陳樹勳王素暖白斌應鴻烈湯勇
nz5151zys 型壓縮式垃圾車
按照與廠方的技術合作合同，對其生產的nz5151zys 型壓縮式垃圾車結構進行有限元分析與優化設計，內容包括：利用ansys商用軟體對該垃圾車的箱體、填料器結構進行有限元分析，獲得該結構在各種實際工況載荷作用下的位移、變形與應力分布，並通過結構優化設計，在保證結構變形剛度與應力強度前提下，尋求該車箱體、填料器結構的外形布局與構件尺寸最優化設計方案，以盡可能降低該車結構的總重量。要求優化後設計方案，能使箱體和填料器結構的總重量從4.
72噸降低到3.6噸以下，降重1.12噸，佔總重量23.
73%。
，求出前車架在各種工況載荷作用下的變形與應力。原始結構有限元分析結果資料是結構優化設計效果的比較依據，也是結構有限元分析計算結果資料與測試結果資料比較的依據。結構有限元分析結果的準確程度的關鍵在於針對實際工程結構所建的有限元分析模型、載荷、約束與實際情況的符合程度。
對同一工程結構有限元分析問題，由於不同力學功底的人在建模時的不同認識和不同處理，分析計算結果會有很大不同。
該壓縮式垃圾車的結構優化分兩步進行：(1) 結構形狀優化：通過改變結構外形，降低結構最大應力與外形表面積，為結構減重優化提供條件。
(2) 構件尺寸優化：採用陳樹勳教授創立的結構優化導重法，對車箱與填料器結構進行以提高結構強度減少結構重量為目標的構件尺寸自動優化。
對壓縮式垃圾車結構進行有限元分析準確程度的關鍵在於分析模型、載荷及約束與實際情況的符合程度，我們主要採用板單元對車箱與填料器結構進行有限元分析建模，該模型具有 35,841 個節點，57,727 個單元。採用該模型對 11 種基礎工況和 4 種實際工況載荷作用下的變形與應力分布進行了有限元分析計算。求得了車箱與填料器結構各工況應力較大的危險點，為車箱與填料器結構優化設計中應力約束的確定提供了依據。
車箱與填料器的模型
由於該結構主要由鋼板製成，所以主要採用板單元對車箱與填料器結構進行有限元分析建模，該模型具有35,841 個6自由度節點，57,727 個單元，其中絕大部分為shell 63 板單元，起重板、吊環、柱銷等採用solid 72實體單元，油缸採用 beam4梁單元，滑塊採用定向彈性元單元combin14。
對該結構進行節點單元網格劃分後的離散結構如圖所示：
車箱與填料器的網格
推闆、擠壓扳通過油缸梁單元、滑塊定向彈性元與車廂、填料器連線，填料器在四個鉸銷處與車廂直接相連。車廂與填料器架在牽引車大樑上，通過8個墊板、2個叉板及2個定位銷與大樑定位相連。車廂與大樑的連線處理為如下約束形式：
墊板處為y向約束，叉板處為 x向與z向約束，定位銷處為 y向與z向約束, 如圖所示。
車箱結構的邊界約束
【載荷的數學表達】
壓縮式垃圾車結構各種工況的載荷均主要來自於垃圾的作用力，垃圾是一種力學性質很不確定的混和物質，目前尚未見到對垃圾力學性質及其對壓縮車箱作用載荷的研究資料。要準確確定車箱內垃圾的壓力載荷分布，應該採用壓力敏感器進行實際測試，但由於採用壓力敏感器測試成本太高，我們只好先對車箱結構在垃圾載荷作用下的變形應力進行測試，而後對垃圾力學性質與各種工況的垃圾載荷分布規律進行某些引數可變的基本假設，並根據這些基本假設對車箱內各種工況的垃圾載荷進行計算，將計算出的垃圾載荷施加於車箱結構進行有限元分析，求出車箱結構在這種垃圾載荷作用下的變形應力，將計算得到的應力與預先測試出的變形應力進行比較，根據計算應力與測試應力的差異，對基本假設中的可變引數進行修正，直到計算應力與測試應力基本相符。
陳樹勳教授提出了垃圾曲面的數學表達的eggshell理論，並經測試驗證與實際相符合，這是乙個重大創新，也是本專案工作的出彩點。
結構有限元分析要輸入作用於結構各節點的載荷，結構節點數量多達三萬六千個，不可能逐個輸入，必須根據載荷分布規律給出車箱內載荷隨節點位置變化的函式關係。為此，需要給出乙個盡可能符合實際的垃圾外形曲面函式。 滿載時車箱內的垃圾並不充滿車箱，擠壓板端兩上角和推闆端兩上角分別存在邊長約為車箱對應邊長1/8和1/3的空間角。
我們將垃圾曲面形狀模擬為由半個前後不對稱的橢球面（蛋殼形）與車箱板相切割共同圍起來的形狀。該形狀的車箱內部分模擬垃圾實際形狀，該形狀的車箱外部分模擬無車箱時的垃圾堆的虛擬形狀。如下圖所示：
【各工況有限元分析計算】
計算11種工況：工況1：結構淨重，工況2：
（結構+垃圾）自重，工況3：垃圾壓縮力，工況4：擠入壓強，工況5：
max（垃圾自重+壓縮壓強，擠入壓強，工況6：推出壓強，工況7：max（垃圾自重+壓縮壓強，推出壓強），工況8：
x向慣性力，工況9：y向慣性力，工況10：z向慣性力，工況11：
三向慣性力。
由於工況較多，計算結果不便一一枚舉，僅列出前四個工況的計算結果：
（1）工況1：結構淨重
圖中標註應力的位置為應力實驗中的測試點位置以及在該工況下大應力點的位置。以下各工況選擇的應力標註位置同上。從圖中可以看出，最大復合應力為63.
