基于ANSYS的壓縮式垃圾車推鏟機構仿真分析

摘要：基于ANSYS軟件，對后裝壓縮式垃圾車的推鏟進行動靜力學研究。通過計算確定危險狀態，對相應的位移、應力、疲勞因數以及不同階頻率的云圖進行分析，提出相應的改進思路。結果顯示：改進后推鏟強度和剛度得到改善，振型和發生位置得到有效控制和轉移，提高了推鏟的動力學特性。

關鍵詞：后裝壓縮式垃圾車；有限元；靜力學；振型

中圖分類號：U463? 收稿日期：2023-04-12

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2023.05.010

1 前言

后裝壓縮式垃圾車主要由底盤、廂體、填充器、上料機構等組成，通過電氣液壓系統控制機構動作，可以高效、便捷地轉運生活垃圾［1］。在實際使用中，其結構和部件需要滿足一定的強度和剛度，針對此類問題，對壓縮車的動、靜力學進行了研究。

在后裝壓式縮垃圾車推鏟動、靜力學的研究中，對上料和卸料過程中推鏟受力對比，并通過分析高階模態下振型的特征［2-3］，嘗試提出針對性的優化措施研究較少。本文基于有限元軟件，在計算出危險工作狀態的受力后，分析了壓縮車推鏟的整體強度，并對危險應力處和易發生共振的薄弱位置進行改進，增強了推鏟的強度、剛度和使用壽命。

2 推鏟受力分析及網格劃分

圖1為GSK5080ZYSJ6壓縮式垃圾車示意圖，有效容積為4.6 m?，最大裝載質量3 000 kg，油缸沿車身方向水平安裝，缸徑為90 mm。其推鏟結構如圖2、圖3所示，推鏟只允許在導軌上做往復直線運動，限制其余五個自由度的位移和轉動，推鏟質量240 kg，推鏟面與車廂夾角為45°，推鏟面在x和y方向面積分量為Sx=2.24 m2，Sy=1.53 m2，主要用于實現上料和卸料功能，上料過程中，滑板和推鏟配合，當垃圾密度達到一定值，即可突破設定的推鏟油缸背壓值，油缸回收帶動推鏟向車頭方向移動；卸料時填充器打開上升到位，推鏟油缸伸出，推動推鏟將垃圾推出箱體內部。推鏟油缸背壓值設定為10 MPa。

2.1 推鏟上料過程受力分析

分析計算結果可知，卸料時的受力大于上料時的受力，因此，卸料時的狀態為危險工況。

2.3 推鏟網格劃分

推鏟模型通過Solidworks三維軟件進行建模優化，去掉對結構剛度和強度沒有影響的部件后，將模型導入ANSYS Workbench軟件，模型由Q235和Q345兩種鋼材焊接而成，Q235屈服強度為235 MPa，Q345屈服強度為345 MPa，兩種鋼材彈性模量E為206 GPa，泊松比[ν]為0.3。推鏟模型由眾多部件構成，結構比較復雜，在網格劃分時選用四面體劃分的協調修補算法，四面體網格劃分適用于幾乎所有幾何體，尤其是模型比較復雜，無法直接生成六面體網格的模型，同時，協調修補算法基于自下而上的網格劃分技術，在劃分過程中充分考慮了幾何體的微小特征，可以獲得較好的幾何體網格質量。最終得到推鏟網格如圖4所示，節點數為171 914，單元數為87 907。

3 推鏟仿真分析

3.1 靜力學分析

卸料過程仿真時，由受力分析可知，推鏟沿x和y方向的均布壓力為px=0.0332 MPa和py=0.0243 MPa，邊界約束為限制三個轉動自由度和三個平動自由度，即模擬推鏟在最大靜摩擦力時的平衡狀態。通過靜力學分析模塊可得到卸料時推鏟位移、應力、疲勞因數云圖，如圖5所示。

圖5中結果顯示，卸料時最大位移發生在推鏟面板的上邊緣中間，這與卸料時推鏟克服垃圾自重與膨脹力產生的摩擦力過大相一致，模型的最大應力值發生在上部中間立柱最下側，這與安全因數云圖的最小值位置相對應，驗證了模型分析的正確性，并且，結果數值與此處的受力狀態相符合，即中間立柱主要發生彎曲變形，其最下側彎矩最大。中間立柱為Q345鋼板折彎而成的槽鋼，最大應力值為298.05 MPa，已經十分接近設計值310 MPa，隨著長時間的機械損耗，最大應力處會因為金屬疲勞而引起材料破壞。

