摘要：洗掃車(chē)側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置主要用來(lái)安裝固定側(cè)噴水桿，進(jìn)行回?cái)[動(dòng)作，但在噴水使用的過(guò)程中常出現(xiàn)軸承損壞引起旋轉(zhuǎn)臂不能回?cái)[無(wú)法噴水工作和旋轉(zhuǎn)臂下落噴水搭接效果差的情況。結(jié)合工況及載荷分布進(jìn)行力學(xué)驗(yàn)算分析，得出現(xiàn)裝軸承選型不當(dāng)是裝置失效的關(guān)鍵要因。根據(jù)裝置對(duì)軸承的選用要求，優(yōu)化選型及結(jié)構(gòu)，同時(shí)對(duì)優(yōu)化選型后的新軸承進(jìn)行仿真對(duì)比分析，最后通過(guò)試驗(yàn)對(duì)優(yōu)化裝置進(jìn)行驗(yàn)證，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明與仿真結(jié)果是相符合的，從而確認(rèn)了優(yōu)化結(jié)構(gòu)的正確性。研究結(jié)論不僅為降低裝置失效分析提供理論基礎(chǔ)，更為旋轉(zhuǎn)裝置等不同部位多軸承的選型優(yōu)化提供方向。

關(guān)鍵詞：旋轉(zhuǎn)臂；軸承；模型受力分析；仿真；試驗(yàn)

中圖分類(lèi)號(hào)：U469.79 收稿日期：2024-05-09

DOI：1019999/jcnki1004-0226202407010

1 前言

洗掃車(chē)是城市清潔的重要專(zhuān)用車(chē)輛，它主要通過(guò)吸嘴體裝置吸取高壓水射流沖洗掉的路面垃圾組成的水泥等混合物，完成路面清潔。在這個(gè)清潔的過(guò)程中，需要吸嘴體、掃盤(pán)及高壓水射流協(xié)同工作，才能高效高質(zhì)量地完成清潔作業(yè)。洗掃車(chē)側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置位于洗掃車(chē)的清掃系統(tǒng)內(nèi)，是洗掃車(chē)的關(guān)鍵零部件。側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置主要是用來(lái)安裝固定側(cè)噴水桿的，當(dāng)洗掃車(chē)噴水作業(yè)時(shí)，旋轉(zhuǎn)裝置擺出，遇到路沿石的障礙物時(shí)，只有旋轉(zhuǎn)裝置中的噴桿旋轉(zhuǎn)臂收回。當(dāng)洗掃作業(yè)停止時(shí)，旋轉(zhuǎn)裝置同時(shí)收回。

但在實(shí)際噴水使用的過(guò)程中，側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置出現(xiàn)兩種高失效類(lèi)型，旋轉(zhuǎn)軸承損壞引起旋轉(zhuǎn)臂不能回?cái)[導(dǎo)致法噴水工作和防撞軸承損壞引起旋轉(zhuǎn)臂下落使噴水搭接效果差的情況，這些質(zhì)量問(wèn)題嚴(yán)重影響整車(chē)的可靠性和客戶的使用滿意度，研究裝置的軸承失效故障是提高洗掃車(chē)品質(zhì)的關(guān)鍵課題。只有解決高失效故障類(lèi)型后，才能保證降低裝置的故障率。

對(duì)此，本文通過(guò)對(duì)洗掃車(chē)側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置內(nèi)軸承頻繁故障的原因進(jìn)行分析，根據(jù)實(shí)際問(wèn)題，抽取數(shù)學(xué)模型，分析計(jì)算滾動(dòng)軸承的受力，并對(duì)軸承重新進(jìn)行科學(xué)合理選型，使用有限元分析法對(duì)新選型的軸承的承載能力進(jìn)行對(duì)比計(jì)算分析，最后通過(guò)平臺(tái)試驗(yàn)，驗(yàn)證改造后的裝置故障率。此方法不僅提高裝置的可靠性，更為企業(yè)節(jié)省了維修成本，也為軸承的設(shè)計(jì)選型分析提供參考。

2 工況及分析

21 旋轉(zhuǎn)裝置等效模型

側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置安裝固定到吸嘴體裝置的連桿上，是左右對(duì)稱設(shè)置，圖1所示為右側(cè)側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置在整車(chē)系統(tǒng)位置。側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置屬于吸嘴體裝置的一部分，根據(jù)實(shí)際模型，利用三維建模軟件NX[1]，搭建吸嘴體裝置的等效三維模型如圖2所示，通過(guò)三維模型更能直觀地顯示側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置的位置及功能。

