餐廚車壓縮機(jī)構(gòu)的仿真分析與輕量化設(shè)計(jì)

張 猛，沈 輝，孫明珠，殷 超

（揚(yáng)州大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，江蘇 揚(yáng)州 225127）

0 引 言

餐廚車作為專用車輛，重要性與日俱增。樊智敏[1]等對(duì)車廂可卸式垃圾車?yán)巯到y(tǒng)建立剛?cè)狁詈戏抡嫦到y(tǒng)并準(zhǔn)確找到拉臂系統(tǒng)危險(xiǎn)工況；王金剛[2]等采用ADAMS 對(duì)垃圾車翻桶結(jié)構(gòu)建立了虛擬樣機(jī)模型，并對(duì)其進(jìn)一步優(yōu)化設(shè)計(jì)；韓以倫[3]等對(duì)垃圾車提升機(jī)構(gòu)進(jìn)行過(guò)ADAMS 和MATLAB 軟件下聯(lián)合仿真研究，解決了傳統(tǒng)設(shè)計(jì)中機(jī)械系統(tǒng)與控制系統(tǒng)的不匹配。但目前對(duì)于垃圾車壓縮機(jī)構(gòu)的研究還比較薄弱，特別是壓縮機(jī)構(gòu)輕量化這一方向重視不夠、研究較少。

本文設(shè)計(jì)一款餐廚車壓縮機(jī)構(gòu)，并進(jìn)行動(dòng)力學(xué)與靜力學(xué)分析研究，獲得其受力曲線、位移和應(yīng)力云圖。根據(jù)仿真分析結(jié)果，采用懲罰函數(shù)法對(duì)壓縮機(jī)構(gòu)關(guān)鍵部件進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，提高壓縮機(jī)構(gòu)的工作可靠性、經(jīng)濟(jì)性。

1 壓縮機(jī)構(gòu)工作原理

壓縮機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)如圖1 所示，主要由油缸、耳板、轉(zhuǎn)軸、撥爪、刮板五部分組成，機(jī)箱焊接總成是其工作場(chǎng)所。當(dāng)提料機(jī)構(gòu)將垃圾倒入壓縮倉(cāng)后，壓縮機(jī)構(gòu)開(kāi)始工作。工作時(shí)動(dòng)力傳遞路線依次沿油桿、耳板、轉(zhuǎn)軸、撥爪，最終傳遞到刮板。刮板首先清空壓縮倉(cāng)垃圾，然后保壓3 s 再重新回到初始位置，回程時(shí)油桿做收縮運(yùn)動(dòng)，動(dòng)力傳遞路線不變。

圖1 壓縮機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)

2 壓縮機(jī)構(gòu)仿真分析

2.1 壓縮機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析

在CATIA 中建立壓縮機(jī)構(gòu)總成模型，并導(dǎo)入ADAMS 軟件，對(duì)各部件設(shè)置材料屬性，建立運(yùn)動(dòng)副；在油缸圓柱副處施加驅(qū)動(dòng)，驅(qū)動(dòng)函數(shù)為：STEP（time,0，0，24，390）；對(duì)壓縮機(jī)構(gòu)施加載荷，載荷主要來(lái)自垃圾與壓縮倉(cāng)摩擦力、刮板與壓縮倉(cāng)摩擦力以及壓縮時(shí)的壓縮力。為獲得壓縮機(jī)構(gòu)所受最大載荷，取其極限工況進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析[4-5]。按設(shè)計(jì)要求，刮板最大壓縮力取20kN，壓縮機(jī)構(gòu)位于壓縮倉(cāng)部分的總質(zhì)量為91.165kg，摩擦系數(shù)為0.3，摩擦力為280 N。弧形結(jié)構(gòu)的機(jī)箱使垃圾不易殘存，因此垃圾與壓縮倉(cāng)摩擦力可忽略不計(jì)。載荷方向取垂直刮板方向，函數(shù)設(shè)為：IF（time-24:280，20 000，IF（time-27:20 000，20 000,0））。

刮板質(zhì)心速度、加速度、角加速度曲線如圖2 所示。由于壓縮機(jī)構(gòu)回程是壓縮過(guò)程的逆過(guò)程，因此不對(duì)其仿真分析[6]。由圖2 可知：壓縮機(jī)構(gòu)速度最大值為31.8 mm/s，加速度最大值為13.5 mm/s2，角加速度最大值為1.7 rad/s2。速度變化平緩，加速度和角加速度數(shù)值較小，表明其工作平穩(wěn)、無(wú)干涉。

