青島科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院 青島 266061

0 引言

近年來，海洋廢棄物影響海洋景觀，威脅航行安全，對(duì)海洋生態(tài)系統(tǒng)產(chǎn)生巨大影響。因此，為了更好地保護(hù)海洋環(huán)境，設(shè)計(jì)研究出能夠回收海洋廢棄物的相關(guān)裝備具有重要意義。一些科研機(jī)構(gòu)及公司著手研究水面漂浮垃圾收集裝置[1-4]；上海工程技術(shù)大學(xué)的研究人員提出一種針對(duì)水面垃圾清理船的動(dòng)力推進(jìn)裝置，并對(duì)裝置進(jìn)行軌跡分析[5]；吉林大學(xué)張玉新等設(shè)計(jì)水面垃圾清理船，對(duì)負(fù)責(zé)清理工作的執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行仿真研究工作，利用ADAMS 確定裝置關(guān)鍵參數(shù)，并驗(yàn)證結(jié)構(gòu)的合理性[6]；陳蘇、王中壢等針對(duì)水面垃圾清理裝置的智能化控制和自動(dòng)化駕駛等方面進(jìn)行研究[7，8]；上海水產(chǎn)大學(xué)工程學(xué)院的陳金穩(wěn)、張麗珍等針對(duì)船用明輪的結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，對(duì)明輪的參數(shù)做出優(yōu)化，提高結(jié)構(gòu)效率，提升整機(jī)的工作性能[9]；Andrew J 設(shè)計(jì)多種方法相融合的收集裝置[10]；Choi Gi Eok 研究收集物的粉碎裝置，通過機(jī)械式結(jié)構(gòu)，實(shí)現(xiàn)收集物的高效粉碎[11]。

目前，國內(nèi)外針對(duì)近海廢棄物收集系統(tǒng)的裝置研究有很多，不同的裝置能實(shí)現(xiàn)不同的功能，但對(duì)收集系統(tǒng)中的壓縮裝置研究較少[12]。在收集過程中缺乏對(duì)廢棄物的有效壓縮會(huì)使收集后的廢棄物存在大量水分，且廢棄物較為蓬松，無法實(shí)現(xiàn)大量的收集，更無法實(shí)現(xiàn)收集系統(tǒng)集打撈、運(yùn)輸、脫水、壓縮的一體化功能。為此，本文重點(diǎn)研究收集系統(tǒng)的壓縮裝置，使收集的廢棄物能夠完成脫水、壓縮過程，進(jìn)而有效增加系統(tǒng)的收集容量，提高收集效率，為后期的運(yùn)輸提供便利。

1 壓縮裝置的結(jié)構(gòu)組成

如圖1 所示，近海廢棄物收集系統(tǒng)中壓縮裝置主要由液壓缸、推板、滑軌、壓縮艙體、進(jìn)料斗等部件組成。

圖1 壓縮裝置結(jié)構(gòu)示意圖

2 運(yùn)動(dòng)學(xué)分析與數(shù)值計(jì)算

2.1 運(yùn)動(dòng)學(xué)分析

對(duì)壓縮裝置的執(zhí)行部分進(jìn)行運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，研究執(zhí)行桿件在運(yùn)動(dòng)過程中角度的變化與推板位移、速度等參數(shù)之間的關(guān)系，壓縮裝置運(yùn)動(dòng)簡圖如圖2 所示。

圖2 壓縮裝置運(yùn)動(dòng)簡圖

在圖2 中，AD1＝BC1，壓縮裝置在初始工作位置時(shí)，液壓缸與底座連線夾角為θ1，初始?jí)簵U長度為L1，推頭與液壓缸底座間距為S1。當(dāng)壓縮裝置完成壓縮后，最終壓桿長度為L1+△L，壓桿長度伸長量為△L，推頭與液壓缸底座間距增加△S。在△ABD1中可得

由三角形正弦定理可得

將式（1）、式（2）整合，得到推頭的位移△S 與液壓缸旋轉(zhuǎn)角△θ 之間的關(guān)系為

在式（3）中，如果θ1和S1為固定值，△S 與△θ成正比關(guān)系。隨著液壓缸旋轉(zhuǎn)角度的增大，△S 不斷增加，當(dāng)△θ 達(dá)到最大值，液壓缸的推桿伸長量達(dá)到最大，推頭到達(dá)極限工作位置。

