徐貴平 王曉芳 寧海峰

長治清華機械廠 山西長治 046012

1 前言

現(xiàn)有生活垃圾壓縮設備中的車廂鎖緊機構[1]，其鎖緊鉤只是執(zhí)行單一回轉動作，沒有縱向行程，在工作過程中常常會發(fā)生鎖緊鉤鎖不住車廂，或者在壓縮滿車廂后鎖緊鉤打不開車廂等故障。同時，由于垃圾壓縮機與車廂對接處的間隙無法消除，在壓縮垃圾過程中污水和灰塵就會由對接接縫中漏出，造成了工作環(huán)境的二次污染。針對上述缺陷，本文對生活垃圾壓縮設備中的重要部件——車廂鎖緊機構進行了設計改進與受力分析，確保改進后其受力結構件滿足強度和功能要求。

2 車廂鎖緊機構的原結構形式

車廂鎖緊機構固定于壓縮機入口兩側，通過鎖緊油缸驅動鎖緊鉤執(zhí)行打開或鎖緊車廂動作。當車廂與垃圾壓縮機對接后，鎖緊機構便將車廂與壓縮機鎖定成一體，確保壓縮垃圾時車廂固定不動。垃圾壓縮設備及專用車廂示意圖及原車廂鎖緊機構示意圖見圖1、2所示。

3 垃圾壓縮機中車廂鎖緊機構的改進設計

由于原車廂鎖緊機構在工作過程中常出現(xiàn)故障，對其進行如下改進：

a. 鎖緊鉤增加導向槽。導向槽的前端為一斜槽，以控制鎖緊鉤的打開與鎖緊；后端為一直線槽，以控制鎖緊鉤縱向壓緊或松開專用車廂。這樣，就可確保鎖緊鉤打開與鎖緊的動作更加順暢可靠，消除了故障隱患。結構示意圖如圖3所示。

b. 在壓縮機和專用車廂對接處增加一圈高彈性密封條，鎖緊鉤的縱向行程正好壓緊密封條，保證了對接處的良好密封性。避免了二次污染，改善了工作環(huán)境。結構示意圖如圖4所示。

c. 將油路系統(tǒng)中的節(jié)流閥和雙向液壓鎖的安裝位置從換向閥組處調整到鎖緊油缸的進出油路的端口處，由此可以更加方便地同步調節(jié)兩個鎖緊油缸，同時排除了管路系統(tǒng)長期處于高壓狀態(tài)時容易出現(xiàn)油管破裂的隱患。

4 垃圾壓縮機中車廂鎖緊機構的力學分析

垃圾壓縮機在壓縮垃圾時車廂鎖緊機構一直處于受力狀態(tài)，鎖緊鉤及油缸座一直受到垃圾反彈膨脹的作用力，故分別對其結構受力進行重點分析。而導向座僅起導向作用，不是主要受力件，同時鎖緊油缸及其液壓鎖的受力通常是處在正常工作壓力范圍內，故無需對導向座進行受力分析?，F(xiàn)僅對鎖緊鉤、鎖緊油缸座與壓縮機的連接部位進行有限元分析。

4.1 鎖緊鉤有限元分析

為了更直觀地了解車廂鎖緊機構的幾何形狀及其使用原理，利用SolidWorks三維設計軟件對車廂鎖緊機構進行實體建模(如圖5、6）。

首先利用有限元分析軟件對鎖緊鉤進行分析計算[2]。根據(jù)鎖緊機構的實際受力狀態(tài)，壓縮頭工作時依靠2個鎖緊鉤平衡，其工作壓力為32 t，故每個鎖緊鉤所受到的作用力為F=32/2=16 t。應用COSMOS受力分析軟件對鎖緊鉤實體模型進行約束和加載，載荷按每個16 t計，所選材料為Q345A低合金高強度結構鋼，查機械設計手冊[3]其力學性能參數(shù)為：彈性模量E=196～206 GPa，切變模量G=79 GPa，泊松比μ=0.24～0.28，許用應力σs=345 MPa。

建立實體模型并通過COSMOS有限元分析軟件進行分析，鎖緊鉤應力云圖如圖7所示。由圖7可以看出，最大應力點在鎖緊鉤的前端圓弧處且范圍很小，其最大應力為240 MPa，小于許用應力345 MPa。安全系數(shù)為1.43，由此得出材料的綜合力學性能完全滿足使用工況要求。

4.2 鎖緊油缸支座有限元分析

同樣，利用有限元分析軟件對鎖緊油缸支座進行分析計算，所選材料相同。

經過運行分析，鎖緊油缸支座應力云圖如圖8所示。由圖8可以看出，最大應力點在鎖緊油缸支座的銷軸孔處，其最大應力為69 MPa，小于許用應力345 MPa，安全系數(shù)為5。由此得出材料的綜合力學性能完全滿足使用工況要求。

5 結論

通過對垃圾壓縮設備中車廂鎖緊機構的改進，從功能原理上使車廂鎖緊機構與車廂的鎖緊和分離更加順暢可靠，同時在壓縮垃圾過程中完全消除了污水和灰塵從對接接縫處外溢的現(xiàn)象，避免了二次污染，改善了工作環(huán)境。此外，通過建模及有限元受力分析，可以仿真得出車廂鎖緊機構的全部受力構件完全滿足實際使用工況要求。該設計改進現(xiàn)已在產品上得到實際驗證，其樣機在出廠前的百次例行試驗中，無一次故障發(fā)生，且新產品交付用戶使用3個月后，用戶反饋該機構無一次故障發(fā)生，而原鎖緊機構的平均故障率達到了11%，說明改進后實際使用效果良好。

[1]董濤,呂傳毅,楊先海.城市生活垃圾中轉站新型壓縮裝置的研究[J].山東理工大學學報,2003(2):2-3.

[2]王勖成.有限單元法[M].北京:清華大學出版社,2003.

[3]成大先.機械設計手冊[M].北京:化學工業(yè)出版社,2003.