圖2 刮板質(zhì)心速度、加速度、角加速度值

動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果如圖3 所示。耳板處所受合力最大值為41 806 N，其中x 方向分力最大值為37 947 N，z 方向分力最小值為-15 715 N，合力最大值位于壓縮機(jī)構(gòu)工作過(guò)程的保壓階段，符合實(shí)際工況。

圖3 耳板受力曲線圖

2.2 壓縮機(jī)構(gòu)剛度強(qiáng)度分析

在輕量化設(shè)計(jì)前進(jìn)行壓縮機(jī)構(gòu)剛度強(qiáng)度分析。因油缸是選裝部件，不需優(yōu)化，只對(duì)其余部件進(jìn)行分析。在仿真分析時(shí)，先將CATIA 中部件模型簡(jiǎn)化，再導(dǎo)入到ANSYS Workbench 中。部件導(dǎo)入后定義材料屬性（如表1 所示）、劃分網(wǎng)格，對(duì)部件定義約束，結(jié)合動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果確定其載荷條件，最后對(duì)其進(jìn)行求解分析。

耳板等效應(yīng)力云圖如圖4 所示。其最大應(yīng)力為156.58 MPa，加強(qiáng)板處有應(yīng)力集中。耳板位移云圖如圖5 所示。最大位移出現(xiàn)在底端圓孔處，符合實(shí)際變形情況，最大位移為0.74 mm。綜上所述，耳板最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于其屈服強(qiáng)度且變形較小，初始設(shè)計(jì)過(guò)于保守，應(yīng)予以優(yōu)化。

圖4 耳板等效應(yīng)力云圖

圖5 耳板位移云圖

撥板總成等效應(yīng)力云圖如圖6 所示。撥板總成所受最大應(yīng)力為510.30 MPa，位于撥爪加強(qiáng)筋下端應(yīng)力集中處，其余位置應(yīng)力普遍較小。撥板總成位移云圖如圖7 所示，位移最大值為4.25 mm，位移主要發(fā)生在刮板與撥爪處。考慮到刮板與壓縮倉(cāng)配合處間隙不能過(guò)大，對(duì)刮板與撥爪處初始設(shè)計(jì)不予優(yōu)化，只對(duì)轉(zhuǎn)軸與加強(qiáng)筋予以優(yōu)化。

表1 BS700MC 的材料屬性

圖6 撥板總成等效應(yīng)力云圖

圖7 撥板總成位移云圖

3 壓縮機(jī)構(gòu)輕量化設(shè)計(jì)

由于尺寸優(yōu)化可靠性與準(zhǔn)確率高，結(jié)合耳板、轉(zhuǎn)軸的實(shí)際工況，決定對(duì)耳板和轉(zhuǎn)軸進(jìn)行尺寸優(yōu)化[7-8]。采用懲罰函數(shù)法求出滿足約束時(shí)壓縮機(jī)構(gòu)尺寸的最優(yōu)解?？紤]到應(yīng)力集中，對(duì)耳板與撥板總成應(yīng)力集中部位采用圓弧過(guò)渡。

3.1 耳板尺寸優(yōu)化

由于材料不變，取最小體積F(x)為目標(biāo)函數(shù)，取大孔內(nèi)徑、小孔內(nèi)徑為常量，其余主要尺寸為變量。為方便材料力學(xué)分析，耳板處螺紋孔忽略不計(jì)，建立目標(biāo)函數(shù)F(x)的公式為：

式中：h—耳板厚度；r1—大孔外圓半徑；r3—小孔外圓半徑。

耳板受彎矩作用，結(jié)合耳板工況與材料屈服強(qiáng)度確定耳板約束條件如下：

式中：δ1—彎曲應(yīng)力；M1—最大彎矩；W—抗彎截面系數(shù)；[δ1]—耳板許用應(yīng)力。

綜上所述，將所有約束函數(shù)規(guī)格化，則耳板優(yōu)化設(shè)計(jì)的數(shù)學(xué)模型可表示為：

取耳板安全系數(shù)為2，利用內(nèi)點(diǎn)懲罰函數(shù)法求得最優(yōu)解為x*=（8.860 89.936 39.901）T，最優(yōu)解圓整后所得設(shè)計(jì)變量初始值與優(yōu)化值如表2 所示。

