木片集装箱翻转机设计与试验

Design and Test of Wood Chip Container Turning Machine

摘要

木片集装箱翻转机械作为重要装卸转运机械，是木片输送链的核心设备，能够简化木片装卸工艺流程、提升装卸效率。为此，研制一款木片集装箱翻转机，能够实现集装箱转运、举升、装载和翻转等作业。阐述整机结构工作原理，对集装箱装载作业、翻转作业和关键零件进行力学分析，综合Hypermesh、ANSYS、Adams软件建立机器有限元模型和动力学仿真模型，分析机器装载作业和翻转作业得到，集装箱翻转角为\gamma \in [\mathrm{0}°,\mathrm{85}°]、支撑轴最大作用力为4 331 kN、最小直径为65 mm、翻转液压缸最大负载力为59.4 kN，小于机器相关设计参数，满足设计要求。以自行研制的集装箱翻转机展开相关试验研究，计算分析试验数据与仿真结果高度拟合，利用与试验数据高度拟合的仿真模型分析机器关键零部件可缩短机器研制开发周期、降低加工制造成本。该研制的木片集装箱翻转机满足设计要求，具有一定的应用潜力。

Abstract

As an important loading and unloading machinery， wood chip container turning machine is the core equipment of wood chip conveyor chain， which can simplify the wood chip loading and unloading process and improve the loading and unloading efficiency. To this end， a wood chip container turning machine was developed， which can realize container transfer， lifting， loading， turning and other operations. Elaborating the whole machine structure and working principle， container loading operations， turning operations and mechanical analysis of key parts， integrated Hypermesh， ANSYS， Adams software to establish the machine finite element model and dynamics simulation model， analyzing the machine loading operations and turning operations to get： the container turning angle was \gamma \in [\mathrm{0}°,\mathrm{85}°]， the maximum force of the supporting shaft was 4 331 kN， the smallest diameter was 65 mm， the maximum load force of the turning hydraulic cylinder was 59.4 kN， which was smaller than the relevant design parameters of the machine， to meet the requirements of the design parameters. Utilizing self-developed container turning machine to carry out the relevant experimental research， calculation and analysis of test data were highly fitted to the simulation results. And the use of simulation models that were highly fitted to the test data to analyze the key components of the machine can shorten the development cycle of the machine development and reduce the cost of processing and manufacturing， the development of the wood chip container turning machine meets the requirements of the design， and has a certain potential for application.

Graphical abstract

关键词

木片 / 集装箱翻转机 / 有限元模型 / 动力学仿真 / 试验研究

Key words

Wood chip / container turning machine / finite element model / dynamic simulation / experimental study

0 引言

林用木质剩余物是林业生产加工中产生的剩余物，是制作生物质燃料、纤维素和木质板材等的原料^［1-2］。近年来我国对林用木质剩余物的需求与年俱增，由于林用木质剩余物收集运输主要采用人工或小型机械设备，缺乏专业化体系，造成运输效率低、成本高等问题^［3-5］。本研究提出一款木片专用集装箱翻转机，将木质剩余物加工成木片，由集装箱转载与物料装卸相结合，简化木质剩余物装卸工艺流程、缩短装卸时间和降低运输成本^［6-7］。

在木质剩余物处理机械方面，国外学者进行了大量研究和探索。Zamora-Cristales等^［8］对木质剩余物粉碎与运输一体设备进行研究，分析机器整机结构、木质剩余物粉碎系统原理，对木质剩余物粉碎与运输一体设备的运输成本、木质剩余物堆存位置、集装箱体积和整机平衡进行分析，提出最优成本效益的木质剩余物粉碎机和集装箱配置，实现木质剩余物的高效运输。Karttunen等^［9］基于多式联运集装箱供应链对木质剩余物运输成本进行研究，提出木质剩余物的多式联运轻型结构集装箱物流，降低木质剩余物的运输成本。Spinelli等^［10］针对木质剩余物具有形状复杂、蓬松不规则和不易压实等特点提出了一种机载削片设备，通过机载削片机将杨树枝丫、倒木等直接进行削片，并将加工好的木片通过集装箱进行运输，实现货车装载量5~6倍的提升。Krajnc等^［11］对移动式滚筒削片机展开研究，通过传送带将木质剩余物运送至机器的削片装置，采用旋转滚筒对木质剩余物进行削片处理，木片通过风压鼓吹进集装箱内，实现了削片作业和装箱作业的自动化。

