豎直壓縮垃圾中轉(zhuǎn)站轉(zhuǎn)運車架主梁結(jié)構(gòu)分析

關(guān)天民，張雪濤，武力，雷蕾

(大連交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 大連 116028)*

0 前言

垃圾轉(zhuǎn)運設(shè)備在垃圾中轉(zhuǎn)站中起著十分重要的作用，是垃圾中轉(zhuǎn)站的重要組成部分，它和壓縮設(shè)備共同決定著整個垃圾中轉(zhuǎn)站的建筑結(jié)構(gòu)和運行模式.目前運行的大型垃圾中轉(zhuǎn)站根據(jù)壓縮方式的不同，主要有水平壓縮式和豎直壓縮式兩類.目前國內(nèi)對轉(zhuǎn)運設(shè)備的研究論文都是關(guān)于水平壓縮中轉(zhuǎn)站的，豎直壓縮式轉(zhuǎn)運設(shè)備的研究報道［1-2］較少.

本文研究的是豎直壓縮式垃圾中轉(zhuǎn)站轉(zhuǎn)運設(shè)備中的關(guān)鍵結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)運車架.并對轉(zhuǎn)運車架在幾種不同工況下進(jìn)行建模分析，根據(jù)分析結(jié)果對結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，經(jīng)過再分析得到滿意結(jié)果，最終確定轉(zhuǎn)運車架的最佳結(jié)構(gòu)方案.

1 使用PRO/E建立初始幾何模型

轉(zhuǎn)運車架平面圖如圖1所示，使用PRO/E軟件建立轉(zhuǎn)運車架初始幾何模型，在此基礎(chǔ)上進(jìn)行分析計算.轉(zhuǎn)運車架幾何模型參數(shù)如表1所示.焊接工藝的板邊緣由于對計算結(jié)果的影響很小，所以在建立幾何模型時不予考慮.主梁模型直接使用矩形截面的型鋼代替兩個焊接的槽鋼，矩形截面尺寸如圖2所示.并將所保存*.igs格式文件導(dǎo)入Hypermesh中劃分網(wǎng)格.

圖1 轉(zhuǎn)運車架簡圖

表1 轉(zhuǎn)運車架幾何模型主要參數(shù)

2 建立有限元分析模型

2.1 使用Hypermesh建立初始有限元模型

Altair Hypermesh是世界領(lǐng)先的獨立于求解器的有限元分析前后處理平臺，擁有全面的CAD和CAE求解器接口，強大的幾何清理、網(wǎng)格劃分以及模型裝配功能.能夠高效地建立各種復(fù)雜模型的有限元和有限差分模型，其實體幾何和實體網(wǎng)格劃分功能建立了六面體和四面體網(wǎng)格劃分功能的新標(biāo)準(zhǔn).Morphing技術(shù)能夠幫助用戶更方便的實現(xiàn)CAE的參數(shù)化，從而提升優(yōu)化設(shè)計的能力.此外，Hypermesh突破有限元分析和多體動力學(xué)分析的界限，成為一個真正意義上通用的前處理平臺［3］.

圖2 主梁截面圖

根據(jù)該機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點，單元類型選用殼單元SHELL63［4］，并賦予該單元四種不同的厚度:20、15、10、8 mm 得到四個 SHELL63 單元組件.在需要添加約束的地方使用剛性約束，所以要再定義一種單元類型MASS21，并賦予該單元一個很小的質(zhì)量.劃分完網(wǎng)格后共得到節(jié)點88 726個，單元89 551個.考慮鋼結(jié)構(gòu)的自身重力的影響，重力加速度系數(shù)為9.8 kg·m/s2.

ANSYS中沒有單位的概念，只利用Hypermesh劃分網(wǎng)格，在整個有限元分析過程當(dāng)中屬于前處理過程，后處理過程使用 ANSYS完成.在 Hypermesh中建立有限元模型時需要考慮單位設(shè)置，統(tǒng)一單位標(biāo)準(zhǔn)，并將文件保存為*.cdb格式，最后導(dǎo)入ANSYS中才能得到正確的計算結(jié)果.初始有限元模型如下圖3所示.