△ADD1三角函數(shù)公式對(duì)時(shí)間取一次導(dǎo)數(shù)，可得其推頭的移動(dòng)速度和液壓缸的轉(zhuǎn)動(dòng)速度之間的表達(dá)式為

2.2 數(shù)值計(jì)算

根據(jù)壓縮裝置的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，使用Matlab 軟件分別對(duì)推頭的位移△S 與液壓缸旋轉(zhuǎn)角△θ 之間的函數(shù)關(guān)系和推頭移動(dòng)速度與液壓缸速度之間的函數(shù)關(guān)系做數(shù)值計(jì)算。由于設(shè)計(jì)的壓縮推頭與液壓缸底座間距S1為928 mm，推壓液壓缸與底座連線的初始夾角θ1為47°，將S1和θ1作為已知量帶入關(guān)系式，得到推頭位移與液壓缸旋轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線如圖3 所示；將液壓缸速度的變化范圍與時(shí)間變化范圍代入關(guān)系式，得到推頭移動(dòng)速度和液壓缸速度變化曲線如圖4 所示。

由圖3 可以看出，隨著液壓缸旋轉(zhuǎn)角度△θ 的增大，推頭的位移△S 也在逐漸變大，變化趨勢與預(yù)期相符。當(dāng)旋轉(zhuǎn)角達(dá)到最大變化角度，對(duì)應(yīng)的△S 數(shù)值為846 mm。由圖4 可以看出，在0～3 s 內(nèi)，液壓缸的速度逐漸增大，推板的速度也逐漸增大；當(dāng)t ＝3 s 時(shí)，推頭的移動(dòng)速度為102 mm/s。

圖3 推頭位移與液壓缸旋轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線

圖4 推頭移動(dòng)速度和液壓缸速度變化曲線

3 壓縮裝置的動(dòng)力學(xué)仿真

壓縮裝置是整個(gè)廢棄物收集裝置的關(guān)鍵機(jī)構(gòu)。在壓縮過程中，需要通過推板滑軌實(shí)現(xiàn)壓縮裝置的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，同時(shí)液壓缸對(duì)壓縮裝置提供動(dòng)力源。壓縮機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性關(guān)系到整個(gè)壓縮裝置的使用性能和工作效率，因此有必要研究壓縮裝置在工作過程中的平穩(wěn)性，保證機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)合理可靠。本文對(duì)壓縮裝置做動(dòng)力學(xué)仿真分析，動(dòng)力學(xué)仿真分析流程如圖5 所示。

3.1 仿真設(shè)置

在動(dòng)力學(xué)仿真過程中，鑒于ADAMS 仿真軟件在建模能力的局限性，選擇Solidworks 三維軟件完成對(duì)壓縮裝置的三維建模?？紤]實(shí)際工況下的要求，對(duì)模型完成混合屬性相關(guān)參數(shù)的設(shè)置，在重力設(shè)置中選擇真實(shí)重力存在狀態(tài)，使虛擬模型更加符合真實(shí)情況。在合理的添加約束和運(yùn)動(dòng)副、驅(qū)動(dòng)與載荷的同時(shí)，簡化操作過程，對(duì)模型完成動(dòng)力學(xué)仿真分析。

圖5 動(dòng)力學(xué)仿真分析流程

1）添加約束和運(yùn)動(dòng)副

壓縮裝置的執(zhí)行機(jī)構(gòu)缸筒端安裝在側(cè)板，側(cè)板與船體固定，無相對(duì)運(yùn)動(dòng)；執(zhí)行機(jī)構(gòu)的液壓缸桿端安裝在推板，與推板間有相對(duì)運(yùn)動(dòng)。其中，液壓缸筒與側(cè)板間所構(gòu)成的運(yùn)動(dòng)副及液壓缸桿與推板間構(gòu)成的運(yùn)動(dòng)副定義為轉(zhuǎn)動(dòng)副。推板和底板間、液壓杠桿與液壓缸筒間構(gòu)成的運(yùn)動(dòng)副定義為移動(dòng)副，艙體周圍各板定義為固定約束。

2）添加驅(qū)動(dòng)與外部載荷

液壓缸的驅(qū)動(dòng)函數(shù)選擇階躍函數(shù)，壓縮推板的外部載荷函數(shù)選擇Step 函數(shù)。階躍函數(shù)的表達(dá)式為

