曹沖振，王晶蕊，王鳳芹，徐 杰，曹美慧

（1.山東科技大學 交通學院，山東 青島 266590；2.山東科技大學 機械電子工程學院，山東 青島 266590）

1 引言

在裝車過程中，人工搬運或者人工配合簡單搬運機械進行裝車的方式，往返于車廂與倉庫之間所耗時間越來越多，傳統(tǒng)裝卸工作效率低、工作量大、成本高，難以滿足現代化生產的需求。伸縮裝車機在傳統(tǒng)的帶式輸送機上增加了伸縮機構，讓使用者可以按照工作要求，隨時控制伸縮裝車機伸出的長度和輸送角度。它能夠免去人工往返于車廂與倉庫的時間，提高裝卸工作的機械化程度，從而提高工作效率[1-2]。

1.1 相關參數

根據前期調研，著眼于實際應用，多方面分析啤酒生產企業(yè)對伸縮裝車機的功能需求與應用要求，進而提出適用于該企業(yè)使用場景的伸縮裝車機整體設計方案，本方案伸縮裝車機應具有以下設計要求：

貨車車廂內的長度約為12.5m，初取伸縮裝車機伸出后伸縮部分設計長度LZ=12 500mm。伸縮裝車機的寬度取決于車廂寬度以及裝車形式，車廂內寬度2 400mm，需要在車廂內碼放兩列托盤貨物。為了保證輸送穩(wěn)定，應在不影響裝車機正常裝車工作的前提下，盡可能增加伸縮裝車機的寬度。因此，初取伸縮裝車機設計寬度BZ=1 150mm。伸縮裝車機詳細技術參數見表1。

表1 伸縮裝車機技術參數

1.2 方案介紹

本方案主要由伸縮裝車機和托盤下放裝置組成，如圖1所示。其中，伸縮裝車機整體三維圖如圖2所示。伸縮部分采用平行扁榫托輥作為伸縮裝車機輸送帶的支承裝置，如圖3 所示。這樣安裝方便，不需額外使用帶座軸承等，可以降低成本。

圖1 伸縮裝車機裝車示意圖

圖2 伸縮裝車機整體三維圖

圖3 支承滾筒安裝結構

伸縮裝車機的工作原理為：基礎部分與一、二級伸縮部分逐級嵌套，一、二級伸縮部分均可進行伸縮動作，并且二者的伸縮是同步的；在運輸過程中，一級伸縮部分底部與貨車車廂直接接觸，可以在輸送過程中提供更好的支撐，減少基礎部分的形變，對整體的結構起到保護作用；托盤下放裝置是伸縮裝車機輸送面與車廂的過渡部分，其作用是將伸縮裝車機上的整托貨物過渡運輸到車廂內。

2 關鍵部件設計

2.1 托盤下放部分的設計

2.1.1 裝置結構設計。托盤下放裝置具體設計方案如下：托盤下放裝置由輸送帶、扁榫滾筒以及安裝板組成，如圖4 所示。安裝板斜邊處開有凹槽，用于放置并固定扁榫滾筒；輸送帶纏繞在滾筒上，防止托盤下放過程中卡在托輥縫隙中；整個托盤下放裝置與伸縮裝車機首端通過螺栓聯接固定；托盤下放裝置共有兩個，分別安裝在伸縮裝車機首端的合理位置。

圖4 托盤下放裝置

2.1.2 托盤下放裝置相關計算

（1）托盤下放裝置傾斜角度θ計算。計算原理：在托盤下放的過程中，由于整托啤酒是沿斜坡下滑，整托啤酒的頂端一角會先接觸車廂內壁。隨后伸縮裝車機縮回，貨物完全下放到車廂內。此時，貨物與車廂內壁之間會有一個長度為△L的間隙，如圖5所示。