從吸嘴體裝置中同時(shí)抽取左側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置的數(shù)學(xué)模型，如圖3所示，其旋轉(zhuǎn)工作主要由2組軸承承擔(dān)，分別為旋轉(zhuǎn)軸承和防撞軸承。工作時(shí)，氣缸推動(dòng)裝置，依靠旋轉(zhuǎn)軸承，帶動(dòng)裝置整體旋轉(zhuǎn)；當(dāng)遇到外部障礙物碰撞旋轉(zhuǎn)臂時(shí)，依靠防撞軸承，旋轉(zhuǎn)躲避障礙物。

22 旋轉(zhuǎn)裝置工況分析

洗掃車(chē)噴水作業(yè)時(shí)共有3種工況。工況一：標(biāo)準(zhǔn)作業(yè)模式（水壓為5 MPa）下，旋轉(zhuǎn)裝置中的噴桿旋轉(zhuǎn)臂未受到外載荷沖擊；工況二：加強(qiáng)作業(yè)模式（水壓為8 MPa）下，旋轉(zhuǎn)裝置中的噴桿旋轉(zhuǎn)臂未受到外載荷沖擊；工況三：加強(qiáng)作業(yè)模式下（水壓為8 MPa），旋轉(zhuǎn)裝置中的噴桿旋轉(zhuǎn)臂受到外載荷沖擊。從三種工況中選擇極限工況三進(jìn)行分析：即為加強(qiáng)作業(yè)模式下，遇到路沿石外部沖擊載荷，使噴桿旋轉(zhuǎn)躲避。在前二種工況下，兩組軸承只作為承力零部件，無(wú)旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)，而在工況三時(shí)，噴桿受外沖擊載荷，使防撞軸承出現(xiàn)轉(zhuǎn)動(dòng)，其轉(zhuǎn)速≤10 r/min，屬低速旋轉(zhuǎn)，同時(shí)旋轉(zhuǎn)軸承作為承力部件，無(wú)動(dòng)作。旋轉(zhuǎn)軸承只有在開(kāi)啟或者關(guān)閉作業(yè)時(shí)，氣缸動(dòng)作，推動(dòng)旋轉(zhuǎn)節(jié)回?cái)[，旋轉(zhuǎn)軸承旋轉(zhuǎn)＜180°，且在此過(guò)程中，旋轉(zhuǎn)軸承也屬于低速旋轉(zhuǎn)。

23 旋轉(zhuǎn)裝置受力分析計(jì)算

231 受力分析

對(duì)工況三中的旋轉(zhuǎn)裝置所受外力進(jìn)行受力分析[2]，可得圖4所示的受力圖。

加強(qiáng)作業(yè)模式下，當(dāng)噴桿受到外部的沖擊時(shí)，沖擊力、拉簧拉力及噴嘴打擊力的聯(lián)合作用，帶動(dòng)噴桿旋轉(zhuǎn)臂繞軸（噴桿旋轉(zhuǎn)節(jié)）旋轉(zhuǎn)，最后在彈簧的拉力作用下復(fù)位。在此過(guò)程中，軸承的極限受力點(diǎn)是彈簧處于極限拉伸狀態(tài)下的時(shí)候，將結(jié)構(gòu)中的噴桿和旋轉(zhuǎn)臂簡(jiǎn)化為一個(gè)桿件1，對(duì)上述機(jī)構(gòu)進(jìn)行簡(jiǎn)化，可得到簡(jiǎn)化機(jī)構(gòu)及其受力簡(jiǎn)圖，如圖5所示。圖5中狀態(tài)1是黑色“桿件1”在噴桿受到外載荷沖擊力瞬時(shí)狀態(tài)下的受力簡(jiǎn)圖；狀態(tài)2是紅色“桿件1”在旋轉(zhuǎn)裝置的彈簧極限拉伸狀態(tài)下的受力簡(jiǎn)圖，其中，平行z軸正方向的力簡(jiǎn)化為“·”，平行z軸負(fù)方向的力簡(jiǎn)化為“×”。

旋轉(zhuǎn)裝置中選用拉簧型號(hào)為L(zhǎng)Ⅲ A 3×18×465 GB/T 2088，其中彈簧剛度F′=295 N/mm。當(dāng)旋轉(zhuǎn)裝置中的噴桿旋轉(zhuǎn)臂受到?jīng)_擊力后，噴桿旋轉(zhuǎn)到極限位置時(shí)，實(shí)測(cè)彈簧最大拉伸變形量fmax=68 mm，此時(shí)彈簧的拉力為F拉=F′f，代入數(shù)值可得F拉=205 N，把F拉分解為Fa及F4，方向如圖5所示。

