拉臂機構力學特性分析及結構優化

唐山學院交通與車輛工程系 唐山 066300

0 引言

隨著中國社會經濟發展速度的不斷加快，居民對生活環境質量的要求不斷提高，致使環衛部門需要處理垃圾的樣式和數量不斷增多，拉臂式垃圾車作為一種車廂可卸式垃圾車，裝卸效率高，作業時間短，可改善環衛工人工作條件，廣泛應用于環保作業中[1,2]。目前，國內對拉臂機構的應用研究分析主要用動載系數來表示拉臂機構作業時所受的動載荷，以靜強度作為拉臂機構的設計準則[3,4]。由于拉臂機構實際受到的載荷多為動態載荷，動載系數以及靜強度都無法準確地描述實時受力狀態，傳統的拉臂機構設計方法很難考慮其復雜的受力及變形情況，而有限元的結構模態分析法可以很好地解決此問題。為此，本文以某公司研制的拉臂式垃圾車總成為例，利用有限元技術對結構進行分析并進行局部改進，進而提高拉臂機構的安全系數，為確保該產品正常使用提供依據。

1 拉臂機構的工作原理及組成

拉臂式垃圾車可以完成換箱和傾斜功能。當拉臂機構執行換箱動作時，垃圾箱安全鉤被打開，舉升液壓缸伸出，垃圾箱被推到地面。當垃圾箱提起到副車架上時，鉤子先鉤住垃圾箱的環，然后舉升液壓缸縮回，以主軸旋轉的逆時針方向旋轉拉臂，將垃圾箱提起副車架上；當垃圾車傾卸工況時，垃圾箱安全鉤保障拉臂和垃圾箱不分離的狀態，將副車架后部導向輪順時針旋轉一定角度，以抬起垃圾箱，直到清除垃圾為止。當滑架返回其原始位置時，液壓缸縮回，拉臂機構仍將以導輪為旋轉軸，并逆時針旋轉直到垃圾箱復位。

拉臂式垃圾車的拉臂機構的結構布置如圖1所示，拉臂的一端與拉臂缸的活塞桿端相連，鉸接在鉸鏈支點B上。拉臂缸的缸頭端連接至副車架的前部，并鉸接至鉸鏈支撐點A。連桿架的后軸連接至副車架的后部，并鉸接至鉸鏈支撐點D，以形成聯動架樞軸。

圖1 拉臂機構的結構布置

2 拉臂機構力學特性分析

根據拉臂結構的受力情況，危險工況分別為裝箱過程、物料傾卸過程與卸箱過程。物料傾斜過程的旋轉軸與裝卸過程不同，拉臂液壓缸活塞桿回轉半徑DB大于裝卸箱的回轉半徑OB，則物料傾斜過程所需的液壓缸推力和拉力小于裝卸過程液壓缸推力和拉力，故文中僅對裝箱工況和卸箱工況進行拉臂架裝置的受力分析與計算。

在裝箱與卸箱過程中，拉臂機構主要受三個力影響，即：舉升液壓缸對固定座的拉力或推力，副車架對固定座主旋轉軸的支撐力，垃圾箱對鉤臂的拉力。拉臂機構在裝卸工況其拉臂鉤手處出現最大載荷時垃圾箱與導向輪接觸，受力簡圖如圖2所示。

圖2 拉臂機構在裝卸過程的受力簡圖

垃圾箱對拉臂鉤手的拉力從垃圾箱鉤環被拉臂上的鉤手拉起時開始，直至垃圾箱被完全吊起，此時拉力出現驟增現象，在垃圾箱體與聯動架上的滾輪接觸之前，拉力會緩慢變小，故此時拉臂鉤手處將出現最大載荷。對垃圾箱進行受力分析，由C＇點受力平衡與力矩平衡方程可得