表2 設(shè)計(jì)變量初始值與優(yōu)化值 單位：mm

優(yōu)化后耳板等效應(yīng)力云圖如圖8 所示。應(yīng)力集中現(xiàn)象有所改善、最大應(yīng)力為173.91 MPa，滿足使用強(qiáng)度要求。優(yōu)化后耳板位移云圖如圖9 所示，耳板最大位移為1.42 mm，剛度滿足使用要求。在保證剛度強(qiáng)度前提下，耳板總質(zhì)量減輕1.11 kg、下降率達(dá)24%。

圖8 優(yōu)化后耳板等效應(yīng)力云圖

圖9 優(yōu)化后耳板位移云圖

3.2 轉(zhuǎn)軸尺寸優(yōu)化

由于材料已選定，轉(zhuǎn)軸最小質(zhì)量取決于其體積，以最小體積F(d)為目標(biāo)函數(shù)，建立目標(biāo)函數(shù)公式如下：

式中：l—轉(zhuǎn)軸長(zhǎng)度；D—轉(zhuǎn)軸外徑；d—轉(zhuǎn)軸內(nèi)徑。目標(biāo)函數(shù)中d 為設(shè)計(jì)變量，D 和l 為常量。

根據(jù)轉(zhuǎn)軸工況，轉(zhuǎn)軸在轉(zhuǎn)矩作用下發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形，結(jié)合材料屈服強(qiáng)度確定其約束條件如下：

式中：τ—扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度；M—最大扭矩；Wt—抗扭截面系數(shù)；[τ]—轉(zhuǎn)軸許用應(yīng)力。

式（14）中只有一個(gè)變量，可直接通過(guò)求極值獲得最優(yōu)解，取轉(zhuǎn)軸安全系數(shù)為3，考慮到轉(zhuǎn)軸小孔處應(yīng)力集中，d 的最優(yōu)解最終取為130 mm。

優(yōu)化后撥板總成等效應(yīng)力云圖如圖10 所示，應(yīng)力集中現(xiàn)象明顯改善、撥板總成最大應(yīng)力為398.47 MPa，滿足使用強(qiáng)度要求。優(yōu)化后撥板總成位移云圖如圖11 所示。最大位移為5.90 mm，略有增加但仍在許可范圍。同時(shí)轉(zhuǎn)軸相比原122 mm 內(nèi)徑時(shí)總質(zhì)量減輕20.86 kg，下降率達(dá)51.90%。

圖10 優(yōu)化后撥板總成等效應(yīng)力云圖

圖11 優(yōu)化后撥板總成位移云圖

4 樣機(jī)試驗(yàn)

根據(jù)優(yōu)化結(jié)果對(duì)餐廚車移動(dòng)箱進(jìn)行樣機(jī)試制并試驗(yàn)，試制樣機(jī)如圖12 所示。

表3 試驗(yàn)與仿真結(jié)果對(duì)照表

試驗(yàn)與仿真結(jié)果對(duì)照如表3 所示。試驗(yàn)項(xiàng)目中除滿載油缸最大壓力外，其余各項(xiàng)偏移均在5%以內(nèi)，證明仿真符合實(shí)際工況，同時(shí)也證明壓縮機(jī)構(gòu)工作平穩(wěn)可靠。滿載時(shí)油缸最大壓力平均值與仿真值相差較大是因?yàn)樵O(shè)定垃圾對(duì)刮板最大反力時(shí)取值較高，這樣可以保證壓縮機(jī)構(gòu)的壓縮密度與使用可靠性。試驗(yàn)完成后，用三坐標(biāo)測(cè)量?jī)x測(cè)量主要位置有無(wú)變形，測(cè)試結(jié)果表明壓縮機(jī)構(gòu)無(wú)明顯變形，剛度強(qiáng)度滿足使用要求。

5 結(jié) 語(yǔ)

設(shè)計(jì)一款適用于側(cè)裝壓縮式餐廚車的刮板式壓縮機(jī)構(gòu)，通過(guò)動(dòng)力學(xué)仿真，驗(yàn)證了結(jié)構(gòu)無(wú)運(yùn)動(dòng)干涉，并求出其極限工況載荷值；通過(guò)懲罰函數(shù)法對(duì)壓縮機(jī)構(gòu)可優(yōu)化零件求出尺寸最優(yōu)解，完成零件尺寸優(yōu)化，實(shí)現(xiàn)壓縮機(jī)構(gòu)總體質(zhì)量下降21.97 kg；樣機(jī)試驗(yàn)中，壓縮機(jī)構(gòu)工作平穩(wěn)，無(wú)運(yùn)動(dòng)干涉，驗(yàn)證了仿真結(jié)果的正確性。