式中：x 為自變量，通常為時(shí)間的任一函數(shù)；x0為自變量的階躍函數(shù)初始值；h0為階躍函數(shù)的初始值；x1為自變量的階躍函數(shù)結(jié)束值；h1為階躍函數(shù)的結(jié)束值。

3.2 結(jié)果與分析

1）推板動(dòng)力學(xué)仿真

推板在X 方向的位移曲線如圖6 所示。由圖6 可知，推板的初始位置為1 120 mm，第10 s 達(dá)到最大位移1 948 mm。在0～10 s 期間，推板從初始位移的1 120 mm 變化到最大位移1 948 mm，△S 數(shù)值為828 mm；在第10 s 處液壓缸的推桿伸長量達(dá)到最大時(shí)，推頭也到達(dá)極限工作位置；在10～13 s 期間，推板進(jìn)入保壓狀態(tài)，位移保持不變，大小仍為1 948 mm；在13～20 s 期間，液壓缸驅(qū)動(dòng)推板返回初始位置。

壓縮推板在Y、Z 方向的位移曲線如圖7 所示。由圖7 可知，推板在工作周期內(nèi)，其Y、Z 方向位移始終保持不變，裝置在Y、Z 方向未發(fā)生跑偏，保證了壓縮質(zhì)量。綜合推板在X、Y、Z 方向的位移曲線可以看出推板在周期內(nèi)做直線運(yùn)動(dòng)，運(yùn)動(dòng)方向沿X 方向，在Y、Z 方向沒有大幅度的跳動(dòng)，總體比較平穩(wěn)。

圖6 推板X 方向位移曲線

圖7 推板Y、Z 方向位移曲線

推板在X 方向和Y 方向的速度曲線如圖8 和9 所示。由圖8 可知，推板在0～10 s 期間速度先增加后降低，在第4.7 s 達(dá)到正向最大速度123.19 mm/s；在10～13 s 期間裝置處于保壓階段，速度大小保持不變；在13～20 s 期間速度先增加后降低，在16.8 s 達(dá)到最大反向速度176.21 mm/s。

由圖9 可知，推板在Y 方向上的最大速度為1.94×10-10mm/s，其數(shù)值可以忽略。因此，在工作過程中，推板在縱向比較穩(wěn)定，波動(dòng)較小。

圖8 推板X 方向速度曲線

圖9 推板Y 方向速度曲線

由于推板在Y 方向速度變化數(shù)值很小，故無需分析推板在Y 方向的加速度曲線，推板在X 方向的加速度曲線如圖10 所示。由圖10 可知，推板的加速度處于緩慢波動(dòng)，但在第10 s 和第13 s 處的加速度變化較大，對(duì)壓縮裝置會(huì)產(chǎn)生較大沖擊，影響液壓缸的工作壽命。

圖10 推板在X 方向加速度曲線

2）液壓缸動(dòng)力學(xué)仿真

由于壓縮裝置中的液壓缸均為對(duì)稱分布，故在此僅對(duì)中部液壓缸的運(yùn)動(dòng)參數(shù)進(jìn)行分析，前后液壓缸的運(yùn)動(dòng)參數(shù)與之對(duì)應(yīng)。其中，關(guān)于液壓缸的轉(zhuǎn)動(dòng)速度曲線如圖11 所示。

由圖11 可知，液壓缸的速度在0～10 s 期間先增加后降低，在3 s 處達(dá)到最大速度，數(shù)值為2.78 deg/s；在10～13 s 期間系統(tǒng)處于保壓階段，速度為0；在13～20 s 期間裝置處于回程階段，此時(shí)液壓缸的速度相對(duì)進(jìn)程數(shù)值來說是增大的，在18.1 s 時(shí)達(dá)到3.94 deg/s,總體來看液壓缸的速度變化相對(duì)平穩(wěn)。

圖11 液壓缸轉(zhuǎn)動(dòng)速度曲線

由圖11 可知，當(dāng)3 s 時(shí)，在液壓缸轉(zhuǎn)動(dòng)速度為2.78 deg/s ；由圖4推頭移動(dòng)速度和液壓缸速度變化曲線可知，在3 s 時(shí)推頭移動(dòng)速度為102 mm/s；由圖8 推板在X 方向的移動(dòng)速度曲線可知，其在3 s 時(shí)速度為108 mm/s，這一結(jié)果與Matlab 數(shù)值計(jì)算結(jié)果比較吻合，相對(duì)誤差為5.9 %。液壓缸的加速度曲線如圖12 所示。

