張 猛,沈 輝,孫明珠,殷 超
(揚州大學機械工程學院,江蘇 揚州 225127)
餐廚車作為專用車輛,重要性與日俱增。樊智敏[1]等對車廂可卸式垃圾車拉臂系統(tǒng)建立剛?cè)狁詈戏抡嫦到y(tǒng)并準確找到拉臂系統(tǒng)危險工況;王金剛[2]等采用ADAMS 對垃圾車翻桶結(jié)構(gòu)建立了虛擬樣機模型,并對其進一步優(yōu)化設(shè)計;韓以倫[3]等對垃圾車提升機構(gòu)進行過ADAMS 和MATLAB 軟件下聯(lián)合仿真研究,解決了傳統(tǒng)設(shè)計中機械系統(tǒng)與控制系統(tǒng)的不匹配。但目前對于垃圾車壓縮機構(gòu)的研究還比較薄弱,特別是壓縮機構(gòu)輕量化這一方向重視不夠、研究較少。
本文設(shè)計一款餐廚車壓縮機構(gòu),并進行動力學與靜力學分析研究,獲得其受力曲線、位移和應力云圖。根據(jù)仿真分析結(jié)果,采用懲罰函數(shù)法對壓縮機構(gòu)關(guān)鍵部件進行輕量化設(shè)計,提高壓縮機構(gòu)的工作可靠性、經(jīng)濟性。
壓縮機構(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,機箱焊接總成是其工作場所。當提料機構(gòu)將垃圾倒入壓縮倉后,壓縮機構(gòu)開始工作。工作時動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垃圾,然后保壓3 s 再重新回到初始位置,回程時油桿做收縮運動,動力傳遞路線不變。
圖1 壓縮機構(gòu)結(jié)構(gòu)
在CATIA 中建立壓縮機構(gòu)總成模型,并導入ADAMS 軟件,對各部件設(shè)置材料屬性,建立運動副;在油缸圓柱副處施加驅(qū)動,驅(qū)動函數(shù)為:STEP(time,0,0,24,390);對壓縮機構(gòu)施加載荷,載荷主要來自垃圾與壓縮倉摩擦力、刮板與壓縮倉摩擦力以及壓縮時的壓縮力。為獲得壓縮機構(gòu)所受最大載荷,取其極限工況進行動力學分析[4-5]。按設(shè)計要求,刮板最大壓縮力取20kN,壓縮機構(gòu)位于壓縮倉部分的總質(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)的機箱使垃圾不易殘存,因此垃圾與壓縮倉摩擦力可忽略不計。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。由于壓縮機構(gòu)回程是壓縮過程的逆過程,因此不對其仿真分析[6]。由圖2 可知:壓縮機構(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)、無干涉。
圖2 刮板質(zhì)心速度、加速度、角加速度值
動力學分析結(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構(gòu)工作過程的保壓階段,符合實際工況。
圖3 耳板受力曲線圖
在輕量化設(shè)計前進行壓縮機構(gòu)剛度強度分析。因油缸是選裝部件,不需優(yōu)化,只對其余部件進行分析。在仿真分析時,先將CATIA 中部件模型簡化,再導入到ANSYS Workbench 中。部件導入后定義材料屬性(如表1 所示)、劃分網(wǎng)格,對部件定義約束,結(jié)合動力學分析結(jié)果確定其載荷條件,最后對其進行求解分析。
耳板等效應力云圖如圖4 所示。其最大應力為156.58 MPa,加強板處有應力集中。耳板位移云圖如圖5 所示。最大位移出現(xiàn)在底端圓孔處,符合實際變形情況,最大位移為0.74 mm。綜上所述,耳板最大應力遠小于其屈服強度且變形較小,初始設(shè)計過于保守,應予以優(yōu)化。
圖4 耳板等效應力云圖
圖5 耳板位移云圖
撥板總成等效應力云圖如圖6 所示。撥板總成所受最大應力為510.30 MPa,位于撥爪加強筋下端應力集中處,其余位置應力普遍較小。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??紤]到刮板與壓縮倉配合處間隙不能過大,對刮板與撥爪處初始設(shè)計不予優(yōu)化,只對轉(zhuǎn)軸與加強筋予以優(yōu)化。