圖3 有限元模型

2.2 確定工況條件并進(jìn)行受力分析

根據(jù)設(shè)計方案的技術(shù)要求提供的工作狀態(tài)和工作載荷，轉(zhuǎn)運設(shè)備的工作過程，大致可以分為六種工作狀態(tài).其中工況狀態(tài)如表2所示.

表2 轉(zhuǎn)運車架工作狀態(tài)表

考慮到有限元分析的需要，經(jīng)分析，第一、第二和第四種工作狀態(tài)為危險工況，分別建立受力模型進(jìn)行有限元分析.三種工況工作狀態(tài)簡化模型如圖4所示.

圖4 轉(zhuǎn)運車架三種危險工況

2.3 施加載荷和約束

分別對三種工況條件下的轉(zhuǎn)運車架建立靜力學(xué)分析模型，得出的載荷和約束條件如表3所示.

工況一，對A點取矩:

工況二，上翻轉(zhuǎn)架的力平衡方程:

表3 三種工況條件下的載荷和約束

由力矩平衡，對B點取矩:

其中，F(xiàn)為鋼絲牽引繩對容器的拉力，kN;F1為馬達(dá)對底座的力偶，kN·m;F41B為上折疊架對翻轉(zhuǎn)架的拉力，kN;F61A為雙作用液壓缸對翻轉(zhuǎn)架底座的作用力，kN;F53C為下折疊架對汽車底座的拉力，kN;Fx為翻轉(zhuǎn)架軸承x方向支反力，kN;Fy不翻轉(zhuǎn)架軸承y方向支反力，kN;θ為上翻轉(zhuǎn)架與汽車底盤的夾角;φ為鋼絲牽引繩與上翻轉(zhuǎn)架之間的夾角;φ2為上折疊架與汽車底盤之間的夾角.

工況四，上翻轉(zhuǎn)架的力平衡方程:

由力矩平衡，對B點取矩:

容器的力平衡方程:

各工況馬達(dá)底座支反力偶F1由公式T1=T/i;T1=F1×L求得.

其中，i為傳動機(jī)構(gòu)的傳動比，取i=3;T為外負(fù)載扭矩，kN·m;T1為馬達(dá)輸出扭矩，kN·m;L為馬達(dá)底座螺栓的中心距，m.各工況力的計算結(jié)果如表3所示.G為容器自重和垃圾滿載重量之和與動載系數(shù)K=1.1的乘積，取G=22 t.

3 分析優(yōu)化結(jié)果

3.1 初始設(shè)計方案分析結(jié)果

轉(zhuǎn)運車架初始有限元模型三種工況條件下的ANSYS有限元分析結(jié)果如表4.

表4 轉(zhuǎn)運車架初始有限元模型的計算結(jié)果

本文研究的轉(zhuǎn)運車架主梁采用45鋼，按第一類載荷組合計算時，安全系數(shù)取1.5，許用應(yīng)力的計算公式［5］:

帶入45 鋼的 σs=355 MPa，σb=600 MPa，則得到45鋼的許用應(yīng)力［σ］=237 MPa.從表4可以看出，工況一條件下轉(zhuǎn)運車架等效應(yīng)力最大值遠(yuǎn)小于所選材料的許用應(yīng)力值，位移變形不大，完全符合設(shè)計要求.工況二、四條件下轉(zhuǎn)運車架的等效應(yīng)力最大值均不出現(xiàn)在主梁，工況二條件下轉(zhuǎn)運車架主梁的等效應(yīng)力最大值為175 MPa;工況四條件下轉(zhuǎn)運車架主梁的等效應(yīng)力最大值為180 MPa，應(yīng)力云圖分別如圖5、6所示.

