GSK5160ZYS4后裝卸壓縮式垃圾車壓縮機構設計計算及動力性能分析

馬軍偉

（甘肅省建設投資（控股）集團有限公司，甘肅 蘭州730050）

1 引言

GSK5160ZYS4后裝卸壓縮式垃圾車是城市垃圾壓縮收納重要的專用運輸與作業(yè)車輛。該車可實現(xiàn)自動壓實、傾倒，能夠解決各類垃圾轉運的再次污染。該車的底盤為東風二類汽車底盤，采用ISDe180 50發(fā)動機，額定功率為130 kW。本文對該車的質量參數(shù)、發(fā)動機選型校核、動力性有關參數(shù)，上裝的有關設計參數(shù)、箱體強度、壓縮機構設計、質心位置計算、整車穩(wěn)定性計算進行計算分析。

2 設計原則

后裝卸壓縮垃圾車受力較為集中的結構為：滑板、刮板、推鏟、導軌、填裝器、垃圾箱體。工作裝置由滑板、刮板、推鏟和各液壓油缸組成。對于這些結構件的分析計算，首先應確定各壓縮機構的最不利工作狀況，即在各操作狀況下對壓縮機構零部件可能出現(xiàn)最大的應力，以各操作狀態(tài)作為設計該壓縮機構零部件的依據(jù)。零部件材料及許用應力可參照結構材料Q345B、45鋼、40Cr鋼等基本許用應力表進行選擇。

3 主要技術性能參數(shù)設計確定

可根據(jù)國家對公路車輛限制尺寸要求取總高為3 250 mm，總寬為2 490 mm；根據(jù)《專用汽車設計》設計要求的垃圾箱體容積、參考國內同型號車型底盤參數(shù)等初步確定總長為8 600 mm；該車采用東風商用車有限公司的DFL1160BX4型汽車底盤。

4 動力性分析計算

本車迎風面積為：

式（1）中：B為汽車前輪距，m；H為汽車高，m。

本車發(fā)動機為ISDe180 40東風康明斯發(fā)動機，其最大功率對應的其轉速及其最大扭矩對應的其轉速為：當最大功率為130 kW時，轉速為2 500 r/min；當最大扭矩為700 N·m時，轉速為1 400 r/min。

變速器速比如表1所示。

表1 變速器速比

本車最高車速為：由計算可得，本車在滿載狀況下，在較好的路況下使用6擋行駛時，其最高轉速對應的速度即為最高車速Uαmax，其值為Uαmax≈106 km/h。

本車最大爬坡度imax為：imax=tgαmax=tg16.60≈0.283×100%≈28.3%。

本車最大動力因數(shù)：D≈0.274。

本車最小轉彎直徑為：

式（2）中：Dmin為最小轉彎直徑，m；L為軸距，L=4 200 mm；θmax為轉向輪外輪最大轉角，θmax=35°；b為前輪距，b=1 880 mm；M為主銷中心距，M=1 600 mm。

將上述已知參數(shù)代入可求最小轉彎直徑：Dmin=2×{4.2/0.57+（1.88－1.60）/2}=15.02 m。

從分析計算結果可知整車動力性符合要求。

5 壓縮機構設計及受力分析

該壓縮機構包含刮板、滑板和推鏟形成的雙向壓縮機構。確定該車垃圾箱容積為10 m3；根據(jù)后裝卸壓縮式垃圾車行業(yè)標準，壓縮機構刮板、滑板、推鏟等在進行垃圾壓縮時，它的一個工作壓縮循環(huán)時間小于25 s。使用垃圾箱內推鏟卸料的，工作壓縮循環(huán)時間選取25 s。推鏟油缸作直線運動時，刮板所要克服的載荷為：質量m1為80 kg，摩擦系數(shù)μ選取0.06。

