洗掃車側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置失效分析與優(yōu)化研究

摘要：洗掃車側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置主要用來安裝固定側(cè)噴水桿，進(jìn)行回擺動作，但在噴水使用的過程中常出現(xiàn)軸承損壞引起旋轉(zhuǎn)臂不能回擺無法噴水工作和旋轉(zhuǎn)臂下落噴水搭接效果差的情況。結(jié)合工況及載荷分布進(jìn)行力學(xué)驗算分析，得出現(xiàn)裝軸承選型不當(dāng)是裝置失效的關(guān)鍵要因。根據(jù)裝置對軸承的選用要求，優(yōu)化選型及結(jié)構(gòu)，同時對優(yōu)化選型后的新軸承進(jìn)行仿真對比分析，最后通過試驗對優(yōu)化裝置進(jìn)行驗證，實驗結(jié)果表明與仿真結(jié)果是相符合的，從而確認(rèn)了優(yōu)化結(jié)構(gòu)的正確性。研究結(jié)論不僅為降低裝置失效分析提供理論基礎(chǔ)，更為旋轉(zhuǎn)裝置等不同部位多軸承的選型優(yōu)化提供方向。

關(guān)鍵詞：旋轉(zhuǎn)臂；軸承；模型受力分析；仿真；試驗

中圖分類號：U469.79 收稿日期：2024-05-09

DOI：1019999/jcnki1004-0226202407010

1 前言

洗掃車是城市清潔的重要專用車輛，它主要通過吸嘴體裝置吸取高壓水射流沖洗掉的路面垃圾組成的水泥等混合物，完成路面清潔。在這個清潔的過程中，需要吸嘴體、掃盤及高壓水射流協(xié)同工作，才能高效高質(zhì)量地完成清潔作業(yè)。洗掃車側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置位于洗掃車的清掃系統(tǒng)內(nèi)，是洗掃車的關(guān)鍵零部件。側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置主要是用來安裝固定側(cè)噴水桿的，當(dāng)洗掃車噴水作業(yè)時，旋轉(zhuǎn)裝置擺出，遇到路沿石的障礙物時，只有旋轉(zhuǎn)裝置中的噴桿旋轉(zhuǎn)臂收回。當(dāng)洗掃作業(yè)停止時，旋轉(zhuǎn)裝置同時收回。

但在實際噴水使用的過程中，側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置出現(xiàn)兩種高失效類型，旋轉(zhuǎn)軸承損壞引起旋轉(zhuǎn)臂不能回擺導(dǎo)致法噴水工作和防撞軸承損壞引起旋轉(zhuǎn)臂下落使噴水搭接效果差的情況，這些質(zhì)量問題嚴(yán)重影響整車的可靠性和客戶的使用滿意度，研究裝置的軸承失效故障是提高洗掃車品質(zhì)的關(guān)鍵課題。只有解決高失效故障類型后，才能保證降低裝置的故障率。

對此，本文通過對洗掃車側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置內(nèi)軸承頻繁故障的原因進(jìn)行分析，根據(jù)實際問題，抽取數(shù)學(xué)模型，分析計算滾動軸承的受力，并對軸承重新進(jìn)行科學(xué)合理選型，使用有限元分析法對新選型的軸承的承載能力進(jìn)行對比計算分析，最后通過平臺試驗，驗證改造后的裝置故障率。此方法不僅提高裝置的可靠性，更為企業(yè)節(jié)省了維修成本，也為軸承的設(shè)計選型分析提供參考。

2 工況及分析

21 旋轉(zhuǎn)裝置等效模型

側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置安裝固定到吸嘴體裝置的連桿上，是左右對稱設(shè)置，圖1所示為右側(cè)側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置在整車系統(tǒng)位置。側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置屬于吸嘴體裝置的一部分，根據(jù)實際模型，利用三維建模軟件NX[1]，搭建吸嘴體裝置的等效三維模型如圖2所示，通過三維模型更能直觀地顯示側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置的位置及功能。

