960N.

對(duì)點(diǎn)A由MA=0可得：

G×(600+150)=2×FB×(1 200+100+150).

計(jì)算得：

FA=946N,FB=507N.

1.3行星輪驅(qū)動(dòng)力計(jì)算

取爬樓工況進(jìn)行越障力計(jì)算，如圖4所示，已知a=507N，對(duì)點(diǎn)B列力矩平衡方程 T=G·a·cosθ，當(dāng)θ<90°時(shí)，驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩主要克服重力阻力矩，當(dāng)θ=0°時(shí) ，T=507×0.2=101.4N·m。根據(jù)市面上爬樓輪椅的行進(jìn)速度，取行星輪轉(zhuǎn)速n2=20 r/min，在某電機(jī)生產(chǎn)廠家找到一款額定功率為0.55 kW，輸出轉(zhuǎn)速為n1=23 r/min，輸出扭矩為218 N·m，傳動(dòng)比為61.62的減速電機(jī)能夠滿足使用要求。

圖4　行星輪越障示意圖

1.4傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)

查文獻(xiàn)[4]得圓柱齒輪傳動(dòng)的效率為0.97，已知電動(dòng)機(jī)輸出扭矩為218 N·m，齒輪傳動(dòng)比：i=n1/n2=1.15。

傳動(dòng)軸輸入轉(zhuǎn)矩：

T=218×1.15×0.97=243.2N·m.

傳動(dòng)軸所傳遞的最大功率：

根據(jù)文獻(xiàn)[1]取C=110,所以傳動(dòng)軸最小直徑：

對(duì)于d≤100 mm的軸有兩個(gè)鍵槽時(shí)，軸徑應(yīng)增大10%～15%，因此，d=32.4×1.1=35.6 mm。

經(jīng)過(guò)圓整取得：dmin=36 mm。

傳動(dòng)軸各段軸徑如圖5所示。

1.5減速器設(shè)計(jì)

由于運(yùn)貨車行駛速度不高，選用8級(jí)精度的齒輪，小齒輪材料選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為250HBS，屈服極限為500 MPa;大齒輪材料選用45號(hào)鋼，調(diào)制后表面淬火，屈服極限為360 MPa，硬度220HBS，大小齒輪硬度差為30HBS。選小齒輪齒數(shù)Z1=21，則大齒輪齒數(shù)：Z2=1.15×21=24.2，取Z2=25，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，直齒圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)尺寸如表1所示。

圖5　傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)

mm

2　結(jié)構(gòu)建模

利用三維建模軟件SolidWorks對(duì)行星輪越障運(yùn)貨車各零部件進(jìn)行建模并裝配，所建裝配體模型如圖6所示。

圖6　越障運(yùn)貨車三維圖

3　車廂與傳動(dòng)軸有限元分析

將SolidWorks所建的車廂模型通過(guò)無(wú)縫接口導(dǎo)入到ANSYS workbench平臺(tái)當(dāng)中，對(duì)其進(jìn)行靜力學(xué)分析，采用solid187單元，設(shè)置車廂材料為結(jié)構(gòu)鋼，設(shè)置車廂底部網(wǎng)格尺寸為10 mm，設(shè)置其余部分網(wǎng)格尺寸為20 mm，然后采用Automatic method生成網(wǎng)格，最終網(wǎng)格模型節(jié)點(diǎn)數(shù)為235 976，單元數(shù)為118 935，對(duì)車廂底部施加1 700 N的靜載，方向垂直底面向下，設(shè)置車廂四周的加強(qiáng)筋為固定約束，進(jìn)行求解，求解結(jié)果如圖7、圖8所示。

圖7　車廂整體變形云圖(mm)

圖8　車廂等效應(yīng)力云圖(MPa)

將傳動(dòng)軸模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench中并建立靜力學(xué)分析模塊，設(shè)置材料為結(jié)構(gòu)鋼，設(shè)置網(wǎng)格尺寸為3 mm，在齒輪連接處添加243 000 N·mm 力矩載荷，在軸承連接處設(shè)置固定約束，分別在軸的兩個(gè)末端半圓面設(shè)置力載荷，方向豎直向下，大小均為507 N。軸的材料選用的是45號(hào)鋼，由于軸承受的載荷不大，轉(zhuǎn)動(dòng)速度較小，許用應(yīng)力能夠滿足使用要求，因此，只對(duì)剛度和撓度進(jìn)行校核，分析結(jié)果如圖9、圖10所示。

圖9　傳動(dòng)軸整體變形云圖(mm)

圖10　軸端在Y軸方向變形云圖(mm)

4　結(jié)果分析

1)由圖7可以看出，滿載時(shí)最大變形為1 mm，最大變形出現(xiàn)在廂底中心處，區(qū)域呈“∞”形，約占廂底面積的1/5，廂底由四周向內(nèi)變形緩慢增大，變形為0.6 mm的區(qū)域約占總面積的1/2，變形量較為微小，車廂結(jié)構(gòu)滿足剛度要求。

