郭聯(lián)金 張偉文 李會玲 林冰華
(1.東莞職業(yè)技術學院 智能制造學院,東莞 523808;2.廣東偉創(chuàng)五洋智能設備有限公司,東莞 523662)
近年來城鄉(xiāng)居民汽車保有量增加迅猛,交通擁堵和停車難的問題成為很多地方的頑疾。垂直循環(huán)立體停車庫因其占地小、投入小、建設快而得到大面積推廣。垂直循環(huán)式立體停車庫是載車托架通過鏈傳動在豎直方向上做循環(huán)運動以實現(xiàn)存車和取車的設備。它的基本結構為鋼構框架、動力裝置、傳動系統(tǒng)、電控系統(tǒng)及其他輔助結構[1]。目前,很多企業(yè)仍采用傳統(tǒng)的機械產品設計研發(fā)方式,依靠工程經驗、公式計算和樣機測試獲得實驗數(shù)據(jù),經過反復修改才能設計出機械零部件,并組裝、搭建成車庫產品和投入市場使用,存在停車設備研發(fā)周期長、技術創(chuàng)新性不足以及材料浪費多等問題[2]。
計算機有限元法分析利用計算機對任意形狀的復雜幾何體進行“離散逼近”的高效處理,通過“化簡為繁”以獲取外力作用下變形體的應力、形變等力學特征和結構性能[3],為停車庫的結構設計與優(yōu)化改進提供了科學手段,可避免傳統(tǒng)工程設計的盲目性[4]。傳動系統(tǒng)的部件設計對于車庫的受力強度、運行穩(wěn)定性、安全性及效率至關重要。本文主要采用有限元分析方法,對垂直循環(huán)立體車庫的關鍵部件鏈板、T 鏈輪、槽輪進行建模和靜態(tài)受力分析,提出傳動系統(tǒng)的改進設計方案。
垂直循環(huán)立體停車庫普遍采用由非標部件構成的獨特鏈傳動方式。傳動系統(tǒng)由交流電機驅動,通過齒輪減速機構和傳動鏈條帶動一對大小鏈輪轉動,如 圖1 所示。槽輪在與其同軸相連的大鏈輪的帶動下,不斷嵌入和撥動主提升鏈條上的銷軸,使主提升鏈條帶動T 鏈板循環(huán)往復運動,牽引著與T 鏈板固定的存取車架(載車吊籃)在垂直平面內沿預設軌道做升降運動。圖2 為7 層12 車位垂直循環(huán)停車設備主提升鏈條的結構圖。從圖3 鏈傳動結構的示意圖可知,由于鏈傳動的多邊形效應,槽輪在轉動時槽孔與鏈節(jié)切入嚙合處,銷軸、滾子及套筒等結構會受到沖擊,容易產生疲勞破損和裂紋。槽輪的齒數(shù)與鏈傳動的速度相關,齒數(shù)少,鏈速不均勻[5];齒數(shù)過多,易造成受力強度不足。鏈板的節(jié)距大,產生的沖擊力也增大;節(jié)距過小,則難以承受偏載和滿載時的負荷。因此,各傳動部件的合理設計對鏈傳動乃至整個提升系統(tǒng)的工作平穩(wěn)、高效運行影響極大。
垂直循環(huán)停車庫的運行形式為低速鏈傳動,重載工況下其失效位置多發(fā)生于承受靜拉力的鏈條鏈板上,如鏈板或銷軸斷裂,滾子及套筒磨損等。根據(jù)當前常見中小型轎車的類型和參數(shù),設定相關設計數(shù)據(jù)如下:車身長≤5 m,車寬≤1.9 m,車高≤1.6 m,車質量≤2 000 kg,車輛輪距為1.2 ~1.6 m,軸距為2.1 ~2.8 m。車庫單個存車托架自身質量為150 kg,滿載時提升鏈條的承重為 (2 000+150)×12×9.8=252 084 N,極限偏載時提升鏈條的承重為(2 000+150)×6×9.8=126 420 N,勻速運行速度為8 m·min-1。
對鏈條銷軸的尺寸進行設計。在提升存取車架過程中,銷軸受到與其連接的兩塊鏈板的作用力,主要為剪切應力。若銷軸的最大剪切應力大于其許用剪切應力,則銷軸易發(fā)生剪切斷裂。為此,必須先對其進行受力計算及分析,繼而設計鏈板、槽輪等其他關聯(lián)結構。考慮調質后的40Cr 合金鋼綜合性能良好,具有可承受重載、低沖擊且具有耐磨性等特點,可作為銷軸材料。40Cr 的許用剪切應力為211 MPa。銷軸承受的最大剪切應力應小于許用剪切應力τmax。設直徑為d,最大剪力為Fs,即車庫處于極限偏載時的重力取130 000 N,取安全系數(shù)s為2.5。則由式(1)和式(2)可求得銷軸的最小直徑為44 mm,在此取45 mm。
