鄒震

福建龍馬環(huán)衛(wèi)裝備股份有限公司 福建龍巖 364028

1 前言

隨著垃圾分類的不斷推廣，人們對(duì)垃圾收運(yùn)的節(jié)能、環(huán)保、綠色等要求也不斷提高，越來越多的地方開始實(shí)行專車專用。因后裝壓縮式垃圾車具有裝載量大、壓實(shí)率高、污水防滴漏等優(yōu)點(diǎn)，故其廣泛應(yīng)用于垃圾的收集與轉(zhuǎn)運(yùn)。滑板作為壓縮機(jī)構(gòu)的重要部件，運(yùn)動(dòng)頻繁、受力集中且結(jié)構(gòu)笨重，這要求其具有良好的動(dòng)靜態(tài)性能，以保證整車的壓填性能[1]。

滑板的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)是指在滿足功能要求的前提下，盡可能地提高滑板的剛度、模態(tài)頻率，以及減輕滑板的質(zhì)量，從而提高滑板的動(dòng)靜態(tài)性能和降低生產(chǎn)成本。如何確保提高滑板動(dòng)靜態(tài)性能的同時(shí)進(jìn)行減重是眾多工程技術(shù)人員面臨的主要難題之一。

本文把滑板壁厚作為設(shè)計(jì)變量，應(yīng)變、質(zhì)量作為設(shè)計(jì)目標(biāo)，利用ANSYS Workbench軟件對(duì)滑板進(jìn)行動(dòng)、靜態(tài)分析和關(guān)鍵尺寸的靈敏度分析，在提高滑板剛度、模態(tài)頻率的同時(shí)進(jìn)行減重，篩選出滑板壁厚的最佳尺寸。基于此方法，保證滑板動(dòng)、靜態(tài)性能的同時(shí)，降低了滑板生產(chǎn)成本，縮短了產(chǎn)品的研發(fā)周期，并可復(fù)制推廣到其他零部件，對(duì)壓縮式垃圾車的優(yōu)化設(shè)計(jì)具有重要指導(dǎo)意義[2]。

2 構(gòu)建滑板有限元模型

2.1 滑板工作原理

壓縮機(jī)構(gòu)如圖1所示，主要由滑板、刮板、滑塊、刮板油缸、滑板油缸組成。在工作過程中，刮板油缸伸出，帶動(dòng)刮板對(duì)垃圾進(jìn)行擠壓，隨后滑板油缸收回，帶動(dòng)滑板在滑槽內(nèi)上行，將垃圾壓入箱體，經(jīng)反復(fù)循環(huán)，將垃圾壓實(shí)壓滿。故壓縮機(jī)構(gòu)對(duì)滑板的動(dòng)、靜態(tài)性能具有較高的設(shè)計(jì)要求。

圖1 壓縮機(jī)構(gòu)

2.2 建立滑板有限元網(wǎng)格模型

利用ProE軟件建立滑板三維數(shù)學(xué)模型，由于滑板是由不同厚度的鋼板焊接而成，內(nèi)部布置有縱橫交錯(cuò)的加強(qiáng)筋，其結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，且含有許多細(xì)小的倒角、圓角、工藝孔等[3]。如果不對(duì)模型做適當(dāng)簡(jiǎn)化，在網(wǎng)格劃分過程中極易產(chǎn)生畸變網(wǎng)格，影響計(jì)算精度和時(shí)間。故對(duì)滑板作如下處理：a. 忽略細(xì)小的倒角、圓角；b. 去除對(duì)結(jié)構(gòu)無影響的工藝孔[4]。

簡(jiǎn)化處理后，利用ProE軟件可與有限元分析軟件無縫對(duì)接的功能將模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench中，并賦予相應(yīng)的材料屬性，設(shè)置泊松比為0.28，彈性模量為210 GPa，選擇混合網(wǎng)格劃分，最終得到滑板的有限元網(wǎng)格模型，節(jié)點(diǎn)數(shù)為130 207，單元數(shù)為45 146，如圖2所示。

圖2 滑板有限元網(wǎng)格模型

2.3 滑板載荷確定

滑板的受力分析示意圖如圖3所示，在工作過程中受到滑板油缸的推力F滑板缸，刮板油缸的推力F刮板缸，滑槽對(duì)滑板的支撐力N1、 N2，滑行過程中所受的摩擦力f1、 f2，以及自身的重力G。當(dāng)滑板油缸和刮板油缸均達(dá)到溢流時(shí)，此時(shí)滑板所受的力最大，即極限工況。為了便于計(jì)算，將壓縮機(jī)構(gòu)整體進(jìn)行受力分析，并列如下平衡方程[5]：