在此工況下噴桿噴嘴內(nèi)噴射高壓水射流作業(yè)，此時(shí)噴桿同時(shí)受?chē)娮齑驌袅1′（N）的支反力F1，方向如圖4所示。打擊力計(jì)算公式[3]為F1′=0745Q[P]，其中，Q為噴嘴流量；P為噴嘴入口壓力，代入數(shù)值可得F1′=13 N，按4個(gè)噴嘴均布在噴桿上，則合力為4F直=4F平=37 N，方向如圖5所示。

圖5所示的F2為氣缸收縮載荷，其計(jì)算公式為F=[πD2P4]，其中，D為直徑；P為氣壓值，代入數(shù)值可得F2=754 N。因噴桿旋轉(zhuǎn)臂及其上的噴桿質(zhì)量相對(duì)分析的機(jī)構(gòu)質(zhì)量不可忽略，在其重心位置，受豎直向下的重力G=50 N，其他零件質(zhì)量可忽略。同時(shí)在彈簧的極限位置，分別對(duì)噴桿旋轉(zhuǎn)節(jié)及噴桿旋轉(zhuǎn)軸2組軸系系統(tǒng)進(jìn)行受力分析，如圖6所示，其中點(diǎn)a、b、c、d處為軸系上的軸承簡(jiǎn)化位置。

232 受力計(jì)算

根據(jù)圖6所示受力分析，可得通過(guò)解析法計(jì)算求出各軸承在a、b、c、d處的約束力[4]。

a解析法計(jì)算軸承約束力。

針對(duì)防撞軸承，根據(jù)空間力系平衡原理可列平衡方程：

∑Fx=0；∑Fy=0；∑Fz=0

∑Mx（F）=0；∑My（F）=0；∑Mz（F）=0

聯(lián)立上述方程，代入數(shù)值，可計(jì)算出防撞軸承的約束力。

軸承a處：Far=-100 N，F(xiàn)at=-29N，F(xiàn)aa=31 N

軸承b處：Fbr=-57 N，F(xiàn)bt=-45 N

同理可計(jì)算出旋轉(zhuǎn)軸承的約束為：

軸承c處：Fcr=1 699 N，F(xiàn)ct=438 N，F(xiàn)ca=-18 N

軸承d處：Fdr=-850 N，F(xiàn)dt=-214 N

b使用仿真分析[5]驗(yàn)算軸承約束力。

采用動(dòng)態(tài)仿真分析[6]，對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行碰撞的仿真分析，計(jì)算出防撞軸承接觸載荷傳遞，旋轉(zhuǎn)臂旋轉(zhuǎn)副的受力為Fx=160 N，F(xiàn)y=75 N，F(xiàn)z=-31 N，其載荷如圖7所示。此仿真計(jì)算結(jié)果與解析法計(jì)算結(jié)果相一致，即Fx與Far+Fbr的和大小相一致，方向相反，同理計(jì)算防撞軸承也出現(xiàn)類(lèi)似結(jié)果，此處不再一一贅述。

通過(guò)計(jì)算結(jié)果，結(jié)合作業(yè)工況及現(xiàn)裝車(chē)軸承[7]的型號(hào)和特點(diǎn)進(jìn)行重點(diǎn)分析[8]，可得表1所示的分析結(jié)果，結(jié)果表明：導(dǎo)致此失效的關(guān)鍵是因?yàn)檩S承選型不當(dāng)，選型錯(cuò)誤造成軸承受力不良，從而造成軸承損壞?，F(xiàn)有選型軸承拆卸不便，造成維修費(fèi)用偏高，同時(shí)密封圈的密封不當(dāng)也會(huì)引起外部異物進(jìn)入軸承內(nèi)部，損傷軸承。

3 優(yōu)化仿真分析

根據(jù)計(jì)算分析出旋轉(zhuǎn)軸承承受較大的徑向載荷，同時(shí)受軸向力，旋轉(zhuǎn)軸承選用圓錐滾子軸承。而防撞軸承此時(shí)受徑向力和相對(duì)高的軸向力且旋轉(zhuǎn)臂在受到?jīng)_擊載荷時(shí)為了保證噴桿的水平度，需增加剛度，選用加大型號(hào)軸承。

31 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

針對(duì)需優(yōu)化項(xiàng)進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化項(xiàng)目表格如表2所示。

