摘要：基于ANSYS軟件，對后裝壓縮式垃圾車的推鏟進(jìn)行動靜力學(xué)研究。通過計算確定危險狀態(tài)，對相應(yīng)的位移、應(yīng)力、疲勞因數(shù)以及不同階頻率的云圖進(jìn)行分析，提出相應(yīng)的改進(jìn)思路。結(jié)果顯示：改進(jìn)后推鏟強(qiáng)度和剛度得到改善，振型和發(fā)生位置得到有效控制和轉(zhuǎn)移，提高了推鏟的動力學(xué)特性。

關(guān)鍵詞：后裝壓縮式垃圾車；有限元；靜力學(xué)；振型

中圖分類號：U463? 收稿日期：2023-04-12

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2023.05.010

1 前言

后裝壓縮式垃圾車主要由底盤、廂體、填充器、上料機(jī)構(gòu)等組成，通過電氣液壓系統(tǒng)控制機(jī)構(gòu)動作，可以高效、便捷地轉(zhuǎn)運生活垃圾［1］。在實際使用中，其結(jié)構(gòu)和部件需要滿足一定的強(qiáng)度和剛度，針對此類問題，對壓縮車的動、靜力學(xué)進(jìn)行了研究。

在后裝壓式縮垃圾車推鏟動、靜力學(xué)的研究中，對上料和卸料過程中推鏟受力對比，并通過分析高階模態(tài)下振型的特征［2-3］，嘗試提出針對性的優(yōu)化措施研究較少。本文基于有限元軟件，在計算出危險工作狀態(tài)的受力后，分析了壓縮車推鏟的整體強(qiáng)度，并對危險應(yīng)力處和易發(fā)生共振的薄弱位置進(jìn)行改進(jìn)，增強(qiáng)了推鏟的強(qiáng)度、剛度和使用壽命。

2 推鏟受力分析及網(wǎng)格劃分

圖1為GSK5080ZYSJ6壓縮式垃圾車示意圖，有效容積為4.6 m?，最大裝載質(zhì)量3 000 kg，油缸沿車身方向水平安裝，缸徑為90 mm。其推鏟結(jié)構(gòu)如圖2、圖3所示，推鏟只允許在導(dǎo)軌上做往復(fù)直線運動，限制其余五個自由度的位移和轉(zhuǎn)動，推鏟質(zhì)量240 kg，推鏟面與車廂夾角為45°，推鏟面在x和y方向面積分量為Sx=2.24 m2，Sy=1.53 m2，主要用于實現(xiàn)上料和卸料功能，上料過程中，滑板和推鏟配合，當(dāng)垃圾密度達(dá)到一定值，即可突破設(shè)定的推鏟油缸背壓值，油缸回收帶動推鏟向車頭方向移動；卸料時填充器打開上升到位，推鏟油缸伸出，推動推鏟將垃圾推出箱體內(nèi)部。推鏟油缸背壓值設(shè)定為10 MPa。

2.1 推鏟上料過程受力分析

分析計算結(jié)果可知，卸料時的受力大于上料時的受力，因此，卸料時的狀態(tài)為危險工況。

2.3 推鏟網(wǎng)格劃分

推鏟模型通過Solidworks三維軟件進(jìn)行建模優(yōu)化，去掉對結(jié)構(gòu)剛度和強(qiáng)度沒有影響的部件后，將模型導(dǎo)入ANSYS Workbench軟件，模型由Q235和Q345兩種鋼材焊接而成，Q235屈服強(qiáng)度為235 MPa，Q345屈服強(qiáng)度為345 MPa，兩種鋼材彈性模量E為206 GPa，泊松比[ν]為0.3。推鏟模型由眾多部件構(gòu)成，結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，在網(wǎng)格劃分時選用四面體劃分的協(xié)調(diào)修補(bǔ)算法，四面體網(wǎng)格劃分適用于幾乎所有幾何體，尤其是模型比較復(fù)雜，無法直接生成六面體網(wǎng)格的模型，同時，協(xié)調(diào)修補(bǔ)算法基于自下而上的網(wǎng)格劃分技術(shù)，在劃分過程中充分考慮了幾何體的微小特征，可以獲得較好的幾何體網(wǎng)格質(zhì)量。最終得到推鏟網(wǎng)格如圖4所示，節(jié)點數(shù)為171 914，單元數(shù)為87 907。

3 推鏟仿真分析

3.1 靜力學(xué)分析

卸料過程仿真時，由受力分析可知，推鏟沿x和y方向的均布壓力為px=0.0332 MPa和py=0.0243 MPa，邊界約束為限制三個轉(zhuǎn)動自由度和三個平動自由度，即模擬推鏟在最大靜摩擦力時的平衡狀態(tài)。通過靜力學(xué)分析模塊可得到卸料時推鏟位移、應(yīng)力、疲勞因數(shù)云圖，如圖5所示。

