第47卷第1期2021年2月
农业&备技术
Agricultural Equipment&Technology
Vol.477.1
Feb.2021
餐厨车压缩机构的仿真分析与轻量化设计
张猛，沈辉，孙明珠，殷超
(扬州大学机械工程学院，江苏扬州225127)
摘要：设计一款刮板式餐厨车压缩机构，采用ADAMS软件进行动力学仿真分析，实现极限工况下机构平稳工作；采用ANSYS Workbench软件进行压缩机构的静力学分析，并用惩罚函数法对压缩机构关键部件进行尺寸优化；对优化后压缩机构进行仿真验证与样机试验。结果表明，优化后压缩机构在保证刚度强度的同时，工作平稳可靠、无干涉，质量减轻21.97kg，满足轻量化目标。
关键词：压缩机构；轻量化；惩罚函数法；仿真分析；样机试验
Simulation analysis and lightweight design of kitchen truck compression mechanism
Zhang Meng*Shen Hui,Sun Mingzhu*Yin Chao
(College of Mechanical Engineering,Yangzhou University,Y a ngzhou225127,China) Abstract：A scraper type kitchen truck compression mechanism was designed,and dynamics simulation analysis was carried out by using ADAMS software to realize smooth operation of the mechanism under ex­treme working conditions.ANSYS Workbench software was used for static analysis of the compression mech­anism,and penalty function method was used for dimensional optimization of key parts of the compression mechanism.The optimized compression mechanism was verified by simulation and prototype test.The results show that the optimized compression mechanism works stably and reliably without interference,and its mass is reduced by21.97kg,which meets the goal of light weight.
Key words：compression mechanism;lightweight;penalty function method;simulation analysis;prototype test 0引言1压缩机构工作原理
餐厨车作为专用车辆，重要性与日俱增。樊智敏等对车厢可卸式垃圾车拉臂系统建立刚柔耦合仿真系统并准确到拉臂系统危险工况；王金刚国等采用ADAMS对垃圾车翻桶结构建立了虚拟样机模型，并对其进一步优化设计；韩以伦等对垃圾车提升机构进行过ADAMS和MATLAB软件下联合仿真研究，解决了传统设计中机械系统与控制系统的。
对垃圾车机构的研究，特
机构轻量化这一方向重视不够、研究少。
设计一餐厨车机构，并进行
与研究，其和2仿真结果，采用 对压缩机构件进行轻量化设计，提机构的工作可性性。
机构结构1，要
，机其工作。提机构垃圾，机构工作2工作传
，传递到2舌
垃圾，)s重到，
，
传2
图1压缩机构结构
总第221
期
2021.1张猛等：餐厨车压缩机构的仿真分析与轻量化设计AET
2压缩机构仿真分析
2.1压缩机构动力学分析
在CATIA 中建立压缩机构总成模型，并导入
ADAMS 软件，对各部件设置材料属性，建立运动副；在
油缸圆柱副处施加驱动，驱动函数为:STEP  (time,
0,0,24,390)；对压缩机构施加载荷，载荷主要来自垃 圾与压缩仓摩擦力、刮板与压缩仓摩擦力以及压缩时 的压缩力。为获得压缩机构所受最大载荷，取其极限工 况进动力 汽设要，刮板最大压缩力取
20kN ，压缩机构 压缩仓部分的总 量为91.165 kg , 摩擦 数为0.3，摩擦力为280 N 。
构的机箱使垃
e 易残存，因此垃圾与压缩仓摩擦力可忽 。载
荷方向取 刮板方向，函数设为：IF (time-24:280,
20 000,IF (time-27:20 000,20 000,0))。
刮板 度、加速度、角加度曲线如图2所压缩机构 压缩 的 ，因此
对其
问 2可压缩机构度最大值
为31.8 mm/s ，加速度最大值为13.5 mm/s 2，角加速度
最大为1.7 rad/s 2 度 ，加速度 加速
度数
，表明其工
、
—2.0
；L5
二 1.0
惟! 0.5眠0.0
时间t/s
图2刮板质心速度、加速度、角加速度值
力 3所 所受合力最
大值为41 806 N ，其中l 方向分力最大值为37 947 N ,
Z 方 力最 为-15 715 N , 力最
压
缩机构工
压阶段，
工况。
图3耳板受力曲线图
2.2压缩机构刚度强度分析
在量设 进压缩机构度强度 。 因油缸 部件，
，其部件进
在 时，先将CATIA 中部件模型
，
导入到ANSYS  Workbench 中。部件导入后定义材料属性 1 所
, 部件
,
力 其载荷 件, 最 其进求解分析。
力
4 所
其最大 力为156.58 MPa，加强板处
力中
板
5 所 最大 在 圆 处
况 最大 为 0.74 mm  所 板最大 力 其屈强度且
初始设
保守，应予以优化。
图4耳板等效应力A 图
2020/5/11 9:22
A: Static  Structural Total  D eformation  Type: T otal  Deformation  Unit: m m 了540
225.00
图5耳板位移A 图
拨板总成 力 6所 拨板总成
所受最大 力为510.30 MPa  拨爪加强筋下
力中处，其 置力普遍
拨板总成
7所 最大值为4.25 mm  主要
发生在刮板与拨爪处。考虑刮板与压缩仓配合处间隙能大刮板与拨爪处初始设计不予优化,
转轴与加强筋予以优化。
表1 BS700MC 的材料属性
材料屈服强度/ MPa
杨氏模量/ Pa 密度/(kg ・m -3)
泊松比BS700MC
730
2.1 5 1011
7 900
0.28
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25QG0750.00
图6拨板总成等效应力云图
图7拨板总成位移云图
3压缩机构轻量化设计
由于尺寸优化可靠性与准确率高，结合耳板、转
轴的实际工况，决定对耳板和转轴进行尺寸优化卩期。
采用惩罚函数法求岀满足约束时压缩机构尺寸的最
优解。考虑到应力集中，对耳板与拨板总成应力集中
部位采用圆弧过渡。
3.1耳板尺寸优化
由于材料不变，取最小体积！(")为目标函数，取
大孔内径、小孔内径为常量，其余主要尺寸为变量。
为材料力耳板孔忽略不计，建立
目标函数F(x)的为：
"+("1,"2,"3)#=($,%1,%3)#(1)
22
2"2+壬"3-4986!+380("2+"3)"(2)
中:$—耳板厚度;%1“大孔外圆半径;%3—小孔
夕卜圆径。
耳板受用，结合耳板工况与材料屈服强
度确定耳板约束
0!h!12(3)
69!r,!90 15!r3!40
) ) 4 5 ( (
中:"1—应力;*1—最大弯矩一抗弯截面系数；["1]—耳板用应力。
约束函数规格化耳板优化
的数可为
22
minF(")+"]：牛2"3_4986!+380(%2+"3)(7)
,(")+昔-1!0(8)
"上箸一1"0(9)
夺("2-692)!]
