汽車搬運器夾持機構設計及靜態特性分析*

紀久祥 謝祥洲 梁 濤 任 琪 鄧欽文

重慶城市管理職業學院 重慶 401331

0 引言

隨著經濟的發展及生活質量的提高，乘用車保有量不斷增多，停車難已成為城市發展的一個公共性難題。因此，為了解決人口密集區域停車難的問題，存儲高效、安全可靠和智能化的立體車庫應運而生并得以快速發展，汽車搬運器作為立體車庫智能存取車的車輛搬運設備也隨之蓬勃發展[1-3]。

目前，現有汽車搬運器的主要結構形式有梳齒式、車載板式和夾持輪胎式。梳齒式由于梳齒外伸的原因，會導致搬運器總體外形尺寸較大；車載板式是每個停車位上設有車抬板裝置，增加了成本且效率較低；夾持輪胎式利用夾持裝置將車輛輪胎夾起把汽車送到停車位上[4-6]。夾持輪胎式由于體積較小而應用越來越廣泛，其夾持臂的張開與閉合主要采用齒輪系傳動或連桿傳動。齒輪系傳動：齒輪較多，結構較復雜，安裝精度要求較高；連桿傳動：為了滿足夾持可靠需要專門設置鎖止機構。針對現有技術中存在的問題，本文基于機械原理及機械設計理論，提出了一種利用齒輪齒條—連桿傳動的夾持機構，并利用材料力學原理對主要受力構件進行力學理論分析，并將理論結果與有限元仿真結果進行對比分析，驗證了夾持機構的合理性。

1 夾持機構構成及工作原理

如圖1所示，汽車搬運器夾持機構主要包括鉸鏈四桿機構、導軌、齒輪、齒條及夾持臂等。該夾持機構通過鉸鏈四桿機構的伸縮帶動齒條的直線運動，齒條與齒輪嚙合，齒條的移動轉化為齒輪的旋轉運動。齒輪與夾持臂裝配在同一根軸上，齒輪的轉動會帶動夾持臂旋轉，進而完成夾持臂的夾持與釋放動作的實現。當汽車搬運器搬運汽車時，夾持臂伸出至車輪底部執行夾持動作；當完成搬運工作后，夾持臂張開，縮回至搬運器車身內部，進而減小了汽車搬運器的總體外形尺寸。

圖1 汽車搬運器夾持機構結構圖

2 夾持臂靜態特性分析

2.1 車輛基本參數分析

通過對比乘用車各車型質量、輪距、車輪寬度及車輪直徑等參數，得到表1所示數據。

表1 乘用車各車型參數表

根據表1、圖2所示，可推導出輪胎內側最小間距為1 155 mm，輪胎外側最大間距為2 010 mm。為了確保搬運器順利進入車輛底部，搬運器與車輪內側應留有安全距離，故選擇搬運器邊緣寬度為1 000 mm。為了搬運器順利安全舉起車輛，搬運器夾爪應伸出車輪外側一定距離，故選擇搬運器夾爪伸出時最大寬度設為2 100 mm。因此，通過搬運器寬度尺寸及其夾持臂伸出時最大寬度，可得夾持臂長度為550 mm。

圖2 汽車搬運器與車輪位置圖

2.2 輪胎與夾持臂受力分析

由表1參數可知，車輛最大質量為2 640 kg，為了留有一定余量，搬運器可搬運汽車質量按3 000 kg設計，汽車質量按照2∶1分配到前輪及后輪，則前輪的總載重為2 000 kg，分配到單個前輪的質量為1 000 kg。分析夾持臂及車輪之間的位置關系及受力，如圖3所示。

