GSK5160ZYS4后裝卸壓縮式垃圾車壓縮機構設計計算及動力性能分析

馬軍偉

（甘肅省建設投資（控股）集團有限公司，甘肅 蘭州730050）

1 引言

GSK5160ZYS4后裝卸壓縮式垃圾車是城市垃圾壓縮收納重要的專用運輸與作業車輛。該車可實現自動壓實、傾倒，能夠解決各類垃圾轉運的再次污染。該車的底盤為東風二類汽車底盤，采用ISDe180 50發動機，額定功率為130 kW。本文對該車的質量參數、發動機選型校核、動力性有關參數，上裝的有關設計參數、箱體強度、壓縮機構設計、質心位置計算、整車穩定性計算進行計算分析。

2 設計原則

后裝卸壓縮垃圾車受力較為集中的結構為：滑板、刮板、推鏟、導軌、填裝器、垃圾箱體。工作裝置由滑板、刮板、推鏟和各液壓油缸組成。對于這些結構件的分析計算，首先應確定各壓縮機構的最不利工作狀況，即在各操作狀況下對壓縮機構零部件可能出現最大的應力，以各操作狀態作為設計該壓縮機構零部件的依據。零部件材料及許用應力可參照結構材料Q345B、45鋼、40Cr鋼等基本許用應力表進行選擇。

3 主要技術性能參數設計確定

可根據國家對公路車輛限制尺寸要求取總高為3 250 mm，總寬為2 490 mm；根據《專用汽車設計》設計要求的垃圾箱體容積、參考國內同型號車型底盤參數等初步確定總長為8 600 mm；該車采用東風商用車有限公司的DFL1160BX4型汽車底盤。

4 動力性分析計算

本車迎風面積為：

式（1）中：B為汽車前輪距，m；H為汽車高，m。

本車發動機為ISDe180 40東風康明斯發動機，其最大功率對應的其轉速及其最大扭矩對應的其轉速為：當最大功率為130 kW時，轉速為2 500 r/min；當最大扭矩為700 N·m時，轉速為1 400 r/min。

變速器速比如表1所示。

表1 變速器速比

本車最高車速為：由計算可得，本車在滿載狀況下，在較好的路況下使用6擋行駛時，其最高轉速對應的速度即為最高車速Uαmax，其值為Uαmax≈106 km/h。

本車最大爬坡度imax為：imax=tgαmax=tg16.60≈0.283×100%≈28.3%。

本車最大動力因數：D≈0.274。

本車最小轉彎直徑為：

式（2）中：Dmin為最小轉彎直徑，m；L為軸距，L=4 200 mm；θmax為轉向輪外輪最大轉角，θmax=35°；b為前輪距，b=1 880 mm；M為主銷中心距，M=1 600 mm。

將上述已知參數代入可求最小轉彎直徑：Dmin=2×{4.2/0.57+（1.88－1.60）/2}=15.02 m。

從分析計算結果可知整車動力性符合要求。

5 壓縮機構設計及受力分析

該壓縮機構包含刮板、滑板和推鏟形成的雙向壓縮機構。確定該車垃圾箱容積為10 m3；根據后裝卸壓縮式垃圾車行業標準，壓縮機構刮板、滑板、推鏟等在進行垃圾壓縮時，它的一個工作壓縮循環時間小于25 s。使用垃圾箱內推鏟卸料的，工作壓縮循環時間選取25 s。推鏟油缸作直線運動時，刮板所要克服的載荷為：質量m1為80 kg，摩擦系數μ選取0.06。