g3(")+爺-1!0(10)
g4(")=—1"0(11)
g：(")+許-1!0(12)
2*11!0(13)
取耳板数为2，利用内惩罚函数法求得最优解为)*+(8.86089.93639.901)T，最优解圆整变量与优化  2 。
表2设计变量初始值与优化值位:mm
变量厚度大孔外径小孔外径初始值1218080
优化值9180808
优化耳板应力8。应力集中现象有所改善、最大应力为173.91MPa，满足使用度要求。优化耳板位9耳板最大位为1.42mm度满足用要求。度度，耳板总量  1.11kg、率24%。
A:S tatic Structural
Equivalent S tress
图8优化后耳板等效应力云图
图9优化后耳板位移云图
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期
2021.1张猛等：餐厨车压缩机构的仿真分析与轻量化设计AET
3.2转轴尺寸优化由于材料已选定，转轴最小质量取决于其体积,
以最小体积F （"）为目标函数，建立目标函数公式如 下：
!（"）=扌2（$%_"2） （14）
式中“一转轴长度;$—转轴外径;"一转轴内
径。目标函数中"为设计变量,$和#为常量。
根据转轴工况，转轴在转矩作用下发生扭转变
形，结合材料屈服强度确定其约束条件如下：
122 mm !"! 137 mm
（15）-=<T  !°i]
（16）&'=習 C _ $）
（17）
式中:"一扭转强度;％—最大扭矩;&一抗扭截 面系数;—转轴许用应力。
式（14）中只有一个变量，可直接通过
最 ，取转轴 系数为3, 转轴小
应力中最 最取为130 mm 。
化后拨板总成等 应力云 如10所示，应力
中
拨板总 最 应力为398.47 MPa ,
用强度。优化后拨板总 云如图
11 。最大 为5.90 mm ，略有 在许可
范围。同时转轴相比原122 mm 内径时总质量减轻
A: Static  Structural  Equivalent  Stress 20.86 kg ，下降率达 51.90%。
2020/5/11 14:33
图10优化后拨板总成等效应力云图
A: Static  Structural Total  Deformation Type: T otal  Deformation  Unit: mm 2020/5/11 14:320.00
500.00
250.00
5.9309 Max 52724^1333542$3613771318 0*658990 Min
■
1000.00 (mm)
750J30
图11优化后拨板总成位移云图
4样机试验
据
试验，
如图12 。
女口 3
。
目中
最大力外，其
在5%以
（a ）三维图
（b ）实物图
图12试制样机
表3试验与仿真结果对照表
目
数量仿真是否合格空载全程时间/s 1042.9242
合格
空载平均速度/（mm ・s _）
10
49.49
50.50合格空载可靠性1 000
无故障
合格
/
s
1043.9442合格满载油缸最大压力/N 1028 756
41 086
合格/(mm ・s _)10
48.34
50.50
合格
总第221期
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scraper内，实际工况，同时压缩机构工作平稳可靠。载时油缸最大压力平均值与值相差较大是因为设定垃圾对刮板最大反力时取值较，样可以保压缩机构的压缩度与使用可靠。验完成后，用坐标测量仪测主要位无变形，测结果表明压缩机构无明显变形，刚度强度使用要求。
5结语
设计一款适用侧压缩式餐厨车的刮板式压缩机构，通过动力学，验了结构无动干涉，并岀极限工载荷值；通过惩罚函数对压缩机构可优化零岀尺寸最优解，完成零尺寸优化，实现压缩机构总体质量下降21.97kg；样机试验，压缩机构工作平稳，无动干涉，验了结果的正确。
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II4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-IIII4-II (上接第17页)
内容与工程计划之间存在差异，如需更改必须进行严格的评估，同时必须记录在工程图上并进行正确归档。此外，组织成立改造维护管控工作组，以监督机电设备各个方面的改造和维护全过程，以确保将各种任务和技术因素标准化。机电设备自动化技术服务平台一般可分为监视管理平台、安全保护服务平台和报警服务平台分。分同的和作流程，因此改造每个分时需设同的技术，技术人员必须弄清实际作各分的要，可的分，保保量。
4结语
机电设备的自动化改造和维护，7
自行的和安全性，和
。在机电设备的电自动化改造和维护过程，机电设备可以充分自身实电自动化的标准要。一方面，可以机电设的并。
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