圖3 輪胎與夾持臂位置關系及輪胎受力分析

根據圖3b輪胎受力分析，可得

式中：F1＝F2，G1＝G/3，G＝mg為整車重力，θ為夾持臂對輪胎作用力與豎直方向的夾角。

假設搬運車的最大運行速度為1.5 m/s，靜止到最大速度行駛用時1 s，開始運行到最大速度時加速度為a＝1.5 m/s2。因此，車輛會產生一個水平的慣性力FI，為避免車輛沖出夾持臂，夾持臂產生的水平分力應大于慣性力，即

由式（2）可得，θ≥16.7°，故取[θ]＝20°。

2.3 夾持臂受力模型

夾持臂作為夾持機構的主要受力構件，可以看作一端固定的懸臂梁，以其中的1根夾持臂為研究對象進行分析，施加在懸臂梁上的載荷F1為均布載荷q。當車輛最重時，對應的輪胎也最寬，故q＝G1/Bmax。夾持臂受力模型如圖4所示。

圖4 夾持臂受力圖

依據力的分解基本原理，可將均布載荷q分解至zOy、xOy平面內，以zOy平面進行分析，其等效受力模型如圖5所示。其中，l為夾持臂長度，b為輪胎寬度，qz為z軸的分力，a為夾持臂回轉中心到輪胎中心的距離，c為輪胎中心到夾持臂自由端的距離。

圖5 zOy平面內夾持臂受力等效模型

依據材料力學基本原理[7]，危險截面為最左端的固定端，平面彎曲應力為

式中：Ix為繞x軸的慣性矩，｜z｜為危險截面離中性軸x的距離。

同理可得

式中：Iz為繞z軸的慣性矩，｜x｜為危險截面離中性軸z的距離。

依據應力疊加原理，由式(3)、式(4)可得在危險截面總應力為

由于夾持臂依靠圓柱孔進行約束，其危險截面如圖6所示，其中d為轉軸孔的直徑。

圖6 夾持臂約束端危險截面圖

根據特殊形狀橫截面慣性矩求解[8]，則危險截面的慣性矩為

文中的尺寸參數取值如表2所示，夾持臂材料為Q235，彈性模量E＝210 GPa，密度ρ＝7.85 g/cm3，泊松比μ＝0.33，屈服強度σ＝235 MPa。

表2 尺寸參數表

根據表2所示尺寸參數取值數據、夾持臂材料屬性、式(5)、式(6)可得最大應力為σmax＝97.33 MPa。

夾持臂材料選取Q235，根據GB/T 3811—2008《起重機設計規范》[9]，安全系數s＝1.48，則許用應力為[σ]＝ 158.78 MPa，σmax＜ [σ]滿足要求。

2.4 夾持臂形變模型

由于夾持臂受力后會產生變形，且變形主要發生在整個夾持臂上，故計算變形時可將夾持臂看成550 mm×50 mm×60 mm的矩形梁。依據材料力學中梁的變形理論，在x、z軸方向上的撓度分別為

根據GB/T 3811—2008《起重機設計規范》，起重機結構的許用靜位移可得受彎構件的極限撓度為

由于w＜[w]，故夾持臂變形滿足標準要求。

3 有限元分析結果

利用有限元分析軟件Ansys15.0 Workbench對夾持臂應力及位移進行仿真分析[10]，最大應力圖以及最大應變如圖7所示。由應力應變圖可知，最大應力為92.032 MPa，最大變形為1.082 mm，誤差分別為5.4%、0.9%。通過誤差對比有限元值與理論計算值十分接近，進而驗證了理論受力模型及變形模型得正確性。

圖7 夾持臂受力狀態下的應力應變分布云圖

4 結論

1）基于機械原理及機械設計等基本原理，設計了連桿—齒輪齒條傳動的汽車搬運器夾持機構；

2）基于材料力學、理論力學等基本原理，推導了夾持臂應力方程模型及變形方程模型；

3）利用Ansys15.0 Workbench有限元分析軟件對夾持臂進行分析，通過有限元值與理論計算值進行對比，驗證了理論模型的正確性，為夾持機構的理論分析提供了理論依據。