基于ANSYS后裝壓縮式垃圾車滑板的結構優化設計

鄒震

福建龍馬環衛裝備股份有限公司 福建龍巖 364028

1 前言

隨著垃圾分類的不斷推廣，人們對垃圾收運的節能、環保、綠色等要求也不斷提高，越來越多的地方開始實行專車專用。因后裝壓縮式垃圾車具有裝載量大、壓實率高、污水防滴漏等優點，故其廣泛應用于垃圾的收集與轉運。滑板作為壓縮機構的重要部件，運動頻繁、受力集中且結構笨重，這要求其具有良好的動靜態性能，以保證整車的壓填性能[1]。

滑板的結構優化設計是指在滿足功能要求的前提下，盡可能地提高滑板的剛度、模態頻率，以及減輕滑板的質量，從而提高滑板的動靜態性能和降低生產成本。如何確保提高滑板動靜態性能的同時進行減重是眾多工程技術人員面臨的主要難題之一。

本文把滑板壁厚作為設計變量，應變、質量作為設計目標，利用ANSYS Workbench軟件對滑板進行動、靜態分析和關鍵尺寸的靈敏度分析，在提高滑板剛度、模態頻率的同時進行減重，篩選出滑板壁厚的最佳尺寸。基于此方法，保證滑板動、靜態性能的同時，降低了滑板生產成本，縮短了產品的研發周期，并可復制推廣到其他零部件，對壓縮式垃圾車的優化設計具有重要指導意義[2]。

2 構建滑板有限元模型

2.1 滑板工作原理

壓縮機構如圖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，帶動刮板對垃圾進行擠壓，隨后滑板油缸收回，帶動滑板在滑槽內上行，將垃圾壓入箱體，經反復循環，將垃圾壓實壓滿。故壓縮機構對滑板的動、靜態性能具有較高的設計要求。

圖1 壓縮機構

2.2 建立滑板有限元網格模型

利用ProE軟件建立滑板三維數學模型，由于滑板是由不同厚度的鋼板焊接而成，內部布置有縱橫交錯的加強筋，其結構比較復雜，且含有許多細小的倒角、圓角、工藝孔等[3]。如果不對模型做適當簡化，在網格劃分過程中極易產生畸變網格，影響計算精度和時間。故對滑板作如下處理：a. 忽略細小的倒角、圓角；b. 去除對結構無影響的工藝孔[4]。

簡化處理后，利用ProE軟件可與有限元分析軟件無縫對接的功能將模型導入到ANSYS Workbench中，并賦予相應的材料屬性，設置泊松比為0.28，彈性模量為210 GPa，選擇混合網格劃分，最終得到滑板的有限元網格模型，節點數為130 207，單元數為45 146，如圖2所示。

圖2 滑板有限元網格模型

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。當滑板油缸和刮板油缸均達到溢流時，此時滑板所受的力最大，即極限工況。為了便于計算，將壓縮機構整體進行受力分析，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為壓縮機構質心與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，取μ=0.3。

把相關參數帶入式（1）～（5），計算可得：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 滑板靜力學分析

建立好滑板有限元網格模型后，在滑板上限制3個轉動自由度和2個平動自由度，即滑板只能在滑槽方向上滑動，以此來模擬滑板的實際工況[6]；將滑板在極限工況下的載荷加載在滑板上，利用ANSYS Workbench對滑板進行靜力學分析，求得滑板位移、應力云圖，如圖4、5所示。

圖4 滑板位移云圖

圖5 滑板應力云圖

由圖4、5分析結果可知，滑板在壓縮垃圾的極限工況下，產生的最大位移量為1.8401 mm，位于滑板的中間部位；最大應力值為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，但滑板在反復疲勞作用的情況下，有可能會導致油缸支座斷裂，故有必要提高其強度和剛度。