從吸嘴體裝置中同時抽取左側(cè)噴桿旋轉(zhuǎn)裝置的數(shù)學(xué)模型，如圖3所示，其旋轉(zhuǎn)工作主要由2組軸承承擔(dān)，分別為旋轉(zhuǎn)軸承和防撞軸承。工作時，氣缸推動裝置，依靠旋轉(zhuǎn)軸承，帶動裝置整體旋轉(zhuǎn)；當(dāng)遇到外部障礙物碰撞旋轉(zhuǎn)臂時，依靠防撞軸承，旋轉(zhuǎn)躲避障礙物。

22 旋轉(zhuǎn)裝置工況分析

洗掃車噴水作業(yè)時共有3種工況。工況一：標(biāo)準(zhǔn)作業(yè)模式（水壓為5 MPa）下，旋轉(zhuǎn)裝置中的噴桿旋轉(zhuǎn)臂未受到外載荷沖擊；工況二：加強作業(yè)模式（水壓為8 MPa）下，旋轉(zhuǎn)裝置中的噴桿旋轉(zhuǎn)臂未受到外載荷沖擊；工況三：加強作業(yè)模式下（水壓為8 MPa），旋轉(zhuǎn)裝置中的噴桿旋轉(zhuǎn)臂受到外載荷沖擊。從三種工況中選擇極限工況三進(jìn)行分析：即為加強作業(yè)模式下，遇到路沿石外部沖擊載荷，使噴桿旋轉(zhuǎn)躲避。在前二種工況下，兩組軸承只作為承力零部件，無旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)動，而在工況三時，噴桿受外沖擊載荷，使防撞軸承出現(xiàn)轉(zhuǎn)動，其轉(zhuǎn)速≤10 r/min，屬低速旋轉(zhuǎn)，同時旋轉(zhuǎn)軸承作為承力部件，無動作。旋轉(zhuǎn)軸承只有在開啟或者關(guān)閉作業(yè)時，氣缸動作，推動旋轉(zhuǎn)節(jié)回擺，旋轉(zhuǎn)軸承旋轉(zhuǎn)＜180°，且在此過程中，旋轉(zhuǎn)軸承也屬于低速旋轉(zhuǎn)。

23 旋轉(zhuǎn)裝置受力分析計算

231 受力分析

對工況三中的旋轉(zhuǎn)裝置所受外力進(jìn)行受力分析[2]，可得圖4所示的受力圖。

加強作業(yè)模式下，當(dāng)噴桿受到外部的沖擊時，沖擊力、拉簧拉力及噴嘴打擊力的聯(lián)合作用，帶動噴桿旋轉(zhuǎn)臂繞軸（噴桿旋轉(zhuǎn)節(jié)）旋轉(zhuǎn)，最后在彈簧的拉力作用下復(fù)位。在此過程中，軸承的極限受力點是彈簧處于極限拉伸狀態(tài)下的時候，將結(jié)構(gòu)中的噴桿和旋轉(zhuǎn)臂簡化為一個桿件1，對上述機構(gòu)進(jìn)行簡化，可得到簡化機構(gòu)及其受力簡圖，如圖5所示。圖5中狀態(tài)1是黑色“桿件1”在噴桿受到外載荷沖擊力瞬時狀態(tài)下的受力簡圖；狀態(tài)2是紅色“桿件1”在旋轉(zhuǎn)裝置的彈簧極限拉伸狀態(tài)下的受力簡圖，其中，平行z軸正方向的力簡化為“·”，平行z軸負(fù)方向的力簡化為“×”。

旋轉(zhuǎn)裝置中選用拉簧型號為LⅢ A 3×18×465 GB/T 2088，其中彈簧剛度F′=295 N/mm。當(dāng)旋轉(zhuǎn)裝置中的噴桿旋轉(zhuǎn)臂受到?jīng)_擊力后，噴桿旋轉(zhuǎn)到極限位置時，實測彈簧最大拉伸變形量fmax=68 mm，此時彈簧的拉力為F拉=F′f，代入數(shù)值可得F拉=205 N，把F拉分解為Fa及F4，方向如圖5所示。

