移動分體式垃圾壓縮站舉升機構優(yōu)化設計與強度分析

沈磊，李明林

(1. 福州大學 機械工程及自動化學院，福建 福州 350116； 2. 福建省高端裝備制造協(xié)同創(chuàng)新中心，福建 福州 350116)

0 引言

移動分體式垃圾壓縮站因其舉升機構可配套多個壓縮箱體，垃圾處理效率較高，正逐漸為國內(nèi)生產(chǎn)企業(yè)和用戶所接受和推廣。 目前已有文獻針對移動連體式垃圾壓縮站的舉升機構開展了動力學仿真和優(yōu)化研究。廖林清等[1]對連體式垃圾壓縮站舉升機構進行了動力學分析，并且以液壓缸的驅(qū)動載荷最大值為優(yōu)化目標完成了結(jié)構優(yōu)化設計，使得液壓缸驅(qū)動載荷最大值較優(yōu)化前降低了10.7%。賀磊等[2]基于ADAMS對舉升機構進行動力學仿真分析，并且以垃圾翻斗質(zhì)心加速度最大值的最小化為優(yōu)化目標進行了動力學優(yōu)化。然而，這些文獻僅涉及移動連體式垃圾壓縮站的舉升機構，針對移動分體式垃圾壓縮站舉升機構的研究則未見文獻報道。

本文建立移動分體式垃圾壓縮站舉升機構的二維簡圖。基于ADAMS軟件對其動力學性能進行仿真分析，以舉升機構的桿件連接點坐標為設計變量，以液壓桿驅(qū)動功率最大值的最小化為優(yōu)化目標函數(shù)，對其進行機構動力學優(yōu)化設計。在獲得優(yōu)化的機構參數(shù)后，針對工況嚴峻的時刻，基于ANSYS有限元軟件對其結(jié)構強度進行了模擬分析。分析結(jié)果可為該類垃圾壓縮站舉升機構的結(jié)構設計提供必要的理論依據(jù)。

1 舉升機構的動力學優(yōu)化

1.1 舉升機構結(jié)構介紹

移動分體式垃圾壓縮站舉升機構包含：料斗、廂體以及對稱布置在料斗及廂體兩側(cè)的拉桿、主動臂、液壓缸等5部分。其液壓缸鉸接在箱體底座上，主動臂兩端分別鉸接在箱體底座和料斗上，拉桿兩端分別與料斗和箱體底座鉸接。

舉升機構可以簡化為四連桿機構，如圖1所示。圖中AE為主動臂的簡化模型，DF為拉桿，EF為料斗，而AD為箱體底座。其中，主動臂與拉桿分別對應四連桿機構的擺桿，而料斗對應與四連桿機構的連桿。

圖1中實線構型為舉升機構的初始裝料位置，此時料斗置于平地。虛線構型為卸料位置，此時料斗與壓縮箱體并不貼合。

1—主動臂AE；2—液壓缸BC；3—拉桿DF；4—料斗EF；5—箱體底座AD圖1 舉升機構結(jié)構簡圖

在舉升機構的運動周期內(nèi)，其液壓缸驅(qū)動載荷需要先充壓至一定的數(shù)值，裝滿垃圾的料斗才開始脫離地面。當料斗升起后，液壓缸在初始行程中，為機構提供推力。液壓缸的推力先是緩慢增加，達到最大值后，緩慢減少，隨后迅速衰減到0 N，表明此時負載主要由舉升機構的其他構件承載。之后，液壓缸的驅(qū)動力變?yōu)槔?，并隨著垃圾卸載完畢，液壓缸的驅(qū)動力隨之減為0 N。

采用ADAMS軟件建立舉升機構的仿真模型。舉升機構各組成部分的尺寸為：液壓缸長度500 mm，液壓桿長度600 mm，主動臂長度1 700 mm，拉桿長度1 000 mm。此外，機構桿件的模型尺寸除厚度和寬度以外都按照實際尺寸進行設計。液壓缸選用HSG-G80/40×370型，缸徑為80 mm，桿徑為40 mm，最大行程為370 mm。

1.2 確定目標函數(shù)及約束條件

目標函數(shù)的建立需要選取設計中最為重要的設計目標作為目標函數(shù)，否則，設計將會偏離目標。此外，目標函數(shù)必須具有一定的靈敏度。否則，將難以完成尋優(yōu)[3]考慮到液壓缸所能承受的最大載荷關系到整個舉升機構的結(jié)構強度和承載，舉升機構的驅(qū)動功率則直接對應著其工作時的能耗。而此前的研究成果表明，以驅(qū)動功率最大值的最小化為目標函數(shù)的機構動力學優(yōu)化結(jié)果略優(yōu)于以液壓缸驅(qū)動載荷的優(yōu)化結(jié)果。故選取液壓缸的驅(qū)動功率最大值的最小化為優(yōu)化目標函數(shù)。