3.2 動力學分析

模態分析主要包括固有頻率和振型等的分析，研究結構本身的固有頻率可以在設計時預防共振的情況［4-5］。文章主要利用Workbench軟件的Modal模塊對推鏟的固有頻率和振型進行分析，前六階為剛體模態，頻率為零或接近無限接近零值，第7、8、9階模態振型較為典型，故取第7、8、9階模態頻率的振型進行分析，如圖6所示。

結果顯示，第7階模態屬于扭轉振型，推鏟上部有因扭轉而發生破壞的可能，第8和第9階模態振型裂開程度最大處發生在推鏟面板下側，此處支撐間隙較大，且第9階模態時變形增加劇烈，說明此處較為薄弱，應該進行優化。對推鏟整體施加約束時，后部斜支撐的自由度也是比較豐富的，通過圖7所示的云圖發現第14階和16階模態振型最大值發生在后部斜支撐上，主要發生彎曲變形。

3.3 模型結構優化措施

根據靜力學與動力學云圖分析所表現出的問題，現對推鏟作出如下改進：

a.推鏟面板處最大應力值為140 MPa左右，遠小于Q345合金鋼的345 MPa，可將板厚由4 mm改為3 mm。

b.針對推鏟上部中間立柱最下側承受大彎矩的情況，可在中間立柱下側兩邊增加加強筋，以改善和轉移應力分布。

c.針對面板在中心靠下部位無支撐處發生大變形的情況，可在中下部處增加支撐數量。

d.針對高階頻率震動時，推鏟后部斜支撐發生彎曲變形的情況，可增加保持穩定的連接桿。

4 模型結構優化分析

4.1 優化后的網格劃分

優化后的模型網格劃分采取與優化前一樣的方法，劃分好的網格如圖8所示，節點數為183 518，單元數為94 028，單元數要和節點數都略有增加。

4.2 優化后的性能分析

圖9、圖10為優化后的靜態和動態分析結果，優化后推鏟的靜力學性能得到了提升，最大應力從298.05 MPa降至275.4 MPa，極大地改善了推鏟上部中間立柱的受力狀態，增強了結構剛度和強度，同時，最大位移從2.45 mm變為2.3305 mm，板厚減小并不影響面板強度，甚至還有所增加。第8、9階模態的振型結果顯示振幅最大值和振動位置得到了有效的轉移。圖11模態振型結果顯示最大振幅值為14 mm左右，說明增加連接桿可有效抑制發生共振時的振動強度。

5 結語

本文通過對推鏟模型的危險受力狀態計算，確定卸料時推鏟受力最大，并利用ANSYS工具對模型改進前與改進后的動、靜力學特性進行分析，提供了抑制相關問題的改進思路，得到如下結論：

a.推鏟面板主要受均布載荷力，優化后最大應力值為153.63 MPa，遠小于Q345鋼材的屈服值345 MPa，使用3 mm厚的Q345鋼板時仍然滿足強度要求。

b.推鏟面板下部增加矩形管連接筋數量，加強了面板與下部骨架的剛度，使得面板下部的最大變形從1.7775 mm減少至0.7049 mm，并且在第8、9階模態時面板振型位置發生轉移，有效避免了面板在此頻率時發生共振。

c.在推鏟上部中間立柱下側增加連接筋，可使得彎曲截面增大，提高推鏟上部整體承受彎矩的能力。

d.推鏟后部斜支撐處增加連接筋可以限制其自由度，能有效減緩振幅強度。

參考文獻：

[1]任紅玲，趙麗麗，王帆后裝式垃圾車裝載壓縮機構專利技術發展綜述[J]中國新技術新產品，2018（2）：139-140

[2]章正剛后裝壓縮式垃圾車設計與分析研究[D]長沙：長沙理工大學，2012

[3]張運康，張新科，張增壓縮式垃圾車鎖緊機構的設計計算與結構改進[J]機械工程與自動化，2020（3）：104-108

[4]曾婷，楊世文，李曉靜，等后裝壓縮式垃圾車提筒機構的分析與設計[J]工程機械，2010，41（1）：34-38

[5]左朝永后裝壓縮式垃圾車壓縮裝置設計研究與仿真分析[D]南寧：廣西大學，2008

作者簡介：

楊斌，男，1987年生，工程師，研究方向為專用汽車技術。