图8 AGV底部实物结构图

AGV的驱动电机与驱动轮之间靠链传动连接，而链传动在有双向运动时会引起较大的冲击．在非连续运动时，没有二次定位机构的辅助，常常会有“蹿动”，丢失精度．

2 新型驱动单元结构设计

2.1 AGV驱动单元设计

2.1.1 方案设计

针对AGV运行中遇到的上述问题，新的机构需要避免车轮的长悬臂和链传动，同时考虑两个驱动轮的间距与干涉，以及成本问题，并要求能对应力状况、可靠性有所改善．
将驱动轮轴由悬臂梁结构改为简支梁的形式，驱动轮轴两端通过轴承与驱动壳体连接在一起．同时，将原有电机改为弧锥直角式中空减速电机，使电机和驱动轮轴直接相连．该连接方式将避免因悬臂结构产生的弯矩，同时省去中间的链传动环节，传动精度、传动效率都有所提高．

2.1.2 选型设计

AGV运动时沿运动方向上所受的加速度阻力、斜坡阻力、风阻、滚动摩擦阻力和静摩擦提供的驱动力满足方程［15］:

式中:Fk为静摩擦提供的驱动力;Fa为等效加速度阻力;FG为坡度阻力;FR为车轮滚动摩擦阻力;FD为空气阻力;δ为旋转质量的换算系数;m为车体和货物总质量;V为速度;t为时间;α为坡度角，当坡度角较小时有sinα=α;CD为风阻系数;ρa是空气密度，为1.2258kg/m³;A为迎风面积．对小车单个驱动单元的驱动轮进行受力分析可得方程:

式中:Rk为车轮半径;MK为车轮上驱动力矩;FR为车轮滚动摩擦阻力;fR为滚动摩擦系数;G为单个驱动轮上承受的车体和重物的总重力．
通过上式的受力分析，计算出驱动力矩、额定转速、减速比和各传动件、连接件电机参数．通过对设计寿命和传动精度及最大扭矩的要求，计算选择了轴承、键、轴和一些连接件的相应型号［16］．

2.2 新型驱动单元模型建立

根据设计的加工件和选用的标准件尺寸，建立AGV驱动单元的三维模型．其结构如图9所示．

图9 新型动力单元结构图

驱动单元使用简支梁式直连驱动电机的形式有效避免了驱动单元的整体弯矩，降低了材料应力，进而避免了满载运行时车轮大幅“外掰”问题．由于电机的安装孔可以调节，电机直连的方式并没有让电机承受来自径向的压力，而且这种连接方式提高了传动的精度和可靠度．

3 驱动单元对比分析

3.1应力分析对比

为深入研究新机构的应力，现对新驱动单元进行有限元分析．
①模型简化和材料定义与原驱动单元相同．
②设定边界条件时，代替车轮的弹性支撑按车轮实际接触位置添加，其他设置和原驱动单元相同．
③添加载荷，设置和原驱动单元相同．
④划分单元格．细化零件按推荐良好品质设置，最大网格为5.28438mm，最小网格为3.39031mm．划分网格后，节总数为924859，单元总数为627313，如图10所示．
⑤运行解算得到仿真结果如图11所示．应力较大区域数据如图12所示．改进前后应力较大区域数据对比如图13所示．

图10 驱动单元网格模型

图11 改进系统等效应力分布图

图12 改进系统应力较大区域数据图

图13 应力较大区域数据对比图

由AGV新型驱动单元的结构模型等效应力分布云图和应力较大区域对比图可以看到，在材料、尺寸、分析条件一样的情况下，新的驱动单元最大的应力出现在3号区域附近，为44.57MPa，远远小于原有驱动单元的最大应力205.8MPa，同时也远远小于材料的屈服强度220.6MPa．此时，新机构的安全系数大大增加，为4.95，满足安全系数大于等于2的要求．改进后应力集中区域最大应力值和平均应力值都有明显下降．其他条件不变时，结构的变化使最大应力降低为原来的21.66%，这为AGV车体的轻量化设计提供了较大空间．

3.2 精度分析对比

在新的驱动单元中，避免使用大间隙传动机构滚子链的使用，使用弧锥直角空输出轴减速电机与驱动轮直接相连．在减速器上选用弧锥直角空输出轴的减速器，使连接的空间减小，方便两个驱动单元单体间距调整．经计算选型的弧锥直角减速电机的减速比为5，传动级数为2级，较少的传动环节和较低的传动级数能有效地减小传动中由各机构接触间隙形成的误差．其结构如图14所示．

图14 新型动力单元单侧结构图

与原来驱动单元相比，新驱动单元消除了“空隙冲击”现象，同时减少了中间传动的环节，消除了中间环节的误差，同时减少了误差积累，使传动的精度大大提高．

4 结论

新驱动单元在受力上，避免了“外掰”问题，使最大应力降低了78.34%，机构安全系数提升了4.63倍;改进了传动机构，降低了传动级数，减小了传动间隙，提高了传动系统的精度;在制造成本上，减少了机加工量，提高了机构可靠性，降低了设计加工成本和维护更换成本．结果表明，新型驱动单元解决了传统驱动单元车轮“外掰”和传动机构“大空隙”问题，为AGV驱动单元的设计提供了一种方便、可靠的结构．

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