2F滑板缸=(N1+ N2)μ+Gsinα+F垃圾cos(β-90°)+2F刮板缸

式中，α為滑板的傾斜角；L1、 L2為上、下滑塊中心與O1在水平方向的距離；L3為壓縮機(jī)構(gòu)質(zhì)心與O1的距離；L4為垃圾的作用力與O2的距離；S1、 S2為上、下滑塊中心與O1在豎直方向的距離；μ為摩擦系數(shù)，取μ=0.3。

把相關(guān)參數(shù)帶入式（1）～（5），計(jì)算可得：F刮板缸=68 507 N； F滑板缸=92 775 N；N1=85 995 N；N2=89 767 N； f1=25 798 N；f2=26 930 N。

圖3 滑板受力分析示意圖

3 滑板靜力學(xué)分析

建立好滑板有限元網(wǎng)格模型后，在滑板上限制3個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)自由度和2個(gè)平動(dòng)自由度，即滑板只能在滑槽方向上滑動(dòng)，以此來模擬滑板的實(shí)際工況[6]；將滑板在極限工況下的載荷加載在滑板上，利用ANSYS Workbench對(duì)滑板進(jìn)行靜力學(xué)分析，求得滑板位移、應(yīng)力云圖，如圖4、5所示。

圖4 滑板位移云圖

圖5 滑板應(yīng)力云圖

由圖4、5分析結(jié)果可知，滑板在壓縮垃圾的極限工況下，產(chǎn)生的最大位移量為1.8401 mm，位于滑板的中間部位；最大應(yīng)力值為223.42 MPa，位于滑板油缸支座焊接處，小于Q235A材料的屈服極限235 MPa，但滑板在反復(fù)疲勞作用的情況下，有可能會(huì)導(dǎo)致油缸支座斷裂，故有必要提高其強(qiáng)度和剛度。

4 滑板的模態(tài)分析

模態(tài)分析是檢驗(yàn)機(jī)械結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)性能的重要方法，由于低階模態(tài)頻率和振型對(duì)滑板動(dòng)態(tài)性能的影響更大，因此本文提取滑板的前三階模態(tài)參數(shù)進(jìn)行分析[7]，通過計(jì)算，滑板的前3階模態(tài)頻率和振型如圖6（a）～（c）所示。

圖6 滑板前三階模態(tài)振型

由圖6（a）～（c）可知，滑板的前3階模態(tài)頻率分別為96.202 Hz、142.07 Hz、202.05 Hz，均大于50 Hz，但滑板的振型在第三階的時(shí)候，于中前部出現(xiàn)擺動(dòng)和扭轉(zhuǎn)的復(fù)合振型，說明在滑板的中前部是相對(duì)薄弱的環(huán)節(jié)，可通過優(yōu)化滑板的結(jié)構(gòu)和尺寸來提高滑板的動(dòng)態(tài)性能。

5 滑板的尺寸優(yōu)化

滑板尺寸優(yōu)化的主要目的是提高剛度、強(qiáng)度、模態(tài)頻率的前提下對(duì)滑板進(jìn)行減重；靈敏度分析可很好地判斷設(shè)計(jì)變量對(duì)目標(biāo)函數(shù)（質(zhì)量、應(yīng)力、變形、模態(tài)頻率）的影響[8]。從而對(duì)影響較大的尺寸進(jìn)行優(yōu)化取值，刷選最優(yōu)方案。

5.1 優(yōu)化尺寸參數(shù)的靈敏度分析

滑板框架主要由左右滑板座、2根橫梁及3根縱梁所組成，根據(jù)動(dòng)、靜態(tài)分析結(jié)果和滑板的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，可對(duì)滑板座壁厚、加強(qiáng)梁和底板厚度進(jìn)行尺寸優(yōu)化[9]，優(yōu)化尺寸如圖7所示，初始值和變量的變化范圍如表1所示。其中，P1為滑板座的壁厚，P2為縱梁的厚度，P3為后橫梁的厚度，P4為底板厚度，P5為前橫梁的厚度。