2)由圖8可以看出車廂最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在底部加強(qiáng)筋的末端，應(yīng)力值為75 MPa，低于材料的許用應(yīng)力235 MPa，故車廂的材料強(qiáng)度符合要求。

3)由圖9、圖10可知，來(lái)自減速器的扭矩對(duì)傳動(dòng)軸中部產(chǎn)生了0.04 mm的變形量，所產(chǎn)生的變形量比較微小。傳動(dòng)軸末端承受了來(lái)自車廂的壓力，在豎直方向(Y軸方向)產(chǎn)生的變形量約為0.003 6 mm，大齒輪的法面模數(shù)mn=2 mm，傳動(dòng)軸允許撓度y=(0.01～0.03)mn=(0.02～0.06) mm>0.003 6 mm，故傳動(dòng)軸剛度符合要求。

[1]吳昌林, 金強(qiáng), 趙青. 行星輪式爬樓梯輪椅的越障能力分析[J]. 機(jī)械設(shè)計(jì), 2010, 27(1): 48-52.

[2]孫桓, 陳作模, 葛文杰. 機(jī)械原理[M]. 北京:高等教育出版社, 2006：174-186.

[3]蘇和平,王人成.一種雙聯(lián)星形輪機(jī)構(gòu)電動(dòng)爬樓梯輪椅的設(shè)計(jì)[J].中國(guó)臨床康復(fù),2005,9(26):144-145.

[4]任濟(jì)生,唐道武,馬克新.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)[M].徐州：中國(guó)礦業(yè)大學(xué)出版社，2008.

[5]李雅姝.平穩(wěn)爬樓車[P].中國(guó)專利：201120406669.2, 2012- 07-04.

[6]國(guó)家質(zhì)量監(jiān)督檢驗(yàn)檢疫總局.漸開(kāi)線圓柱齒輪精度:GB10095-88[S].北京：中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社，2001.

[7]魏敏,張宏文,朱洪.基于Ansys有限元仿真采棉機(jī)齒輪箱中間軸的強(qiáng)度分析[J]. 制造業(yè)自動(dòng)化, 2013, 35(11): 27-29.

[8]李先鵬,陳光闊,韓興昌,等. 扭矩軸類零件有限元分析方法探討[J].制造業(yè)自動(dòng)化, 2015, 37(4): 86-87.

[9]陳嵐,賴成,唐俊.基于ANSYS/LS-DYNA的行星輪系傳動(dòng)系統(tǒng)瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析[J].河南科技, 2013, (9): 222-223.

[10] 戚國(guó)盛.行星輪系傳動(dòng)設(shè)計(jì)中的角速度計(jì)算[J]. 臺(tái)州師專學(xué)報(bào), 2000, 22(6): 37-39.

[11] 安琦,顧大強(qiáng).機(jī)械設(shè)計(jì)[M].北京：科學(xué)出版社，2008.

[12] 國(guó)家質(zhì)量監(jiān)督檢驗(yàn)檢疫總局.標(biāo)準(zhǔn)尺寸:GB2822-81[S].北京：中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社，2005.

[13] 經(jīng)來(lái)旺,陳國(guó)平.工程力學(xué)[M].武漢：武漢理工大學(xué)出版社，2008.

[14] 程愛(ài)明,趙自強(qiáng),張春林.行星輪系的機(jī)架變換與傳動(dòng)比變化規(guī)律的研究[J]. 機(jī)械設(shè)計(jì), 2009, 26(11): 58-59.

[15] 于冠英,李承山.球磨機(jī)小齒輪軸的有限元分析[J].有色礦冶, 2011, 27(3): 78-79.

[16] 王一博,卿銅,劉博文.兩輪自平衡代步滑板的機(jī)械結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與有限元分析[J]. 黑龍江工程學(xué)院學(xué)報(bào), 2015, 29(4): 22-23.

[責(zé)任編輯：郝麗英]

Design and analysis of handbarrow for climbing obstacles

CHEN Kaixuan,DING Chuanqi,ZHANG Min,WU Guang

(School of Mechanical Engineering,Anhui University of Science and Technology,Huainan 232001, China)

Aiming at the transport problems on the rugged ground, a kind of handbarrow for climbing obstacles has been devised,which consists of battery,motor, planetary gear, compartments reducer, drive shafts,leveling mechanism and other components. The obstacle capacity is calculated according to the case of climbing stairs. The moto is selected by rated load, and the size of the drive shaft,the gear unit and other major components are calculated by the output power of the motor. The leveling mechanism is installed in the rear of the vehicle to achieve the steering and adjust the focus. After the design is complete,SolidWorks is used to create a three-dimensional model and make linear structural analysis for main components with finite element analysis software called ANSYS Workbench. The results show that compartment and drive shaft can meet the requirment of the strength and stiffness.

planetary gear;handbarrow for climbing obstacles;structural design;three-dimensional modeling; finite element analysis

10.19352/j.cnki.issn1671-4679.2016.04.010

2016-03-01

陳凱旋(1992-),男，碩士研究生，研究方向：礦山機(jī)械.

TH122

A

1671-4679(2016)04-0047-04