當車庫滿載即12 個存取車架全部裝載車輛時,主提升鏈條受到的拉力最大,故在設計時主要分析滿載工況下鏈條承受的牽引力與重力,計算鏈板的等效應力和應變。鏈板全部采用非標500 mm 長節(jié)距,尺寸為610 mm×110 mm×19 mm,材質為35CrMo 的合金鋼板,密度為7.85 g·cm-3,抗拉強度為980 MPa, 屈服強度為835 MPa,彈性模量為2.13×1011,泊松比為0.286。銷軸鏈板的尺寸設計如圖4(a)所示。對鏈板模型添加材料、約束條件及載荷,劃分網格(鏈板孔及相鄰區(qū)域劃分得更小),進行有限元計算及分析,由此得到鏈板受到的最大應力為407 MPa,位于鏈板與銷軸的接觸面區(qū)域,安全系數(shù)為2.05,高于常用安全系數(shù)1.5,最大位移為0.046 mm(如圖4(b)所示),最大等效應變?yōu)?.001 57,均在規(guī)定范圍內,故鏈板滿足工作強度要求。
鏈輪通過傳動軸驅動槽輪旋轉,槽輪的4 個徑向槽在轉動過程中不斷與導軌鏈條上的銷軸嵌入和脫離,通過槽孔內接觸面的擺動推移帶動提升鏈條在導軌內循環(huán)往復運動。因存車托架在整體框架的左右側對稱分布,前后提升鏈條同時工作,在偏載工況時槽輪需要克服的載荷最大。因最大偏載載荷為130 000 N,鏈條銷軸直徑為45 mm,按照齒輪尺寸關系公式計算槽輪的厚度為鏈條銷軸的1.5 倍,即 60 mm。采用有限元對槽輪三維模型進行靜力學分析,材料選型45#鋼,密度設為7 890 kg·m-3,屈服強度為355 MPa,彈性模量為209 GPa,泊松比為0.269。使槽輪內孔固定,在下側兩個相鄰槽孔的受力面上逆時針施加垂直曲面的作用力130 000 N。將不受力的兩個上側輪片網格劃分為一般精度,在受力面附近區(qū)域的網格劃分為精細,然后進行求解,結果如圖5 所示。槽輪與鏈條銷軸作用的最大應力為149.5 MPa,最小安全系數(shù)為2.4,位于槽孔最小半徑內圓周處,小于材料屈服強度。最大剛度變形位移為0.3 mm,應變值為5.45×10-4,位于槽孔邊緣。形變及位移相對整體尺寸非常小,且在標準規(guī)定范圍內,故槽輪的結構及尺寸滿足設計要求。
T 鏈板用于連接各車位的存車托架,結構模型如圖6(a)所示。它在運行過程中主要承受單個存車架和車輛的重力。隨著提升鏈條停留位置的不同的變化,其受力情況發(fā)生變化。當處于頂部、底部及兩側位置時,變化較大。存放車輛時,存車架作用于T 鏈板上的拉力為2 150 kgf,做有限元分析時取2 500 kgf,采用Q345 鋼材,材料屈服點為345 MPa,抗拉強度為490 ~620 MPa。圖6(b)為T 鏈板與存車托架連接處運行至車庫底部時的靜應力分析結果??梢?,T 鏈板的最大等效應力為169.6 MPa,遠小于材料的抗拉強度,安全系數(shù)為2.03,大于常用安全系數(shù)1.5,最大等效應變?yōu)?.001 3,滿足使用性能要求。
經計算和有限元校核,驗證了所設計的鏈傳動關鍵部件符合在最大負載下的強度要求,并以此設計為基礎,研發(fā)如圖7 所示的垂直循環(huán)車庫。需要說明的是,上述分析僅對車庫部件在靜態(tài)受力情況下進行簡化分析。在實際運行時,車庫以不同速度、不同工況運行至循環(huán)提升系統(tǒng)的不同位置時,各部件的受力情況較為復雜。如存取時車架運動至車庫底部的弧線導軌,由于運動軌跡的改變容易導致載車托架產生較大晃動,需要對裝配體進行運動仿真與模態(tài)分析,以減少切換沖擊。由于傳動系統(tǒng)長期處于低速、重載工況下作業(yè),在循環(huán)應力作用下,應進一步研究各部件的疲勞壽命。
垂直循環(huán)立體車庫采用鏈傳動方式,運行速度低,沖擊小,傳動力矩較為固定,平穩(wěn)性良好。本文建立了7 層12 車位垂直循環(huán)停車庫的虛擬樣機模型,并對傳動系統(tǒng)的關鍵部件進行了設計和受力分析,采用計算機有限元分析方法對鏈板、槽輪、T 鏈板進行了強度校核。結果表明,所設計的部件均滿足強度要求,為車庫的結構設計提供了理論參考。由于車庫在不同工況運行時受力復雜,后續(xù)須進行動態(tài)受力分析。此外,整體設備運行時還涉及到存車托架之間的運動干涉、鋼結構框架的靜態(tài)與動態(tài)受力分析以及安全評估等問題,有待后續(xù)進一步研究。