圖5 貨物下放示意圖

因此，若要按照預設單行裝車10 托貨物的要求裝車，必須滿足托盤的總長度與托盤間間隙之和小于車廂的長度，見式（1）。

式（1）中：Lt為托盤長度（mm）；Lc為貨車車廂長度（mm）。 代入相關數據，可以計算得出ΔL≤150mm。短叉的傾斜斜角與托盤在下放到車廂上時貨物與車廂壁形成的夾角θ幾何相等，見式（2）。

式（2）中：Hz為托盤及貨物的總高度（mm）。帶入相關數據，可以求得貨叉的傾斜角度θ=5.13°。

托盤在伸縮裝車機末端時，根據設計要求可知：托盤底面離車廂的高度為260mm，托盤叉口高度為100mm，因此，托盤叉口距離車廂高度為h1=360mm。

（2）托盤下放裝置長度的確定。根據GB4544-1996，啤酒瓶的安全相關參數要求見表2。

表2 啤酒瓶安全相關參數

貨物從高度h3下落所受沖擊量應小于其能承受的沖擊量，故有式（3）。

式（3）中：m為單瓶啤酒質量（kg）；h3為托盤底部距離地面最大高度（mm）。帶入相關參數，計算得出h3≤61.7mm。

確定了托盤下放裝置的傾斜角度和高度，可以計算得出托盤下放裝置三角形安裝板的直角邊長l=3 886mm。為降低成本，本方案擬將托盤下放裝置長度縮短?？紤]到貨叉抽離托盤時貨叉首端高度對貨物的震蕩影響和托盤的長度，將托盤下放裝置長度暫定為1 550mm。此時，貨叉首端高度h2=153.4mm，托盤滑至托盤下放裝置首端時，托盤底部距離地面高度h3=54.7mm，故可以得出結論，托盤下放裝置的高度設計符合啤酒瓶的抗沖擊要求，如圖6所示。

圖6 貨叉高度計算原理

2.2 伸縮裝車機輸送運動

2.2.1 輸送運動相關計算

（1）伸縮裝車機輸送能力計算。由前文參數可知，輸送帶速度v1=0.41m/s，伸縮速度v2=0.2m/s。在第一托啤酒經由托盤下放裝置落到車廂內之后，伸縮裝機架需縮回一個托盤的位置，準備放置第二托。因此，伸縮裝車機上兩托商品的間距應該至少滿足不會在第一托商品下放時到達伸縮裝車機首端。經過計算，托盤在貨叉下放過程約需要0.36/0.41=0.9s，伸縮裝車機縮回一個托盤的長度即1.2m需要1.2/0.2=6.5s，所以伸縮裝車機上兩托貨物間距l(xiāng)j=0.41×7.4+1.2=4.2m?？梢杂嬎愕贸?，伸縮裝車機最多同時輸送4托貨物，共3 144kg。由此可以得出，伸縮裝車機的線載重qmax=3 144/19.5≈161kg/m。

（2）輸送帶張力計算。在輸送帶張力計算過程中，其張力大小必須滿足兩個條件[3]：①摩擦傳動條件，即輸送帶的張力必須保證工作時輸送帶在驅動滾筒上不打滑；②垂度條件，即輸送帶的張力必須保證輸送帶在兩托輥之間的下垂度不超過規(guī)定值。

根據上述兩個條件，目前常用的輸送帶張力計算方法有兩種：一種是根據摩擦傳動條件并利用逐點張力法求出各特殊點的張力值，然后驗算輸送帶垂度條件；另一種是根據垂度條件，求出輸送帶上某一點的張力，然后用逐點張力法求出各個點的張力，再驗算摩擦傳動條件。

在本方案中，輸送帶張力采用第二種逐點張力法進行驅動力計算[4]。原理如下：當輸送帶驅動滾筒旋轉帶動輸送帶運行時，與驅動滾筒相遇點上的輸送帶張力Sy比分離點上的張力S1大，并且Sy隨著負載的增大而增大[5]，可以得到外載荷要求傳動滾筒表面輸出力為：F0'=82 843N。