轉(zhuǎn)運架主梁在工作時的撓度變形是比較大的，所以在設(shè)計時必須考慮主梁的剛度要求，以免產(chǎn)生過大撓曲變形妨礙正常工作.本文選用箱形伸縮式臂架的輪胎式起重機(jī)和汽車起重機(jī)的靜剛度要求標(biāo)準(zhǔn)，對轉(zhuǎn)運架主梁的靜剛度進(jìn)行設(shè)計.靜剛度限制公式［6］:

其中，fL為最大靜位移，cm;LC為轉(zhuǎn)運架主梁長度，m;將已知數(shù)據(jù)LC=5.8 m帶入上式得轉(zhuǎn)運架主梁的最大撓度(最大位移)fL≤33.6 mm.

圖5 工況二初始模型應(yīng)力云圖

圖6 工況四初始模型應(yīng)力云圖

3.2 轉(zhuǎn)運車架主梁壁厚改進(jìn)

根據(jù)以上三種工況的應(yīng)力結(jié)果分析，轉(zhuǎn)運車架的主梁應(yīng)力有較大余量，有必要對其壁厚進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，以提高主梁材料的利用率.然后再對其他結(jié)構(gòu)的壁厚進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，使整個轉(zhuǎn)運車架的位移變形和應(yīng)力達(dá)到工作設(shè)計要求.

3.3 改進(jìn)后再分析結(jié)果

轉(zhuǎn)運車架主梁壁厚優(yōu)化為8 mm后，重新加載工況一、二、四的載荷和約束條件進(jìn)行計算，得到轉(zhuǎn)運車架最終方案的計算結(jié)果，如表5所示.

表5 轉(zhuǎn)運車架計算結(jié)果(主梁壁厚8 mm)

工況二條件下，轉(zhuǎn)運車架上的等效應(yīng)力最大值為403 MPa不出現(xiàn)在主梁結(jié)構(gòu)上，主梁上的最大等效應(yīng)力為223.5 MPa，小于45鋼的許用應(yīng)力237 MPa的要求.應(yīng)力云圖如圖7所示.

圖7 工況二應(yīng)力云圖

工況四條件下，轉(zhuǎn)運車架上的等效應(yīng)力最大值為443 MPa不出現(xiàn)在主梁結(jié)構(gòu)上，主梁上的最大等效應(yīng)力為219.4 MPa，小于45鋼的許用應(yīng)力237 MPa的要求.應(yīng)力云圖如圖8所示.

圖8 工況四應(yīng)力云圖

4 結(jié)論

三種工況條件下轉(zhuǎn)運車架主梁的最大等效應(yīng)力同樣滿足設(shè)計要求，而且材料的力學(xué)性能得到了充分利用.轉(zhuǎn)運車架主梁的應(yīng)力和撓度(位移)情況如表6所示.工況二、四的應(yīng)力云圖如圖7、8所示.

表6 轉(zhuǎn)運車架主梁的最大應(yīng)力(主梁壁厚8 mm)

為了得到以上計算結(jié)果，利用PRO/E軟件建立了幾何分析模型，使用Hypermesh對分析模型進(jìn)行有限元前處理，最后使用ANSYS軟件進(jìn)行有限元后處理，根據(jù)不同的工況條件對轉(zhuǎn)運車架進(jìn)行結(jié)構(gòu)的靜強度和靜剛度分析.根據(jù)分析計算的結(jié)果，對主梁壁厚進(jìn)行改進(jìn)，改進(jìn)后重新利用Hypermesh、ANSYS進(jìn)行分析計算，得到改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)靜強度和靜剛度.通過結(jié)構(gòu)改進(jìn)，轉(zhuǎn)運車架的質(zhì)量從原來的 0.80 t降到 0.686 t，質(zhì)量減少了15.3%，強度和剛度仍能滿足設(shè)計要求.

［1］曹修生.翻轉(zhuǎn)裝箱式生活垃圾壓縮中轉(zhuǎn)設(shè)備研究［D］.淄博:山東理工大學(xué)，2006:1-10.

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［3］李楚琳，張勝蘭，馮櫻，等.HyperWorks分析應(yīng)用實例［M］.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2008.

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