4 滑板的模態分析

模態分析是檢驗機械結構動態性能的重要方法，由于低階模態頻率和振型對滑板動態性能的影響更大，因此本文提取滑板的前三階模態參數進行分析[7]，通過計算，滑板的前3階模態頻率和振型如圖6（a）～（c）所示。

圖6 滑板前三階模態振型

由圖6（a）～（c）可知，滑板的前3階模態頻率分別為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候，于中前部出現擺動和扭轉的復合振型，說明在滑板的中前部是相對薄弱的環節，可通過優化滑板的結構和尺寸來提高滑板的動態性能。

5 滑板的尺寸優化

滑板尺寸優化的主要目的是提高剛度、強度、模態頻率的前提下對滑板進行減重；靈敏度分析可很好地判斷設計變量對目標函數（質量、應力、變形、模態頻率）的影響[8]。從而對影響較大的尺寸進行優化取值，刷選最優方案。

5.1 優化尺寸參數的靈敏度分析

滑板框架主要由左右滑板座、2根橫梁及3根縱梁所組成，根據動、靜態分析結果和滑板的結構特點，可對滑板座壁厚、加強梁和底板厚度進行尺寸優化[9]，優化尺寸如圖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 滑板優化尺寸

表1 設計尺寸的初值與優化區間

設置好滑板優化尺寸和變量的變化范圍后，在ANSYS Workbench軟件中進行靈敏度分析，檢驗它們對質量、位移和模態頻率的影響程度，分析結果如圖8（a）～（c）所示。

從圖8設計變量靈敏度分析結果可知，滑板座壁厚P1、縱向加強梁厚度P2、底板厚度P4對質量、位移以及模態頻率的影響最大，故應重點優化；后橫向加強梁厚度P3對位移的影響較小，但對質量、模態參數的影響較大，亦可作為優化對象，前橫梁厚度P5對質量影響最小，但對位移、模態頻率較大的影響，故保留這個優化尺寸。

圖8 設計變量靈敏度分析圖

5.2 滑板尺寸優化結果及分析

由于滑板尺寸優化的主要目的是提高剛度、強度、模態頻率的前提下對滑板進行減重，因此在ANSYS Workbench軟件中需對目標函數設置相應的優先級，將滑板的位移設置為“High”，模態頻率設置為“Default”，質量設置為“Lower”，通過迭代計算，基于優先級的高低對設計變量自動刷選出最優方案，并進行圓整，如表2所示[10]。

根據優化結果重新建立滑板的有限元模型，并在相同的極限工況下對刮板進行靜力學和模態分析，滑板優化后的位移云圖和一階振型如圖9、10所示，滑板優化前后對比分析如表3所示。

表2 設計尺寸優化前后比較

圖9 滑板優化后位移云圖

圖10 滑板優化后一階振型（113.26 HZ）

由滑板優化前后對比表可知，滑板減重達32 kg（11%），最大變形減小了6%，應力減小了4.2%，靜態性能得到明顯提升；在動態性能方面，滑板的前3階模態頻率均有不同程度的提高，尤其是一階模態頻率，提高了17.7%，總體來說，在提高滑板動、靜態性能的前提下，實現了滑板的減重。

滑板經有限元分析及優化后，不僅提高了其性能，同時也降低了制造成本，縮短了產品的研發周期，每臺車降低成本約32 kg×6.3元/kg=201.6元，按年產量1 000臺計算，企業每年可降低生產成本約20.16萬元。

表3 滑板優化前后對比

6 結語

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

b. 通過對滑板的動、靜態分析及靈敏度分析，可直觀地反映滑板的動靜態性能和可優化空間，為滑板的優化設計提供思路；

c. 通過設定滑板關鍵尺寸為設計變量，應變、質量為設計目標，對滑板進行多目標尺寸優化，滑板的剛度提高了6%，減重達11%，前3階模態頻率均有不同程度的提高；運用此方法，每年可節約滑板制作成本約20.16萬元，并可復制推廣到其他零部件，為整車的優化提供思路。