聯立可得地面對垃圾箱的支撐力

由邊角關系可得

已知滿載時垃圾箱質量為7.84 kN，h＝0.9 m，L4＝2.3 m，H＝1.4 m，L＝3.1 m，α＝31°，可得拉臂鉤手處的拉力為

卸載過程與裝箱過程恰好相反，可以將其視為裝箱過程的逆過程，通過受力簡圖分析，拉臂和翻轉架從水平位置轉過90°時，拉臂折彎處應最容易受損，此時垃圾箱體前輪處于離開地面，后輪接觸地面狀態，且垃圾箱未與副車架上的導向輪接觸，亦可求得垃圾箱對拉臂鉤手拉力的分力

3 拉臂機構靜態有限元分析

3.1 拉臂機構有限元模型的建立

拉臂機構材料為Q550D，泊松比為0.3，彈性模量為2.0×1011Pa，材料密度為7 850 kg/m3，屈服強度為550 MPa，抗拉強度670 MPa，該模型共包含292 050個節點；115 491個單元，如圖3所示。

圖3 拉臂機構有限元計算模型

3.2 裝箱工況靜力學分析

在拉臂鉤手內側施加拉力，根據分析計算可知，當拉臂轉角43.5°時，拉臂鉤手受到的極大值為49.087 kN。將邊界條件帶入仿真模型，機構應力分布與變形量如圖4、圖5所示。裝箱過程中，最大變形發生在拉臂勾手上，最大值為14.12 mm。應力集中在伸縮套筒與拉臂連接的折彎處，應力值為349 MPa，此處是連接部位，形變嚴重，彎矩較大，裝箱工況下拉臂機構各處應力均小于屈服極限，且安全系數為1.57＞1.5，滿足其強度要求。

圖4 裝箱過程拉臂機構的應力分布

圖5 裝箱過程拉臂機構的變形量情況

3.3 卸箱工況靜力學分析

拉臂的鉤臂內側施加載荷，Fx＝-56.474 kN，Fy＝10.963 kN，應力與變形量如圖6、圖7所示。拉臂機構在卸箱過程中，拉臂鉤手變形量最大，為13.6 mm。應力集中在伸縮套筒連接到拉臂彎曲處，最大值為470 MPa，連接部的變形更嚴重，施加在拉臂鉤上的拉力主要是沿X軸負方向的。經計算可知，卸箱工況下各部位的應力值小于屈服極限，但其安全系數為1.17＜1.5，不滿足強度要求。

圖6 卸箱過程拉臂機構整體的應力分布

圖7 卸箱過程拉臂機構的變形量情況

4 拉臂機構的模態分析

4.1 拉臂機構動態性能要求

結合拉臂式垃圾車實際工況下的外界激勵，確定其計算頻段，避免拉臂式垃圾車產生共振現象。主要的外部激勵是：

1）拉臂式垃圾車在普通公路上行駛時，會受到路面的刺激。由于垃圾車主要在平坦的道路上行駛，其激勵頻率一般為1～3 Hz，故該頻率更容易避免。

2）拉臂式垃圾車正常行駛速度為50 km/h，因傳動軸引發的激勵頻率為38 Hz左右，此頻率也很容易避免。

3）該拉臂式垃圾車選用的發動機型號為TC4EG 170-50，其最低空載轉速（怠速）為（600±50） r/min，最大扭矩轉速為1 300～1 800 r/min，發動機的最低空載轉速時的激勵頻率為18.3～21.7 Hz，最大扭矩轉速時的激勵頻率為43.3～60 Hz，故發動機的常用工作頻率為18.3～21.7 Hz和43.3～60 Hz。

4.2 模態分析結果

在Ansys有限元軟件中得到了拉臂機構的最小12階固有頻率，如表1所示。

表1 各階固有頻率與振型

4.3 拉臂機構整體模態評價

1）分析得出的12階固有頻率和振型，拉臂機構的頻率平穩增加，沒有突變現象。

2）該拉臂機構的第一階模態頻率為26.75 Hz，第二階模態頻率為31.52 Hz，兩者均避開了路面激振頻率，也不在發動機最低空載轉速頻率和最大扭矩轉速頻率內。第三至第十二模態頻率高于發動機的工作范圍頻率，故可以有效避免拉臂機構與發動機之間的共振現象。

