自裝卸式移動垃圾車拉臂裝置動態特性研究

程 磊，朱真才，沈 剛，戴開宇

(1.中國礦業大學機電工程學院，江蘇 徐州 221116；2.徐州徐工環境技術有限公司，江蘇 徐州 221116)

1 引言

隨著社會經濟的發展，對垃圾處理的效率要求越來越高。自裝卸式移動垃圾車是垃圾處理的重要裝備之一，具有運輸，箱體自裝卸和物料自卸等功能［1］。移動垃圾車主要由：拉臂裝置、車架、垃圾箱和液壓系統等組成。車架直接安裝在垃圾車底盤上，用于支撐箱體。拉臂裝置主要由舉升油缸驅動，可以實現垃圾箱的自裝卸。拉臂的工作過程是一種變負載、多工況的運動，其動態特性將影響城市垃圾處理的效率［2］。文獻［3］基于靈敏度對拉臂裝置進行了優化。文獻［4］通過建立的自卸車數學模型對其運動學進行分析。文獻［5］等基于功率鍵合圖理論對自裝卸機構的液壓系統進行分析。文獻［6］等對車廂可卸式垃圾車的拉臂機構進行多目標優化及軟件開發。目前對于該裝備的分析研究不能夠全面，將分別從運動學、動力學和液壓系統動態特性等方面，進行綜合分析，改善自裝卸式移動垃圾車拉臂裝置的動態特性。

2 運動學分析

圖1 自裝卸式移動垃圾車拉臂裝置Fig.1 Folding Arm Device of Detachable Contanier Mobile Garbage Truck

拉臂式自裝卸裝置采用L型可滑移式機構，主要由：拉臂、舉升臂、拉臂鉤、舉升油缸、副車架和滾輪組成，如圖1所示。箱體的裝卸是垃圾車作業時最復雜的工況，因此主要對拉臂裝置的自裝卸工況進行分析。

箱體自裝和自卸的運動學規律類似，因此，選擇箱體自卸的過程進行運動學分析。將垃圾箱自卸的運動過程分為以下幾個階段。第一階段：拉臂完全縮回，將箱體的重心后移；舉升油缸伸出，舉升臂的傾角增大，箱體沿副車架后部的滾輪下滑，直到箱體后的滾輪接觸地面為止；第二階段：舉升油缸繼續伸出，箱體后滾輪在地面上滾動，直到箱體完全放置到地面為止［6］。

通過對拉臂工作過程的各階段進行運動學分析，避免作業過程中部件之間的碰撞，從而對拉臂式裝置進行合理的布局和設計。

2.1 第一階段運動學分析

以地面作為x軸，垂直于地面并經過鉸接點F的直線為y軸，建立坐標系，如圖2所示。A、B、F分別為固定在副車架上的鉸接點，D為舉升液壓缸的鉸接點，H為副車架尾部的滑輪。

圖2 第一階段的運動坐標圖Fig.2 Simplified Physical Model of the First Stage

設MN=PK=l；MP=NK=h；BD=b；FB=c；FD=d+s；BG=e；GP=m；各固定鉸接點的坐標為，A(xA，yA)、B(xB，yB)、D(xD，yD)、F(xF，yF)、H(xH，yH)。

其中，l—箱體的長度(mm)；h—箱體的高度(mm)；d—舉升液壓缸的初始長度(mm)；α—舉升臂的水平傾角(rad)；γ—箱體的水平傾角(rad)；θ—舉升液壓缸傾斜的角度(rad)；h0—副車架距離地面的高度(mm)；

由機構簡圖得出自卸過程中鉸接點G的坐標為：

式中：α0—α0=arccos［(e2+b2-g2)/2be］，BG較BD所在直線的傾角(rad)；

在三角形△GPH中，利用幾何關系求GH較PH的傾角為：

根據坐標關系，得箱體的水平傾角為：

根據G點的坐標和箱體的傾角，可以得出箱體上各臨界點M、P、N、K的坐標。假設箱體的質量均勻分布，箱體的重心就是幾何中心，則箱體重心的坐標為：

在舉升油缸的作用下，為使得箱體后部K點能夠平穩的落地，需要保證箱體在下滑過程中始終沿著副車架尾部滑輪H點移動。即，當yK=0時，PH＞0。

滿足上述條件，可以避免箱體在下滑過程中箱體前邊緣對車架尾部的撞擊。在設計過程中，不僅要避免箱體運動過程的干涉，還需要保證箱體運動的平穩性。大多少企業在自裝卸設計過程中，通常采用“類比作圖試湊法”，需要多次試湊與調整，效率較低［7］。采用解析法，研究自裝卸裝置在舉升過程中，各部件運動參數的變化情況。提高自裝卸裝置的作業效率和運動的平穩性。