圖7 滑板優(yōu)化尺寸

表1 設(shè)計(jì)尺寸的初值與優(yōu)化區(qū)間

設(shè)置好滑板優(yōu)化尺寸和變量的變化范圍后，在ANSYS Workbench軟件中進(jìn)行靈敏度分析，檢驗(yàn)它們對(duì)質(zhì)量、位移和模態(tài)頻率的影響程度，分析結(jié)果如圖8（a）～（c）所示。

從圖8設(shè)計(jì)變量靈敏度分析結(jié)果可知，滑板座壁厚P1、縱向加強(qiáng)梁厚度P2、底板厚度P4對(duì)質(zhì)量、位移以及模態(tài)頻率的影響最大，故應(yīng)重點(diǎn)優(yōu)化；后橫向加強(qiáng)梁厚度P3對(duì)位移的影響較小，但對(duì)質(zhì)量、模態(tài)參數(shù)的影響較大，亦可作為優(yōu)化對(duì)象，前橫梁厚度P5對(duì)質(zhì)量影響最小，但對(duì)位移、模態(tài)頻率較大的影響，故保留這個(gè)優(yōu)化尺寸。

圖8 設(shè)計(jì)變量靈敏度分析圖

5.2 滑板尺寸優(yōu)化結(jié)果及分析

由于滑板尺寸優(yōu)化的主要目的是提高剛度、強(qiáng)度、模態(tài)頻率的前提下對(duì)滑板進(jìn)行減重，因此在ANSYS Workbench軟件中需對(duì)目標(biāo)函數(shù)設(shè)置相應(yīng)的優(yōu)先級(jí)，將滑板的位移設(shè)置為“High”，模態(tài)頻率設(shè)置為“Default”，質(zhì)量設(shè)置為“Lower”，通過迭代計(jì)算，基于優(yōu)先級(jí)的高低對(duì)設(shè)計(jì)變量自動(dòng)刷選出最優(yōu)方案，并進(jìn)行圓整，如表2所示[10]。

根據(jù)優(yōu)化結(jié)果重新建立滑板的有限元模型，并在相同的極限工況下對(duì)刮板進(jìn)行靜力學(xué)和模態(tài)分析，滑板優(yōu)化后的位移云圖和一階振型如圖9、10所示，滑板優(yōu)化前后對(duì)比分析如表3所示。

表2 設(shè)計(jì)尺寸優(yōu)化前后比較

圖9 滑板優(yōu)化后位移云圖

圖10 滑板優(yōu)化后一階振型（113.26 HZ）

由滑板優(yōu)化前后對(duì)比表可知，滑板減重達(dá)32 kg（11%），最大變形減小了6%，應(yīng)力減小了4.2%，靜態(tài)性能得到明顯提升；在動(dòng)態(tài)性能方面，滑板的前3階模態(tài)頻率均有不同程度的提高，尤其是一階模態(tài)頻率，提高了17.7%，總體來說，在提高滑板動(dòng)、靜態(tài)性能的前提下，實(shí)現(xiàn)了滑板的減重。

滑板經(jīng)有限元分析及優(yōu)化后，不僅提高了其性能，同時(shí)也降低了制造成本，縮短了產(chǎn)品的研發(fā)周期，每臺(tái)車降低成本約32 kg×6.3元/kg=201.6元，按年產(chǎn)量1 000臺(tái)計(jì)算，企業(yè)每年可降低生產(chǎn)成本約20.16萬(wàn)元。

表3 滑板優(yōu)化前后對(duì)比

6 結(jié)語(yǔ)

a. 由于垃圾成分不同，滑板的受力性質(zhì)復(fù)雜且難以確定，本文利用刮板、滑板作為一個(gè)整體進(jìn)行受力分析，較好地解決了有限元模型中載荷加載和邊界條件設(shè)定的問題；

b. 通過對(duì)滑板的動(dòng)、靜態(tài)分析及靈敏度分析，可直觀地反映滑板的動(dòng)靜態(tài)性能和可優(yōu)化空間，為滑板的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供思路；

c. 通過設(shè)定滑板關(guān)鍵尺寸為設(shè)計(jì)變量，應(yīng)變、質(zhì)量為設(shè)計(jì)目標(biāo)，對(duì)滑板進(jìn)行多目標(biāo)尺寸優(yōu)化，滑板的剛度提高了6%，減重達(dá)11%，前3階模態(tài)頻率均有不同程度的提高；運(yùn)用此方法，每年可節(jié)約滑板制作成本約20.16萬(wàn)元，并可復(fù)制推廣到其他零部件，為整車的優(yōu)化提供思路。