32 仿真模擬

為了確認(rèn)優(yōu)化項(xiàng)目是否合理正確，且易于分析不同軸承選型對(duì)旋轉(zhuǎn)裝置的影響，也為得到更準(zhǔn)確的結(jié)果，通過(guò)有限元分析，對(duì)現(xiàn)有兩種軸承選型進(jìn)行受力分析模擬。其模擬對(duì)比結(jié)果表明，優(yōu)化選型后的軸承，遠(yuǎn)遠(yuǎn)優(yōu)于現(xiàn)裝車(chē)軸承，分析結(jié)果如圖8所示。

通過(guò)有限元分析，不同型號(hào)的軸承加載計(jì)算載荷，得到的軸承應(yīng)力應(yīng)變仿真值。由仿真對(duì)比結(jié)果可得出，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)，受力性能更好，證實(shí)了理論分析與仿真模擬的一致性。

4 可靠性試驗(yàn)

在零部件優(yōu)化的過(guò)程中，零部件可靠性試驗(yàn)是必不可少的一環(huán)，只進(jìn)行理論的優(yōu)化仿真，有時(shí)難免出現(xiàn)誤差，因此對(duì)優(yōu)化后的零部件進(jìn)行重新制作，通過(guò)平臺(tái)試驗(yàn)及實(shí)車(chē)可靠性試驗(yàn)更能夠全面地反饋出優(yōu)化結(jié)構(gòu)的優(yōu)劣。

通過(guò)搭建試驗(yàn)平臺(tái)，模擬側(cè)噴桿裝置在實(shí)車(chē)的工作情況，其試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)如圖9所示。對(duì)試驗(yàn)狀態(tài)進(jìn)行監(jiān)控，對(duì)試驗(yàn)中出現(xiàn)的故障進(jìn)行記錄，在噴桿進(jìn)行旋轉(zhuǎn)擺出10萬(wàn)次平臺(tái)試驗(yàn)中，裝置無(wú)任何質(zhì)量問(wèn)題。同時(shí)進(jìn)行實(shí)車(chē)可靠性試驗(yàn)驗(yàn)證，根據(jù)智慧環(huán)衛(wèi)物聯(lián)平臺(tái)監(jiān)控試驗(yàn)車(chē)輛及運(yùn)行路線，沒(méi)有發(fā)現(xiàn)上傳故障警報(bào)。由此可知，優(yōu)化后旋轉(zhuǎn)裝置的可靠性得到了顯著的提高，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)是正確可靠的，證明其與仿真結(jié)果是相一致的。

5 結(jié)語(yǔ)

本文首先從裝置出現(xiàn)的故障入手分析得出高失效零部件，只有解決高失效零部件才能夠降低裝置的故障率并提高可靠性。針對(duì)高失效零部件抽取數(shù)學(xué)模型并對(duì)其進(jìn)行受力分析，通過(guò)解析法及分析法計(jì)算出軸承的約束力，對(duì)軸承零部件進(jìn)行優(yōu)化，進(jìn)而通過(guò)CAE數(shù)值模擬給出優(yōu)化前后的變化，最后通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證了優(yōu)化結(jié)構(gòu)的可靠性。本文的要點(diǎn)總結(jié)如下：

a.判斷出高失效零部件，抽取數(shù)學(xué)模型，對(duì)承受力較大的作業(yè)工況，進(jìn)行受力分析及計(jì)算，得出各個(gè)軸承的約束力，同時(shí)得出非高速運(yùn)轉(zhuǎn)承受大徑向載荷的軸承，小尺寸的球軸承仍需慎重選用，當(dāng)受軸向載荷較大時(shí)，推薦使用球軸承，通過(guò)分析更是顯示出軸承科學(xué)合理選型的重要性。

b.對(duì)裝置進(jìn)行優(yōu)化，并對(duì)優(yōu)化前后的軸承結(jié)構(gòu)，進(jìn)行CAE仿真對(duì)比分析，對(duì)比分析結(jié)果驗(yàn)證了軸承優(yōu)化選型的合理性，模擬仿真分析不僅為后續(xù)的設(shè)計(jì)及制造加工提供了理論基礎(chǔ)，更是零部件結(jié)構(gòu)優(yōu)化環(huán)節(jié)中必不可少的一環(huán)。

c.針對(duì)優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)，通過(guò)平臺(tái)試驗(yàn)及實(shí)車(chē)零部件可靠性試驗(yàn)驗(yàn)證優(yōu)化的正確性。

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作者簡(jiǎn)介：

王曉敏，女，1988年生，工程師，研究方向?yàn)橄磼哕?chē)研發(fā)設(shè)計(jì)。