圖5中結(jié)果顯示，卸料時最大位移發(fā)生在推鏟面板的上邊緣中間，這與卸料時推鏟克服垃圾自重與膨脹力產(chǎn)生的摩擦力過大相一致，模型的最大應(yīng)力值發(fā)生在上部中間立柱最下側(cè)，這與安全因數(shù)云圖的最小值位置相對應(yīng)，驗證了模型分析的正確性，并且，結(jié)果數(shù)值與此處的受力狀態(tài)相符合，即中間立柱主要發(fā)生彎曲變形，其最下側(cè)彎矩最大。中間立柱為Q345鋼板折彎而成的槽鋼，最大應(yīng)力值為298.05 MPa，已經(jīng)十分接近設(shè)計值310 MPa，隨著長時間的機(jī)械損耗，最大應(yīng)力處會因為金屬疲勞而引起材料破壞。

3.2 動力學(xué)分析

模態(tài)分析主要包括固有頻率和振型等的分析，研究結(jié)構(gòu)本身的固有頻率可以在設(shè)計時預(yù)防共振的情況［4-5］。文章主要利用Workbench軟件的Modal模塊對推鏟的固有頻率和振型進(jìn)行分析，前六階為剛體模態(tài)，頻率為零或接近無限接近零值，第7、8、9階模態(tài)振型較為典型，故取第7、8、9階模態(tài)頻率的振型進(jìn)行分析，如圖6所示。

結(jié)果顯示，第7階模態(tài)屬于扭轉(zhuǎn)振型，推鏟上部有因扭轉(zhuǎn)而發(fā)生破壞的可能，第8和第9階模態(tài)振型裂開程度最大處發(fā)生在推鏟面板下側(cè)，此處支撐間隙較大，且第9階模態(tài)時變形增加劇烈，說明此處較為薄弱，應(yīng)該進(jìn)行優(yōu)化。對推鏟整體施加約束時，后部斜支撐的自由度也是比較豐富的，通過圖7所示的云圖發(fā)現(xiàn)第14階和16階模態(tài)振型最大值發(fā)生在后部斜支撐上，主要發(fā)生彎曲變形。

3.3 模型結(jié)構(gòu)優(yōu)化措施

根據(jù)靜力學(xué)與動力學(xué)云圖分析所表現(xiàn)出的問題，現(xiàn)對推鏟作出如下改進(jìn)：

a.推鏟面板處最大應(yīng)力值為140 MPa左右，遠(yuǎn)小于Q345合金鋼的345 MPa，可將板厚由4 mm改為3 mm。

b.針對推鏟上部中間立柱最下側(cè)承受大彎矩的情況，可在中間立柱下側(cè)兩邊增加加強(qiáng)筋，以改善和轉(zhuǎn)移應(yīng)力分布。

c.針對面板在中心靠下部位無支撐處發(fā)生大變形的情況，可在中下部處增加支撐數(shù)量。

d.針對高階頻率震動時，推鏟后部斜支撐發(fā)生彎曲變形的情況，可增加保持穩(wěn)定的連接桿。

4 模型結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析

4.1 優(yōu)化后的網(wǎng)格劃分

優(yōu)化后的模型網(wǎng)格劃分采取與優(yōu)化前一樣的方法，劃分好的網(wǎng)格如圖8所示，節(jié)點數(shù)為183 518，單元數(shù)為94 028，單元數(shù)要和節(jié)點數(shù)都略有增加。

4.2 優(yōu)化后的性能分析

圖9、圖10為優(yōu)化后的靜態(tài)和動態(tài)分析結(jié)果，優(yōu)化后推鏟的靜力學(xué)性能得到了提升，最大應(yīng)力從298.05 MPa降至275.4 MPa，極大地改善了推鏟上部中間立柱的受力狀態(tài)，增強(qiáng)了結(jié)構(gòu)剛度和強(qiáng)度，同時，最大位移從2.45 mm變?yōu)?.3305 mm，板厚減小并不影響面板強(qiáng)度，甚至還有所增加。第8、9階模態(tài)的振型結(jié)果顯示振幅最大值和振動位置得到了有效的轉(zhuǎn)移。圖11模態(tài)振型結(jié)果顯示最大振幅值為14 mm左右，說明增加連接桿可有效抑制發(fā)生共振時的振動強(qiáng)度。

5 結(jié)語

本文通過對推鏟模型的危險受力狀態(tài)計算，確定卸料時推鏟受力最大，并利用ANSYS工具對模型改進(jìn)前與改進(jìn)后的動、靜力學(xué)特性進(jìn)行分析，提供了抑制相關(guān)問題的改進(jìn)思路，得到如下結(jié)論：

a.推鏟面板主要受均布載荷力，優(yōu)化后最大應(yīng)力值為153.63 MPa，遠(yuǎn)小于Q345鋼材的屈服值345 MPa，使用3 mm厚的Q345鋼板時仍然滿足強(qiáng)度要求。

b.推鏟面板下部增加矩形管連接筋數(shù)量，加強(qiáng)了面板與下部骨架的剛度，使得面板下部的最大變形從1.7775 mm減少至0.7049 mm，并且在第8、9階模態(tài)時面板振型位置發(fā)生轉(zhuǎn)移，有效避免了面板在此頻率時發(fā)生共振。

c.在推鏟上部中間立柱下側(cè)增加連接筋，可使得彎曲截面增大，提高推鏟上部整體承受彎矩的能力。

d.推鏟后部斜支撐處增加連接筋可以限制其自由度，能有效減緩振幅強(qiáng)度。

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作者簡介：

楊斌，男，1987年生，工程師，研究方向為專用汽車技術(shù)。