3）拉臂機構的12階模態頻率均不在平緩路面引起的激勵頻率內，拉臂機構不會與路面激勵產生共振。故可以確定拉臂機構不會與外界激勵產生共振，拉臂機構具有良好的動態特性，符合拉臂機構設計要求。

5 拉臂機構的優化

5.1 拉臂機構的局部修改

經拉臂機構靜力分析可知，在卸箱工況下強度不足。故需對拉臂機構進行局部修改，以達到符合靜態性能的目的。對伸縮套筒與拉臂下部折彎的連接處采取一些必要的改進，減少伸縮套筒與拉臂下部折彎連接處的受力，在薄弱部位增加加強板以提高此位置的剛度，減少危險部位變形量，提高拉臂機構的強度。在伸縮套筒和拉臂下部彎曲的接縫處增加了2個三角形加強板，可以提高此處的彎曲強度，改進后的模型如圖8所示。

圖8 折彎處優化后的模型

在伸縮套筒的上下兩端增加方形管，使伸縮套筒在拉臂機構工作時不易損壞，且此方案容易實施，不會對拉臂機構運行中的其他部件產生干涉，改進后的模型如圖9所示。

圖9 優化后的伸縮套筒模型

5.2 優化后的拉臂機構靜力學分析

5.2.1 裝箱工況分析

優化后模型的應力分布與變形量情況如圖10、圖11所示，其最大應力為268.37 MPa，,與未優化前的拉臂機構裝箱過程相比，最大應力值減小了81.42 MPa，減小幅度為23.3%，且滿足強度要求。最大變形量為12.643 mm，與未優化前的拉臂機構裝箱過程相比，最大變形量減小了1.477 mm，減小幅度為10.46%。

5.2.2 卸箱工況分析

優化后的模型，其應力與變形量分布情況如圖12、圖13所示，優化后其最大應力為355.85 MPa，與未優化時拉臂機構卸箱過程相比，最大應力值減小了114.78 MPa，減小幅度為24.9%，優化后拉臂機構的安全系數為1.55，此時的拉臂機構符合強度要求；最大變形量為12.015 mm，與未優化前的拉臂機構卸箱過程相比，最大變形量減小了1.593 mm，減小幅度為11.7%。

圖10 優化后拉臂機構在裝箱過程的應力分布

圖11 優化后拉臂機構在裝箱過程的變形量分布

圖12 優化拉臂機構卸箱過程中的應力分布

圖13 優化后拉臂機構在裝箱過程的變形量分布

6 結論與展望

文中在拉臂機構力學特性分析的基礎上，進行了拉臂機構裝箱過程和卸箱過程的靜態、動態特性分析研究，為拉臂機構優化設計良好的理論基礎，主要結論如下：

1）對拉臂機構進行力學特性分析，計算得出拉臂鉤手在裝、卸箱過程的最大載荷；建立了拉臂機構有限元模型，通過對拉臂機構裝、卸過程的靜態有限元分析，得出拉臂機構應力集中部位，以及在不同過程中的最大應力值，并對拉臂機構進行模態分析以探討其動態性能。

2）有限元模態分析結果表明該拉臂機構前十二階固有頻率在要求的頻率范圍內，有效避免了共振現象的發生，故整個拉臂機構滿足動態特性的條件，符合拉臂機構設計的要求，并為改進拉臂機構結構設計提供了理論依據。

3）結合前期對拉臂機構進行的靜力學分析結果，對拉臂機構的伸縮套筒和伸縮套筒與拉臂下部折彎的連接處進行了改進，裝、卸應力幅度分別減小23.3%與24.9%，最大變形量分別降低了10.46%與11.7%，提高了拉臂機構的工作強度與可靠性，為確保該產品正常使用提供依據。