（3）輸送帶垂度校核。在輸送帶自重和載荷重量的作用下，輸送帶在兩托輥之間必然有懸垂度。托輥間距越大或者輸送帶張力越小，都會造成懸垂度過大。如果懸垂度過大，輸送帶在兩托輥之間就會發(fā)生松弛現象，造成不良后果[6]。故國家規(guī)定了允許的懸垂度的最大值。ISO5048 中規(guī)定懸垂度不超過托輥間距的0.5%～2.0%，我國設計規(guī)范中要求不超過2.5%。

為了滿足輸送帶的垂度條件，對于任何一個運輸系統(tǒng)，輸送帶承載分支的最小張力Szmin需滿足式（4）[7]：

帶入上述數據，可以求得Szmin=331N＜2 538N?；爻谭种л斔蛶У淖钚埩kmin需滿足式（5）：

帶入上述數據，可以求得Szmin=137.5N＜2 346N。故輸送帶懸垂度滿足要求。

（4）輸送帶強度的校核。依據PVK 輸送帶的選型，輸送帶的許用拉力c=21×900N=18 900N＞S11=11 379N，故輸送帶選型滿足要求。

（5）改向滾筒直徑計算。一般來講，改向滾筒的直徑與輸送帶驅動滾筒直徑的關系見式（6）。

其中，D1為改向滾筒的直徑，DR為輸送帶驅動滾筒直徑，其中DR≥100z,z=2，所以DR=200mm，改向滾筒直徑D1=120mm。

（6）輸送帶驅動電機計算選型。伸縮裝車機輸送帶驅動滾筒牽引力為：

電動機功率計算見式（7）。

其中，v1—輸送帶運行速度，25m/min；η—減速器機械效率，η=0.8～0.85。選擇電機容量時，應考慮15%～20%的備用功率[10]。故選用功率為N'=4.52×1.15=5.21kW。

2.2.2 伸縮運動相關計算。由上文可知，伸縮裝車機伸縮驅動裝置為單驅動力鏈條伸縮機構，要分析伸縮運動計算理論，應從驅動原理入手，對驅動原理進行詳細的分析，隨后根據原理分析進行計算。

（1）伸縮部分驅動力計算。①伸縮驅動原理分析。從伸縮運動的原理可以看出，伸縮驅動力的作用是克服伸縮過程中的摩擦力做功，使得機架能夠伸出和收回。要準確計算伸縮驅動力，要在伸縮過程中對機架的受力進行分析。由于固定部分和一級伸縮部分的受力較為復雜，為了計算更加簡便精確，從受力較為簡單的二級伸縮部分開始，逐級分析。

為了表現更加直觀，做出伸縮運動原理簡圖，并在原理簡圖的基礎上對二級伸縮部分進行分析，如圖7所示。在受力分析中，m1，m2分別表示一、二級伸縮部分機架和運輸貨物質量的和。由伸縮原理可知，一、二級伸縮部分相對固定部分的伸縮速度分別為v、2v。由圖7 可知，二級伸出部分受力有：自身重力m2g，一級伸縮部分提供給二級伸縮的驅動力F12、支撐力FN1以及摩擦力μm2g。

圖7 二級伸縮部分受力圖

根據受力平衡原理可得式（8）：

其中，a為伸縮加速度，μ為滑輪與導軌之間的摩擦系數，此處取μ=0.15。同理，一級伸出部分受力分析如圖8所示。與二級伸縮部分不同的是：一級伸縮部分在運動過程中除了受到固定部分施加的推力F01外，還受到二級伸縮部分運動施加的慣性力，此時，F12=m2a。同理可得式（9）：