圖12 液壓缸加速度曲線

由圖12 液壓缸加速度曲線對(duì)比于圖11 液壓缸轉(zhuǎn)動(dòng)速度曲線可知，在0～3.2 s 期間，加速度方向與速度方向保持一致，對(duì)應(yīng)速度逐漸增加，增加趨勢變緩；在3.3～10 s 期間，加速度始終大于0，逐漸增加，對(duì)應(yīng)速度逐漸降低；在13～17.8 s 期間，加速度平穩(wěn)降低，對(duì)應(yīng)速度逐漸增加；在17.9～20 s，加速度反向增加，速度逐漸降低。在壓縮裝置運(yùn)動(dòng)的啟停點(diǎn)，其加速度發(fā)生較大變化，由此可判斷在裝置的啟停和保壓啟停階段，裝置的穩(wěn)定性較低。

從液壓缸和鉸接點(diǎn)的受力情況進(jìn)行分析，取上部鉸接點(diǎn)受力曲線如圖13 所示，液壓缸受力如圖14 所示。

圖13 液壓缸上鉸接點(diǎn)受力曲線

由圖13 可知，鉸接點(diǎn)處的受力曲線隨壓縮裝置的工作過程先緩慢增加后保持不變，在10.2 s 處達(dá)到最大數(shù)值為106 460 N。保壓完成后，在13 s 處裝置開始回程，鉸接點(diǎn)處受力急劇降低。

圖14 液壓缸受力曲線

由圖14 可知，液壓缸在初始階段的受力逐漸增加，第10.2 s 處受力達(dá)到最大，數(shù)值為89 487 N；在10.2～13 s 期間裝置處于保壓階段，受力保持不變；在13 s 處裝置回程，受力逐漸降低，整體受力平穩(wěn)，無劇烈增減情況，對(duì)裝置整體沖擊不大。綜合圖13 和14 可知，液壓缸的受力曲線變化與鉸接點(diǎn)處的受力曲線變化趨勢相同，雖在行程和回程的交界點(diǎn)處存在沖擊力，但總體對(duì)液壓缸的影響不大，仿真數(shù)據(jù)與實(shí)際相符。

液壓缸的角度變化曲線如圖15 所示。由圖15 可知，液壓缸的初始角度θ1數(shù)值為47°；在行程中，角度逐漸增加，第10 s 達(dá)到最大角度63.8°；保壓完成后，角度逐漸降低，最終在20 s 時(shí)刻點(diǎn)達(dá)到初始角度47°。由圖15 還可以看出，在△θ 的變化區(qū)間內(nèi)，推板從初始位移的1 120 mm 變化到最大位移1 948 mm，△S 數(shù)值為828 mm。這一結(jié)果與Matlab 數(shù)值計(jì)算結(jié)果846 mm 比較吻合，相對(duì)誤差為2.2%。

圖15 液壓缸角度變化曲線

4 結(jié)論

1）數(shù)值計(jì)算結(jié)果表明，推頭位移隨液壓缸旋轉(zhuǎn)角度的增大而逐漸增大，推板的移動(dòng)速度隨液壓缸速度的增加而逐漸增加，基本保持線性相關(guān)。

2）仿真分析結(jié)果表明，推板沿X 方向做直線運(yùn)動(dòng)，在沿X 方向的運(yùn)動(dòng)過程中會(huì)對(duì)壓縮裝置產(chǎn)生沖擊力，在Y、Z 方向上無大幅度跳動(dòng)，比較平穩(wěn)；整個(gè)壓縮裝置在啟停、保壓啟停階段的穩(wěn)定性較低，但總體來說裝置在啟停階段產(chǎn)生的沖擊力對(duì)液壓缸的影響不大。

3）動(dòng)力學(xué)仿真分析結(jié)果與Matlab 數(shù)值計(jì)算結(jié)果比較吻合，推頭移動(dòng)速度的相對(duì)誤差為5.9%。推頭位移的相對(duì)誤差為2.2%。