將拉臂裝置簡化為封閉矢量多邊形，如圖3所示。對封閉矢量多邊形BFD和BPGH列出矢量方程為：

圖3 第一階段運動矢量圖Fig.3 Motion Vector Graph of the First Stage

將矢量方程投影在xoy中，得：

根據機構的結構特點，得知lFB和lBH為車架鉸接點之間的固定長度；lBD，lBP，lPG為“L”型舉升臂各鉸接點之間的固定長度；θ4為BH的水平傾角。求解該方程可以得出θ1，θ2，θ3，lGH。將上述方程進行求導，并且列為線性方程組的形式為：

根據上述矩陣方程可以得出ω1，ω2，ω3，vGH。通過分析垃圾壓縮箱體的運動速度與舉升油缸伸出速度的關系，可以提高箱體卸載或安裝過程中的穩定性與效率。

根據拉臂裝置尺寸，分析各運動階段箱體運動規律，如表1所示。

表1 拉臂裝置尺寸Tab.1 Dimension of Hooklift Arm Device

舉升油缸在不同的線速度下，在(0～4)s處箱體下滑速度較快，4s后近似為勻速下滑，如圖4所示。為了提高卸載的穩定性和速度，應在開始階段設置較小的油缸伸出速度，并逐漸增加油缸伸出速度，并在4s后達到最大速度。

圖4 第一階段箱體運動規律分析Fig.4 Analysis of Movement Regular of Container in the First Stage

2.2 第二階段運動學分析

當箱體后部滾輪K點與地面接觸時，副車架尾部H點不與箱體下邊緣接觸，如圖5所示。在箱體自裝卸的過程中，應避免P點與副車架發生碰撞。在該運動階段過程中，各較點與箱體的坐標表達式與第一階段相同，只有箱體傾角表達式不同。箱體的水平傾角為：

圖5 第二階段的物理簡化模型Fig.5 Simplified Physical Model of the Second Stage

為了避免P點與副車架尾部碰撞，應滿足以下條件為：

根據第二階段運動矢量圖，如圖6所示。建立運動學矢量方程為：

圖6 第二階段機構運動矢量圖Fig.6 Motion Vector Graph of the Second Stage

將矢量方程投影到xoy的坐標系上為：

根據所列方程可以得出θ1，θ2，θ3，lBKx。將上述方程對時間t進行求導，并轉換為矩陣形式為：

對舉升機構運動過程的各點進行分析。

圖7 第二階段箱體運動規律分析Fig.7 Analysis of Movement Regular of Container in the Second Stage

當舉升油缸以勻速伸出時，在第二階段中，箱體落地后運動速度先逐漸增大，后逐漸減少，如圖7所示。舉升油缸速度越大，箱體運動速度越大。當速度vcl=50mm/s時，t=(35～37)s箱體突然減速，拉臂容易出現脫鉤和箱體碰撞地面的現象，因此在此處應減小比例換向閥的開口面積，減小舉升油缸的伸出速度，提高箱體運動的穩定性。