當將液壓缸視為驅(qū)動時，舉升機構的余下桿件可簡化為雙搖桿機構。對于雙搖桿機構，各個桿件長度均需滿足如下基本關系，這也是被用作機構動力學優(yōu)化的約束條件：

LAE+LDFLAD；LAE>LEF；LAD>LDF；LEF>LDF。

1.3 機構模型的參數(shù)化

在進行舉升機構動力學優(yōu)化設計時，需要建立ADAMS虛擬樣機模型，如圖1所示。通過對舉升機構的各個點進行參數(shù)化，選取圖1中的A、B、C、D、E五個點的x坐標和y坐標為優(yōu)化設計變量，分別命名為DV_1、DV_2、DV_3、DV_4、DV_5、DV_6、DV_7、DV_8、DV_9 、DV_10。為加快機構動力學優(yōu)化進程，需要對上述優(yōu)化設計變量進行影響度分析[5]。影響度的單位為N/mm，表示設計變量每增加1mm，優(yōu)化目標函數(shù)(此處為液壓缸驅(qū)動功率)就相應變化，正值為驅(qū)動功率增加，而負值為減少。通過影響度分析，最終確定的優(yōu)化設計變量為DV_1 -DV_9[4]。

1.4 優(yōu)化計算

對舉升機構的動力學優(yōu)化采用Adams/view模塊中的OPTDES-SQP算法，優(yōu)化結(jié)果如圖2所示。液壓缸驅(qū)動功率的最大值經(jīng)過13次迭代后降至1.638 7×103W，較之優(yōu)化前的1.787 9×103W降低了8.34%。

圖2 舉升機構液壓缸驅(qū)動功率的優(yōu)化結(jié)果

經(jīng)過動力學優(yōu)化，虛擬樣機模型的設計變量均發(fā)生了變化，如表1所示。

表1 舉升機構優(yōu)化前后設計變量

由于設計變量是與機構尺寸密切相關的，因此優(yōu)化后機構的尺寸和構型也將相應改變，如桿長。優(yōu)化后，舉升機構主動臂AD的長度為1 684 mm，拉桿DE的長度717 mm，料斗EF的取值為1 150 mm。

按照動力學優(yōu)化結(jié)果，重新建立舉升機構的模型，并對其進行仿真分析后發(fā)現(xiàn)，當拉桿的位置為豎直狀態(tài)時，舉升機構的液壓缸的驅(qū)動載荷情況最為嚴峻。

2 舉升機構的有限元強度分析

針對優(yōu)化后的舉升機構，為設計合理的結(jié)構尺寸，本節(jié)對最嚴峻工況下的舉升機構進行強度校核，以驗證機構的合理性。

2.1 建立有限元模型

1) 三維模型的簡化處理

結(jié)合動力學優(yōu)化后舉升機構的結(jié)構參數(shù)，基于Creo1.0軟件建立三維模型，并進行簡化處理。具體方法是：對主要受力構件的細節(jié)結(jié)構進行完整保留，對于其他部位的倒圓角和倒角可以選擇性的去除[5]。

2) 設置材料屬性及接觸類型

舉升機構主體材料均為Q460鋼。其屈服強度為460MPa，密度為7 850 kg/m3，彈性模量E=206GPa，泊松比μ=0.28。

在設定結(jié)構材料的機械屬性之后，需按照構件間的實際約束類型設置連接方式。這是有限元分析的關鍵步驟之一，若不能按照實際工況設定相應的接觸類型，將會直接影響分析結(jié)果的準確性[6]。

ANSYS workbench提供的線性約束類型包括：綁定(Bonded)及不分離(No Separation)。對于綁定約束，接觸面或者接觸邊之間不存在切向的相對滑動和法向的相對分離。這是缺省的接觸類型，適用于所有的接觸區(qū)域。而No Separation與Bonded類似，接觸面或者接觸線之間不允許發(fā)生法向的相對分離，但是允許發(fā)生少量相對的切向無摩擦滑動。

為了更真實地模擬舉升機構的實際工況，舉升機構銷軸處的接觸類型均設為No Separation類型，液壓缸及液壓桿之間設為Bonded。

3) 網(wǎng)格劃分及邊界條件的添加

采用CFD網(wǎng)格劃分類型，通過對比多種不同網(wǎng)格劃分方法的優(yōu)缺點及適用范圍，對主動臂、料斗、機架、液壓缸以及液壓桿選用Automatic自動劃分法，其余構件選用Sweep法劃分網(wǎng)格。舉升機構有限元網(wǎng)格劃分后，節(jié)點總數(shù)為77 700，單元總數(shù)為263 117。圖3為網(wǎng)格劃分之后的效果圖。