在此工況下噴桿噴嘴內(nèi)噴射高壓水射流作業(yè)，此時噴桿同時受噴嘴打擊力F1′（N）的支反力F1，方向如圖4所示。打擊力計算公式[3]為F1′=0745Q[P]，其中，Q為噴嘴流量；P為噴嘴入口壓力，代入數(shù)值可得F1′=13 N，按4個噴嘴均布在噴桿上，則合力為4F直=4F平=37 N，方向如圖5所示。

圖5所示的F2為氣缸收縮載荷，其計算公式為F=[πD2P4]，其中，D為直徑；P為氣壓值，代入數(shù)值可得F2=754 N。因噴桿旋轉(zhuǎn)臂及其上的噴桿質(zhì)量相對分析的機構(gòu)質(zhì)量不可忽略，在其重心位置，受豎直向下的重力G=50 N，其他零件質(zhì)量可忽略。同時在彈簧的極限位置，分別對噴桿旋轉(zhuǎn)節(jié)及噴桿旋轉(zhuǎn)軸2組軸系系統(tǒng)進(jìn)行受力分析，如圖6所示，其中點a、b、c、d處為軸系上的軸承簡化位置。

232 受力計算

根據(jù)圖6所示受力分析，可得通過解析法計算求出各軸承在a、b、c、d處的約束力[4]。

a解析法計算軸承約束力。

針對防撞軸承，根據(jù)空間力系平衡原理可列平衡方程：

∑Fx=0；∑Fy=0；∑Fz=0

∑Mx（F）=0；∑My（F）=0；∑Mz（F）=0

聯(lián)立上述方程，代入數(shù)值，可計算出防撞軸承的約束力。

軸承a處：Far=-100 N，F(xiàn)at=-29N，F(xiàn)aa=31 N

軸承b處：Fbr=-57 N，F(xiàn)bt=-45 N

同理可計算出旋轉(zhuǎn)軸承的約束為：

軸承c處：Fcr=1 699 N，F(xiàn)ct=438 N，F(xiàn)ca=-18 N

軸承d處：Fdr=-850 N，F(xiàn)dt=-214 N

b使用仿真分析[5]驗算軸承約束力。

采用動態(tài)仿真分析[6]，對結(jié)構(gòu)進(jìn)行碰撞的仿真分析，計算出防撞軸承接觸載荷傳遞，旋轉(zhuǎn)臂旋轉(zhuǎn)副的受力為Fx=160 N，F(xiàn)y=75 N，F(xiàn)z=-31 N，其載荷如圖7所示。此仿真計算結(jié)果與解析法計算結(jié)果相一致，即Fx與Far+Fbr的和大小相一致，方向相反，同理計算防撞軸承也出現(xiàn)類似結(jié)果，此處不再一一贅述。

通過計算結(jié)果，結(jié)合作業(yè)工況及現(xiàn)裝車軸承[7]的型號和特點進(jìn)行重點分析[8]，可得表1所示的分析結(jié)果，結(jié)果表明：導(dǎo)致此失效的關(guān)鍵是因為軸承選型不當(dāng)，選型錯誤造成軸承受力不良，從而造成軸承損壞。現(xiàn)有選型軸承拆卸不便，造成維修費用偏高，同時密封圈的密封不當(dāng)也會引起外部異物進(jìn)入軸承內(nèi)部，損傷軸承。

3 優(yōu)化仿真分析

根據(jù)計算分析出旋轉(zhuǎn)軸承承受較大的徑向載荷，同時受軸向力，旋轉(zhuǎn)軸承選用圓錐滾子軸承。而防撞軸承此時受徑向力和相對高的軸向力且旋轉(zhuǎn)臂在受到?jīng)_擊載荷時為了保證噴桿的水平度，需增加剛度，選用加大型號軸承。