3 拉臂裝置的動力學分析

由于自裝卸運動較緩慢，各部件的慣性力和慣性力矩相對較小，因此忽略其對動力學分析的影響。設各結構部分質量均勻分布，幾何中心就是各機構部件的質心［8］。

3.1 第一階段動力學分析

各鉸點受力如上圖所示，如圖8所示。根據受力分析對各鉸點力進行求解，建立力和力矩平衡方程。在鉸接點G建立箱體的動力學方程為：

圖8 第一階段各鉸點受力示意圖Fig.8 Force Diagram of Hinge Points in the First Stage

求解可得FGy、FGx、Fn。由圖8，可列出拉臂鉤機構的受力分析等式為：

以上兩個方程組聯立即可求得FDx、FDy。

3.2 第二階段動力學分析

第二階段，即箱子后滾輪開始接觸地面，到箱體完全落地過程，各鉸點受力，如圖9所示。

圖9 第二階段各較點受力示意圖Fig.9 Force Diagram of Hinge Points in the Second Stage

根據受力分析對各鉸點力進行求解，求解過程如下：

求解可得：FGx、FGy、FHx、FHy。

以上兩個方程組聯立即可求得FDx、FDy。

根據上述式子，可以得出液壓缸在不同運動階段的驅動力為：

設Gp=478kg，Gs=200kg，GY=500kg。根據上述表達式與尺寸，如圖10、圖11所示。可以得出舉升油缸鉸接處的受力隨舉升臂傾斜角度的變化規律。

圖10 舉升液壓缸的鉸接處的受力Fig.10 Force on the Hinge of Lifting Cylinder

圖11 舉升油缸的驅動力Fig.11 Driving Force of Lifting Oil Cylinder

4 液壓系統分析

為建立的液壓舉升系統AMEsim仿真模型［10］，如圖12所示。根據折臂裝置動力學的分析結果，分析舉升油缸在變負載的工作過程中，液壓系統的瞬間壓力變化。

圖12 液壓舉升系統的AMEsim仿真模型Fig.12 AMEsim Simulation Model of Hydraulic Lifting System

設舉升油缸勻速運動，液壓系統的輸出流量為：

式中：Q—舉升油缸的進油量，L/min；D—液壓缸無桿腔的直徑，mm；設舉升油缸的運動速度為Vcl=33.17mm/s，行程為L=1882mm，溢流閥的壓力為26MPa，定量泵的輸出流量為80L/min。

圖13 舉升油缸進油口壓力Fig.13 Inlet Pressure of Lifting Oil Cylinder

圖14 舉升油缸出油口壓力Fig.14 Outlet Pressure of Lifting Oil Cylinder

由于液壓系統采用定量泵對舉升油缸進行供油，進油腔的壓力隨著負載力的變化而變化，如圖13、圖14所示。在液壓系統啟動瞬間，舉升油缸的無桿腔瞬間壓力增大，達到28MPa并出現震蕩。溢流閥打開出現溢流，最高壓力穩定在26MPa。在(0～14.3)s之間，瞬間壓力變化最大，應減小比例閥的開口面積，緩慢減低系統壓力。在(14.3s～26.4)s之間有桿腔的壓力大于無桿腔的壓力，液壓缸的推力變成拉力，箱體主要依靠自重沿著尾部滑輪緩慢下落。在18.9s處箱體落地，液壓系統壓力出現震蕩。在26.4s后舉升油缸壓力逐漸升高，主要克服箱體的重力和地面對箱體的摩擦力。結合拉臂裝置的液壓系統仿真，運動學和動力學分析，可以總結出：舉升臂在不同傾斜角度下，換向閥的最佳工作狀態；α=12°為舉升臂的初始傾斜角度；12°＜α≤13°之間，換向閥流量逐漸增加到最大，以減少開始階段壓力波動；13°＜α≤47°之間，換向閥保持最大流量輸出；47°＜α≤48°之間，流量逐漸減小，降低箱體在落地時，系統的壓力波動；48°＜α≤49°之間，流量逐漸增加到最大；49°＜α≤109°之間，換向閥保持最大流量輸出；α＞109°，換向閥流量逐漸減小至箱體完全落地。

5 總結

根據移動垃圾車拉臂裝置的結構特點，建立坐標系，分析其主要運動部件幾何關系，得出拉臂裝置避免碰撞的幾何條件。利用解析法，研究拉臂裝置上箱體的運動規律，得出箱體運動速度隨液壓缸位移的表達式。根據拉臂裝置的工作特點，對其動力學進行分析，并得出液壓缸驅動力與舉升臂傾斜角度的變化規律。根據對舉升油缸液壓系統的AMEsim仿真分析，獲得了液壓系統瞬間壓力的變化規律。結合液壓系統仿真，運動學和動力學的分析，得出了換向閥在舉升臂不同傾斜角度下的最佳工作狀態。