圖3 舉升機構網(wǎng)格劃分

完成網(wǎng)格劃分后，根據(jù)設計要求對模型添加相應的邊界條件及載荷。首先設置重力加速度Standard Earth Gravity。其次對舉升機構模型添加外載荷-即滿載時的垃圾質(zhì)量，采用遠程力(Remote Force)載荷類型，將其施加在舉升機構料斗內(nèi)壁的4個表面上，大小設為10 000 N。將舉升機構的機架固定件當作邊界條件來進行處理，均設置為固定約束(Fixed Support)[8]。

4) 主要構件的截面幾何特征

移動分體式垃圾壓縮站舉升機構的主要構件包括：液壓缸、液壓桿、拉桿、主動臂以及鉸接處的銷軸。其中除主動臂三維模型內(nèi)部有凹槽外，其余構件均為規(guī)則幾何體。液壓缸、液壓桿及銷軸的截面均為圓形截面，而拉桿的截面為矩形截面。主動臂的三維模型如圖4所示。

圖4 舉升機構主動臂三維模型圖

2.2 有限元靜載荷分析

舉升機構的有限元強度分析，選取舉升機構運動初始時刻的構型為有限元分析的工況1。工況1下，舉升機構的垃圾料斗剛剛脫離地面，此時機構的位置姿態(tài)如圖1中的實線構型所示，料斗所受載荷-即滿載時的垃圾質(zhì)量為10 000 N，而液壓缸驅(qū)動載荷為0.837 6×105N。

將機構驅(qū)動載荷最為嚴峻的時刻作為工況2。此時，舉升機構的位置姿態(tài)如圖5所示，其液壓缸所承受的驅(qū)動載荷最大，最大值為0.978 7 ×105N。

圖5 工況2下舉升機構的位置姿態(tài)

通過兩種不同工況下的對比分析可以保證分析結(jié)果的可靠性。

1) 工況1有限元分析結(jié)果

對于工況1，舉升機構運動為初始時刻，料斗剛剛脫離地面。經(jīng)有限元求解分析，舉升機構的全局變形量、全局應力以及主要構件的應力圖如圖6-圖8所示。

圖6 舉升機構在工況1下的全局變形量

圖7 舉升機構在工況1下的全局應力

圖8 舉升機構在工況1下的液壓桿應力

圖6給出了工況1下舉升機構的全局變形量。最大變形量出現(xiàn)在垃圾料斗的邊緣上，其數(shù)值約為1.7 mm。由圖7可以看出，舉升機構的應力圖大部分區(qū)域呈深藍色，這就說明舉升機構大部分結(jié)構的等效應力(von Mises)<10 MPa，均能滿足材料的許用強度。最大的von Mises應力出現(xiàn)在如圖8所示的液壓桿軸孔上，最大應力值約為193.2 MPa，小于材料的屈服強度，可滿足強度要求。

2) 工況2有限元分析結(jié)果

對于工況2，拉桿處于豎直狀態(tài)，機構液壓缸承載情況最為嚴峻。通過計算分析得到舉升機構的全局變形量及應力云圖分別如圖9-圖11所示。

圖9 舉升機構在工況2下的全局變形量

圖10 舉升機構在工況2下的全局應力

圖11 工況2下拉桿與固定件銷軸應力

圖9顯示，與工況1類似，工況2下舉升機構的結(jié)構最大變形量同樣出現(xiàn)在料斗邊緣上，最大值約為7.1 mm。而由圖10與圖11可以得知，工況2下舉升機構的結(jié)構最大應力出現(xiàn)在拉桿與固定件連接的銷軸上，大部分區(qū)域的應力值均<50 MPa，而最大應力值約為212.7 MPa，依然小于材料的屈服強度，可滿足強度要求。

3 結(jié)語

本文首先針對移動分體式垃圾壓縮站舉升機構，以其液壓缸驅(qū)動功率最大值的最小化為目標函數(shù)，對機構進行動力學優(yōu)化設計。優(yōu)化后液壓缸驅(qū)動功率為1.638 7×103W，較之優(yōu)化前的1.787 9×103W降低了8.34%。在獲得優(yōu)化的機構參數(shù)后，針對舉升機構工況嚴峻的時刻，基于ANSYS有限元軟件對其結(jié)構強度進行了模擬分析。

分析結(jié)果表明，在工況嚴峻的時刻，其結(jié)構最大變形量約為7.1 mm，且最大應力為212.7 MPa，小于材料的屈服強度，可見動力學優(yōu)化后的舉升機構結(jié)構滿足設計要求。研究結(jié)果可為該類垃圾壓縮站舉升機構的結(jié)構設計提供必要的理論依據(jù)。

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