圖8 一級伸縮部分受力圖

②伸縮驅動力計算。若要計算伸縮驅動力，需先知道各級伸縮部分機架重量，從而計算m1，m2。各級伸縮機架的重量可以通過SolidWorks 質量評估功能模塊獲取。在伸縮裝車機結構設計完成后，對各個結構的材質進行標定，繼而可以得到各級伸縮部分機架重量。二級伸縮部分m2=299kg，一級伸出部分重m1=311kg，每一節(jié)相對于前一節(jié)的伸縮速度v2=0.2s/m；伸縮加速度a=0.2m/s2，將這些參數帶入式（8）、（9）可以分別計算出：F12=1 106N，F01=2 231N，即驅動軸提供的力FQ=F01=2 231N。

（2）伸縮驅動電機選型。驅動軸的功率PB、驅動軸傳動扭矩TB可按公式：PB=FQv2，PM2=PB/η2，TB=FQr1（其中：η2是電機與驅動軸之間的鏈傳動效率，取η2=0.95。r1是驅動軸半徑，根據設計圖，初步設定r1=64mm）帶入數據計算得PM2=469W，TB=133.9N?m，PB=446w。選用電機型號為R27-DT90，功率1.1kW，扭矩157N·m，轉速48r/min。

3 關鍵部分有限元分析

首先，定義各部分的材料，伸縮裝車機機架的材料選用鑄鐵；然后，根據計算，給各個部分施加外力，其中包括機架自身的重力、底部添加夾具、伸縮裝車機兩節(jié)的壓力；最后，對伸縮裝車機的機架劃分網格，進行算理求解。

由于一級伸出部分殼體主要受自身重力、基礎部分的支撐力以及二級伸出部分的壓力，受力復雜，首先對一級伸出部分進行剛度分析。對部件進行固定并施加相應的載荷后，仿真結果如圖9所示。

從圖9 中可以看出，伸縮機架的屈服力為：2.06×108N/m2，在工作中產生最大應力是3.38×107N/m2，且由于仿真結果中部件的位移、變形量很小，因此在仿真結果圖中將其位移變化放大，以便更清晰地觀察其受力后發(fā)生的變化。從圖9 中可以看出殼體受力最大的部分在中間和后部與主體部分接觸的位置，然而也遠遠小于其屈服應力，所以伸縮臂的設計剛度完全符合要求。

圖9 一級伸縮部分仿真結果圖

最大位移發(fā)生在伸縮臂前半部分，原因是當第二節(jié)伸出后，主要承受重量的部分集中在前半段，但是從位移圖中可以看到，其最大位移只有3.662mm，于整臺設備而言這個位移量是極小的，在設計要求范圍內。

最大應變產生在尾部，但是最大變形量也小于1.33×10-4mm 處于安全狀態(tài)。由上述對應力、應變、位移的分析，發(fā)現殼體剛度符合要求，證明設計合理。需要注意的是，在此處只分析了右半部分，左半部分情況相同。

同理，分別對主體部分和二級伸出部分進行仿真，仿真結果分別如圖10和圖11所示。

相比于一級伸出部分，主體部分受力雖然大，但是整體受到支架的支撐力，產生的變形更小，受力情況相當于簡支梁，變形、受力最大的部分集中在伸出部分與之接觸的位置，但是所受最大應力小于屈服應力，剛度滿足設計要求。

對二級伸出部分的機架進行同種分析，分析過程與前面相似，在此不做贅述，仿真校核其剛度足以滿足裝車需求。

圖10 主體部分仿真結果

圖11 二級伸出部分仿真結果

4 結論

首先，分析伸縮裝車機的功能與技術需求，并依據需求設計伸縮裝車機的整體方案；其次，針對輸送機上的貨物無法下放的問題設計了一種托盤下放裝置，并對裝置的相關參數進行計算；再次，對伸縮裝車機的輸送帶驅動力和伸縮驅動力進行計算，并確定了驅動電機的選型；最后，借助有限元分析，對伸縮裝車機的伸縮機架部分進行了剛度分析，并得出整托啤酒的快速伸縮裝車機的設計符合要求，能夠達到預期的效果。