對推鏟和刮板作受力分析，如圖1所示。

圖1 壓縮裝置受力分析圖

在壓縮過程中，在滑板壓縮力FL作用下，擠壓垃圾向左方移動，垃圾箱體作用在垃圾上的摩擦力Ff1方向與垃圾蠕動的方向相反，其大小為：

式（3）中：f為垃圾與壁面的綜合摩擦系數；p為垃圾的單位膨脹力，N/m2；A1為車廂橫截面內壁周長，m；x為圖示的推進長度，m。

阻擋垃圾箱體內垃圾蠕動的另外一個力是垃圾本身的重力造成的，記作Ff2，則：

式（4）中：ρj為垃圾的計算密度，kg/m3；A2為近似取車廂的寬度，m；h為車廂高度，m。

若推鏟向后方推動垃圾箱體內的垃圾，必須滿足下列條件：

當垃圾箱體的尺寸參數確定后，A1、A2和h已知。f、p、ρj則隨壓縮程度，垃圾箱體內垃圾種類不同而發生變化，比較確切數據較難確定。通過反復試驗得出經驗值為f（pA1+ρjgA2h）=30 kN/m，則：

式（6）中：設xmax=L，L為推鏟行程，L=3 000 mm。則：

式（7）中：?1為裝填角，?1=45°，則

6 整車質心位置、軸荷及整車穩定性計算分析

6.1 質心位置計算

設計計算選取的垃圾桶為240 L方形塑料垃圾桶。以汽車專用底盤的前輪接地點中心為坐標原點，以后裝卸壓縮式垃圾車整車長度方向延伸為X坐標，垃圾車寬度方向為Y坐標，垃圾車高度方向為Z坐標。假設各部件、設備的重心為其幾何中心。

空載時：整車整備質量為8 750㎏，符合底盤改裝要求。

后裝卸壓縮式垃圾車縱向質心位置為2 807 mm（距前軸中心），整車質心位置高度1 305 mm（距地面）。

滿載時：整車總質量為15 990㎏，符合底盤改裝要求。

后裝卸壓縮式垃圾車縱向質心位置為3 002 mm（距前軸中心），整車質心位置高度1 411 mm（距地面）。

6.2 軸荷分配計算

后軸負荷：G后＝Ga×Xa/L＝5 936。

前軸負荷：G前＝Ga－G后＝3 059。

則：前軸負荷占總質量比例為G前/Ga＝34%。

前軸負荷占總質量比例為：G后/Ga＝66%。

經計算可以得出前、后軸荷分布合理。

6.3 滿載時整車穩定性校核

6.3.1 側穩定校核

后裝卸壓縮垃圾車最大側傾穩定角大于等于35°，則：

式（8）中：B為輪距，B=1 880 mm；hg為整車重心高度，hg=1 411 mm；軸距L=4 200 mm。

B/2hg=1 880/（2×1 411）=0.722 6，Arctg（B/2hg）=Arctg0.762 6=36°＞35°。

6.3.2 縱向穩定校核

上坡時整車縱向穩定為：

將已知參數代入公式可得：（4 200－3 002）/1 411=0.84＞0.7。

下坡時整車縱向穩定為：

式（9）（10）中：b為后裝卸壓縮式垃圾車重心距后軸中心的的距離，m；hg為整車重心高度，m；φ為輪胎與道面的附著系數，φ=0.7；a為后裝卸壓縮式垃圾車重心距前軸重心的距離，m。將已知參數代入公式可得3 002/1 411=2.12＞0.7。

通過上述計算得出，整車縱向穩定性符合要求。

7 結論

GSK5160ZYS4后裝卸壓縮垃圾車上述壓縮機構中的刮板、滑板、推鏟等機構件的計算，均按結構靜載荷進行分析技算，但是在實際后裝卸壓縮垃圾車壓縮機構操作時，壓縮機構及其他零部件需要承受著很強的沖擊負載，而且時刻在發生變化。除了后裝卸壓縮式垃圾車整車動力性能參數和機械結構以及液壓電氣系統等因素的影響之外，壓縮垃圾車本身服務對象和操作環境對整車動載的影響也比較大。在整車穩定性計算中考慮了空載和滿載兩種工況下整車的橫向穩定性和縱向穩定性滿足法規要求，在強度設計中采用提高安全系數的方法來解決。