471mpa，發生在車箱尾部邊緣上的底板處。大部分結構復合應力都小於10mpa。
（2）工況2：（結構+垃圾）自重
從圖中可以看出，最大復合應力為118.004mpa，發生在車箱尾部邊緣上的底板處，大部分結構復合應力都小於50mpa。
（3）工況3：垃圾壓縮力
從圖中可以看出，最大復合應力為239.967mpa，發生在車箱頂板與填料器連線處，大部分結構復合應力都小於140mpa。
（4）工況4：擠入壓強
從圖中可以看出，最大復合應力160.199mpa，發生在底板4-5梁上。大部分結構復合應力都小於140mpa。
【垃圾壓縮車形狀優化】
在車箱截面面積不變的情況下，由於切割橢圓截面比原矩形截面具有更小的周長，相同容積的切割橢圓柱車箱比原矩形截面車箱具有更小外表面積；而且在自重、壓縮、擠壓和推出等工況載荷作用下，車箱表面應力分布均勻，沒有側板與頂板中部與夾角處的集中應力，最大應力可大大減少，因而採用切割橢圓截面的車箱，在保證強度條件下，可以大幅度減少車箱材料重量。
切割橢圓柱車箱截面圖與效果圖如下：
【結構區域性調優】
根據新車型變形應力分布特點，為減小區域性應力，進行了區域性調優處理。
【結構尺寸的自動優化迭代計算】
（1）設計變數：
取個部分構件板厚等20個尺寸變數作為設計變數。
（2）優化設計方法
採用ansys 與導重準則法相結合的優化方法：利用優秀的結構分析軟體ansys進行結構分析計算，利用ansys的梯度法計算約束應力對設計變數的差分敏度，利用結構優化導重法進行優化迭代計算。
（3）構件尺寸優化迭代計算
下表給出了垃圾車優化迭代計算過程中資料的變化，k為迭代次數，x1～x24為設計變數，vn1～vn13為應力約束，yshs為結構的最大應力，wt為結構總重量，其中k=0列為初始設計，是經過外形優化與人工調優後的設計方案，k=1～6為迭代過程的中間設計，圓整列為優化迭代後經過圓整得到的最優方案。最優方案使分析模型重量從原始結構的3.96噸減少為2.
8噸，減輕重量1160公斤，減重28.94%，整車重量從4.72噸下降到3.
56噸，減重佔整車的24.6%，最大應力從原始結構的504.441mpa下降為175.
78mpa。
垃圾車優化迭代計算過程中資料變化
（1）滿載靜態與平穩行駛工況的有限元分析結果
從圖中可以看出，最大復合應力90.254mpa，發生在底板上。
工況1應力雲圖
（2）滿載擠入工況的有限元分析結果
從圖可以看出，最大復合應力為343.755mpa，發生在填料器擠壓板梯形梁下端部，大部分結構的復合應力小於220 mpa。
（3）滿載推出工況的有限元分析結果
最大復合應力為364.835mpa，發生在下推闆上的推闆油缸銷軸孔上，大部分結構的復合應力小於220mpa。
（4）滿載顛簸行駛工況的有限元分析結果
最大復合應力為293.814mpa，發生在上推闆上豎筋上，從圖中可以看出，大部分結構的復合應力小於220 mpa。
優化後的結構設計方案的有限元分析結果表明，結構最大應力從原始結構的504 mpa 下降到176 mpa，大幅度提高了結構強度，結構自重從原始結構 4.72噸下降到3.56噸，減少重量 1.
16噸，降重 24.6 %。圓滿完成了廠方提出的「**」23 % 以上的優化設計任務。
下圖為結構優化後廠方生產的垃圾壓縮車實物圖：
《壓縮垃圾車結構的載荷描述與優化設計》
《後裝式壓縮垃圾車結構有限元分析》
《壓縮垃圾車結構載荷的函式表達》
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