表1 BS700MC 的材料屬性
圖6 撥板總成等效應力云圖
圖7 撥板總成位移云圖
由于尺寸優(yōu)化可靠性與準確率高,結(jié)合耳板、轉(zhuǎn)軸的實際工況,決定對耳板和轉(zhuǎn)軸進行尺寸優(yōu)化[7-8]。采用懲罰函數(shù)法求出滿足約束時壓縮機構(gòu)尺寸的最優(yōu)解??紤]到應力集中,對耳板與撥板總成應力集中部位采用圓弧過渡。
由于材料不變,取最小體積F(x)為目標函數(shù),取大孔內(nèi)徑、小孔內(nèi)徑為常量,其余主要尺寸為變量。為方便材料力學分析,耳板處螺紋孔忽略不計,建立目標函數(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度確定耳板約束條件如下:
式中:δ1—彎曲應力;M1—最大彎矩;W—抗彎截面系數(shù);[δ1]—耳板許用應力。
綜上所述,將所有約束函數(shù)規(guī)格化,則耳板優(yōu)化設(shè)計的數(shù)學模型可表示為:
取耳板安全系數(shù)為2,利用內(nèi)點懲罰函數(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)計變量初始值與優(yōu)化值如表2 所示。
表2 設(shè)計變量初始值與優(yōu)化值 單位:mm
優(yōu)化后耳板等效應力云圖如圖8 所示。應力集中現(xiàn)象有所改善、最大應力為173.91 MPa,滿足使用強度要求。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。在保證剛度強度前提下,耳板總質(zhì)量減輕1.11 kg、下降率達24%。
圖8 優(yōu)化后耳板等效應力云圖
圖9 優(yōu)化后耳板位移云圖
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)為目標函數(shù),建立目標函數(shù)公式如下:
式中:l—轉(zhuǎn)軸長度;D—轉(zhuǎn)軸外徑;d—轉(zhuǎn)軸內(nèi)徑。目標函數(shù)中d 為設(shè)計變量,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)合材料屈服強度確定其約束條件如下:
式中:τ—扭轉(zhuǎn)強度;M—最大扭矩;Wt—抗扭截面系數(shù);[τ]—轉(zhuǎn)軸許用應力。
式(14)中只有一個變量,可直接通過求極值獲得最優(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力云圖如圖10 所示,應力集中現(xiàn)象明顯改善、撥板總成最大應力為398.47 MPa,滿足使用強度要求。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。同時轉(zhuǎn)軸相比原122 mm 內(nèi)徑時總質(zhì)量減輕20.86 kg,下降率達51.90%。
圖10 優(yōu)化后撥板總成等效應力云圖
圖11 優(yōu)化后撥板總成位移云圖
根據(jù)優(yōu)化結(jié)果對餐廚車移動箱進行樣機試制并試驗,試制樣機如圖12 所示。
表3 試驗與仿真結(jié)果對照表
試驗與仿真結(jié)果對照如表3 所示。試驗項目中除滿載油缸最大壓力外,其余各項偏移均在5%以內(nèi),證明仿真符合實際工況,同時也證明壓縮機構(gòu)工作平穩(wěn)可靠。滿載時油缸最大壓力平均值與仿真值相差較大是因為設(shè)定垃圾對刮板最大反力時取值較高,這樣可以保證壓縮機構(gòu)的壓縮密度與使用可靠性。試驗完成后,用三坐標測量儀測量主要位置有無變形,測試結(jié)果表明壓縮機構(gòu)無明顯變形,剛度強度滿足使用要求。
設(shè)計一款適用于側(cè)裝壓縮式餐廚車的刮板式壓縮機構(gòu),通過動力學仿真,驗證了結(jié)構(gòu)無運動干涉,并求出其極限工況載荷值;通過懲罰函數(shù)法對壓縮機構(gòu)可優(yōu)化零件求出尺寸最優(yōu)解,完成零件尺寸優(yōu)化,實現(xiàn)壓縮機構(gòu)總體質(zhì)量下降21.97 kg;樣機試驗中,壓縮機構(gòu)工作平穩(wěn),無運動干涉,驗證了仿真結(jié)果的正確性。