近年来，国内一些学者也对木质剩余物处理机械和装箱方法展开相关研究。杨春梅等^［12］提出了将林间剩余物原地进行收集、削片和储存等一体化回收方式，并设计了自走式林业剩余物削片机，通过机器削片试验得到，自走式林业剩余物削片机不仅保证了削片合格率，同时提高了木片生产率，降低林业剩余物回收成本。马树峰^［13］设计了一种棚车散装木片的方法，利用漏斗型容器将木片装填至输入软管，结合风压鼓将木片装填至集装箱内，提高了木片的装箱效率。任长清等^［14］设计新型盘式削片机刀盘结构，通过Adams仿真软件对设计的新型刀盘进行了动力学分析，验证刀盘结构在额定转速下的稳定性。陈英^［15］设计了一种用于自动卸料的木片自卸车，通过平皮带和刮板链条进行组合将木片从集装箱内扒出，降低人工作业成本、提高生产效率。

以上学者多数对木质剩余物削片作业自动化、智能化展开相关研究，鲜见对木片装卸机械进行研究^［16-18］。为有效简化木片装卸工艺流程、缩短装卸时间，本研究研究一种专用木片集装箱翻转机，能够对载有木片的集装箱进行翻转、装卸操作，具有操作简单、节约制造成本、维护费用低和结构简单等优点，适于在林区推广使用，简化木片装卸流程，为集装箱运输木片的推广与应用奠定基础。此外在更换锁紧元件后，本研究研制的机器还可对其他中小型林业机械进行举升、翻转作业，以此实现林区机械设备的维护、检修工作，拓展机器的使用范围和应用潜力。

1 机器设计要求与工作原理

1.1 设计要求

在集装箱转载环节，需要集装箱翻转机从卡车上转载至地面，以便货物装卸载操作。在集装箱转载环节，需要设置位姿微调装置调节主移动架的位置和姿态，使主移动架上液压旋锁精确地对准集装箱顶面四角的连接槽，而后需要设置机器的举升装置，以便上下移动主移动架，使机器的插入集装箱顶面连接槽锁紧集装箱使之与主移动架连为一体，同时带动主移动架上升与卡车分离。同时，需要设置主移动架横移装置，带动与卡车分离的主移动架和集装箱横移操作，实现集装箱的转载作业。

在集装箱装载作业环节，需要将机器主移动架和集装箱翻转90°至集装箱舱门向上，以便将木片通过输送带输送实现集装箱加载作业，如图1所示。在集装箱卸载环节，同样需要将集装箱翻转30°~90°，使集装箱舱门向下打开倾斜木片，由此得到机器需要翻转作业实现集装箱装卸载。

此外，因集装箱翻转由卡车运输在集装箱翻转机下方进行转载作业，集装箱尺寸和卡车高度均已标准化，由此递推得到集装箱翻转机主移动架的设计要求和整机设计要求，具体如下。

1）主移动架长×宽=6.2 m×2.5 m。

2）集装箱翻转机应具有位姿微调功能，位置微调距离范围：0~0.4 m、姿态微调角度范围：±10°，以实现主移动架液压旋锁的位姿微调作业。

3）集装箱翻转机应具有举升功能，举升高度应大于3.5 m，通过主移动架带动集装箱举升，实现集装箱与卡车分离。

4）集装箱翻转机应具有横移功能，横移距离应大于2.5 m，以实现主移动架带动集装箱横移，完成集装箱转载作业。

5）集装箱翻转机应具有翻转功能，翻转角度±90°，以实现主移动架带动集装箱翻转，完成集装箱装卸载作业。

1.2 工作原理和作业流程

图2为木片集装箱翻转机整机结构图，机器主要由斜支撑架1、主移动架2、主梁3、三角架4、马鞍支架5、横移液压缸6、纵向微调液压缸7、翻转液压缸8、支撑轴9、翻转液压缸缸筒连接轴10、固定架11、举升液压缸12、翻转液压缸缸杆连接轴13、集装箱14、地梁15、液压旋锁16、横向微调液压缸19组成。地梁15与两侧斜支撑架1组成机架，通过地脚螺栓连接固定在地基上。机器各组成零部件与机架连接实现集装箱的位姿调节、纵向移动、横向移动、翻转运动和举升运动，以满足集装箱的升降、横移、翻转、加载作业要求，如图3所示。

图2中集装箱14顶面四角对应锁孔，通过液压旋锁16锁紧，与主移动架2连接相对固定。在位姿横向微调液压缸17的带动下随主移动架2一起运动，实现集装箱的姿态调节；纵向液压缸7的作用是带动集装箱14和主移动架2运动调节集装箱的前后纵向位置，以满足相关作业要求；横移液压缸6安装在马鞍支架5上，马鞍支架5与主梁3连接固定，在横移液压缸6的驱动下，带动主移动架2、集装箱14等相关组件一起沿主梁3横向运动，满足横移作业要求；三角架4承载主移动架2、集装箱14、马鞍支架5、主梁3，在翻转液压缸8的驱动下实现集装箱的翻转运动；机器两侧的固定架11与三角架4连接，承载三角架4、主移动架2、集装箱14、马鞍支架5、主梁3，在举升液压缸12的带动下实现集装箱的举升运动。