31 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

針對需優(yōu)化項進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化項目表格如表2所示。

32 仿真模擬

為了確認(rèn)優(yōu)化項目是否合理正確，且易于分析不同軸承選型對旋轉(zhuǎn)裝置的影響，也為得到更準(zhǔn)確的結(jié)果，通過有限元分析，對現(xiàn)有兩種軸承選型進(jìn)行受力分析模擬。其模擬對比結(jié)果表明，優(yōu)化選型后的軸承，遠(yuǎn)遠(yuǎn)優(yōu)于現(xiàn)裝車軸承，分析結(jié)果如圖8所示。

通過有限元分析，不同型號的軸承加載計算載荷，得到的軸承應(yīng)力應(yīng)變仿真值。由仿真對比結(jié)果可得出，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)，受力性能更好，證實了理論分析與仿真模擬的一致性。

4 可靠性試驗

在零部件優(yōu)化的過程中，零部件可靠性試驗是必不可少的一環(huán)，只進(jìn)行理論的優(yōu)化仿真，有時難免出現(xiàn)誤差，因此對優(yōu)化后的零部件進(jìn)行重新制作，通過平臺試驗及實車可靠性試驗更能夠全面地反饋出優(yōu)化結(jié)構(gòu)的優(yōu)劣。

通過搭建試驗平臺，模擬側(cè)噴桿裝置在實車的工作情況，其試驗現(xiàn)場如圖9所示。對試驗狀態(tài)進(jìn)行監(jiān)控，對試驗中出現(xiàn)的故障進(jìn)行記錄，在噴桿進(jìn)行旋轉(zhuǎn)擺出10萬次平臺試驗中，裝置無任何質(zhì)量問題。同時進(jìn)行實車可靠性試驗驗證，根據(jù)智慧環(huán)衛(wèi)物聯(lián)平臺監(jiān)控試驗車輛及運行路線，沒有發(fā)現(xiàn)上傳故障警報。由此可知，優(yōu)化后旋轉(zhuǎn)裝置的可靠性得到了顯著的提高，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)是正確可靠的，證明其與仿真結(jié)果是相一致的。

5 結(jié)語

本文首先從裝置出現(xiàn)的故障入手分析得出高失效零部件，只有解決高失效零部件才能夠降低裝置的故障率并提高可靠性。針對高失效零部件抽取數(shù)學(xué)模型并對其進(jìn)行受力分析，通過解析法及分析法計算出軸承的約束力，對軸承零部件進(jìn)行優(yōu)化，進(jìn)而通過CAE數(shù)值模擬給出優(yōu)化前后的變化，最后通過試驗驗證了優(yōu)化結(jié)構(gòu)的可靠性。本文的要點總結(jié)如下：

a.判斷出高失效零部件，抽取數(shù)學(xué)模型，對承受力較大的作業(yè)工況，進(jìn)行受力分析及計算，得出各個軸承的約束力，同時得出非高速運轉(zhuǎn)承受大徑向載荷的軸承，小尺寸的球軸承仍需慎重選用，當(dāng)受軸向載荷較大時，推薦使用球軸承，通過分析更是顯示出軸承科學(xué)合理選型的重要性。

b.對裝置進(jìn)行優(yōu)化，并對優(yōu)化前后的軸承結(jié)構(gòu)，進(jìn)行CAE仿真對比分析，對比分析結(jié)果驗證了軸承優(yōu)化選型的合理性，模擬仿真分析不僅為后續(xù)的設(shè)計及制造加工提供了理論基礎(chǔ)，更是零部件結(jié)構(gòu)優(yōu)化環(huán)節(jié)中必不可少的一環(huán)。

c.針對優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)，通過平臺試驗及實車零部件可靠性試驗驗證優(yōu)化的正確性。

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作者簡介：

王曉敏，女，1988年生，工程師，研究方向為洗掃車研發(fā)設(shè)計。