對推鏟和刮板作受力分析，如圖1所示。

圖1 壓縮裝置受力分析圖

在壓縮過程中，在滑板壓縮力FL作用下，擠壓垃圾向左方移動，垃圾箱體作用在垃圾上的摩擦力Ff1方向與垃圾蠕動的方向相反，其大小為：

式（3）中：f為垃圾與壁面的綜合摩擦系數(shù)；p為垃圾的單位膨脹力，N/m2；A1為車廂橫截面內壁周長，m；x為圖示的推進長度，m。

阻擋垃圾箱體內垃圾蠕動的另外一個力是垃圾本身的重力造成的，記作Ff2，則：

式（4）中：ρj為垃圾的計算密度，kg/m3；A2為近似取車廂的寬度，m；h為車廂高度，m。

若推鏟向后方推動垃圾箱體內的垃圾，必須滿足下列條件：

當垃圾箱體的尺寸參數(shù)確定后，A1、A2和h已知。f、p、ρj則隨壓縮程度，垃圾箱體內垃圾種類不同而發(fā)生變化，比較確切數(shù)據(jù)較難確定。通過反復試驗得出經驗值為f（pA1+ρjgA2h）=30 kN/m，則：

式（6）中：設xmax=L，L為推鏟行程，L=3 000 mm。則：

式（7）中：?1為裝填角，?1=45°，則

6 整車質心位置、軸荷及整車穩(wěn)定性計算分析

6.1 質心位置計算

設計計算選取的垃圾桶為240 L方形塑料垃圾桶。以汽車專用底盤的前輪接地點中心為坐標原點，以后裝卸壓縮式垃圾車整車長度方向延伸為X坐標，垃圾車寬度方向為Y坐標，垃圾車高度方向為Z坐標。假設各部件、設備的重心為其幾何中心。

空載時：整車整備質量為8 750㎏，符合底盤改裝要求。

后裝卸壓縮式垃圾車縱向質心位置為2 807 mm（距前軸中心），整車質心位置高度1 305 mm（距地面）。

滿載時：整車總質量為15 990㎏，符合底盤改裝要求。

后裝卸壓縮式垃圾車縱向質心位置為3 002 mm（距前軸中心），整車質心位置高度1 411 mm（距地面）。

6.2 軸荷分配計算

后軸負荷：G后＝Ga×Xa/L＝5 936。

前軸負荷：G前＝Ga－G后＝3 059。

則：前軸負荷占總質量比例為G前/Ga＝34%。

前軸負荷占總質量比例為：G后/Ga＝66%。

經計算可以得出前、后軸荷分布合理。

6.3 滿載時整車穩(wěn)定性校核

6.3.1 側穩(wěn)定校核

后裝卸壓縮垃圾車最大側傾穩(wěn)定角大于等于35°，則：

式（8）中：B為輪距，B=1 880 mm；hg為整車重心高度，hg=1 411 mm；軸距L=4 200 mm。

B/2hg=1 880/（2×1 411）=0.722 6，Arctg（B/2hg）=Arctg0.762 6=36°＞35°。

6.3.2 縱向穩(wěn)定校核

上坡時整車縱向穩(wěn)定為：

將已知參數(shù)代入公式可得：（4 200－3 002）/1 411=0.84＞0.7。

下坡時整車縱向穩(wěn)定為：

式（9）（10）中：b為后裝卸壓縮式垃圾車重心距后軸中心的的距離，m；hg為整車重心高度，m；φ為輪胎與道面的附著系數(shù)，φ=0.7；a為后裝卸壓縮式垃圾車重心距前軸重心的距離，m。將已知參數(shù)代入公式可得3 002/1 411=2.12＞0.7。

通過上述計算得出，整車縱向穩(wěn)定性符合要求。

7 結論

GSK5160ZYS4后裝卸壓縮垃圾車上述壓縮機構中的刮板、滑板、推鏟等機構件的計算，均按結構靜載荷進行分析技算，但是在實際后裝卸壓縮垃圾車壓縮機構操作時，壓縮機構及其他零部件需要承受著很強的沖擊負載，而且時刻在發(fā)生變化。除了后裝卸壓縮式垃圾車整車動力性能參數(shù)和機械結構以及液壓電氣系統(tǒng)等因素的影響之外，壓縮垃圾車本身服務對象和操作環(huán)境對整車動載的影響也比較大。在整車穩(wěn)定性計算中考慮了空載和滿載兩種工況下整車的橫向穩(wěn)定性和縱向穩(wěn)定性滿足法規(guī)要求，在強度設計中采用提高安全系數(shù)的方法來解決。