分析集装箱工作原理得到，机器的翻转作业和动态载荷装载作业是集装箱装卸、转载的关键作业，下面对以上作业环节进行研究分析。

2 翻转机不同作业力学分析与关键零件设计

2.1 动态加载作业力学分析

对图2中的整机结构图简化分析，以机器两侧支撑轴9中点为坐标原点O、以支撑轴连接轴线为x轴、以地基垂线为z轴，建立机器坐标系，由于集装箱14在翻转作业和动态载荷装载作业中与三角架4、主移动架2、集装箱14、马鞍支架5、主梁3相对固定，设定上述部件为集装箱定载荷m_{\mathrm{1}}，质心为点C，得到图4的木片集装箱翻转机受力分析图。

在集装箱加载作业中，由于集装箱动态载荷P(t)随加载载荷m(t)变化而变化，以集装箱载荷P(t)为研究对象，由虚功定理得到

{\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^n}{\vec{F}}_{iL}\cdot \delta {\vec{r}}_{iL}=\mathrm{0}。（1）

式中：{\vec{F}}_{iL}为集装箱载荷P所受合外力，N；\delta {\vec{r}}_{iL}为集装箱载荷P虚位移，m。对式（1）展开整理得到集装箱两侧支撑轴所受外力，可表示为

\left\{\begin{array}{l}{\vec{F}}_{AR}=\left\{\frac{P(t)\cdot {\epsilon }_{ab}(x)}{a+b}\right\}\vec{j}+\left\{\left[\frac{P(t)\cdot k_{\mathrm{1}}}{\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\theta }-m_k\right]\cdot \epsilon (-x)+\left[\frac{P(t)\cdot k_{\mathrm{2}}}{\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\theta }+m_{k\mathrm{1}}\right]\cdot \epsilon (x)\right\}\vec{k}\\ {\vec{F}}_{AL}=\left\{\frac{P(t)\cdot {\epsilon }_{ab}(x)}{a+b}\right\}\vec{j}+\left\{\left[-P(t)\cdot k_{\mathrm{1}}-\frac{m_{BD}g}{\mathrm{2}}\right]\cdot \epsilon (x)-\left[\frac{P(t)\cdot k_{\mathrm{3}}}{\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\theta }+m_k\right]\cdot \epsilon (-x)\right\}\vec{k}\end{array}\right.。（2）

式中：{\vec{F}}_{AR}为右侧支撑轴作用力，N；{\vec{F}}_{AL}为左侧支撑轴作用力，N；\gamma为集装箱翻转角，rad；a为集装箱载荷重心C至支撑轴A的x向距离，m；b为集装箱载荷重心至支撑轴A^{\text{'}}的x向距离，m；H_{\mathrm{2}}为集装箱载荷重心C至yoz平面投影距离，m；m_{BD}为翻转液压缸质量，kg；\epsilon (x)为阶跃函数；m_k为载荷常数，表达式为：m_k=\frac{m_{BD}g}{\mathrm{2}\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\theta }，N；m(t)为集装箱动载荷，m(t)\in [\mathrm{0},m_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}]，其中，m_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}为集装箱满载作业载荷质量，kg；P(t)为集装箱载荷，表达式为P(t)=[m_{\mathrm{1}}+m(t)]\cdot g，N；\theta为常数，\theta =\mathrm{t}\mathrm{a}{\mathrm{n}}^{-\mathrm{1}}\frac{l_{AB}}{\sqrt[]{\mathrm{2}{l}_{\mathrm{1}}^{\mathrm{2}}-l_{AB}^{\mathrm{2}}}}，rad；m_{k\mathrm{1}}为常数，表达式为m_{k\mathrm{1}}=m_{BD}g\cdot \left(\frac{\mathrm{2}\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\theta -\mathrm{1}}{\mathrm{2}\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\theta }\right)；k_{\mathrm{1}}为常数，表达式为k_{\mathrm{1}}=\frac{(a-H_{\mathrm{2}})}{(a+b)}；k_{\mathrm{2}}为常数，表达式为k_{\mathrm{2}}=\frac{(\mathrm{2}\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\theta +\mathrm{1})\cdot (a-H_{\mathrm{2}})}{(a+b)}；k_{\mathrm{3}}为常数，表达式为k_{\mathrm{3}}=\frac{(H_{\mathrm{2}}+a)}{(a+b)}；{\epsilon }_{ab}(x)为常数，表达式为{\epsilon }_{ab}(x)=[b\epsilon (-x)+a\epsilon (x)]。

2.2 翻转作业力学分析

分析图4得到，集装箱翻转作业中，翻转液压缸伸缩带动三角架和集装箱做翻转运动，根据图4中机器尺寸参数得到集装箱翻转角\gamma，可表示为

\gamma =\psi -\mathrm{a}\mathrm{r}\mathrm{c}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\frac{z_C^{\mathrm{2}}+[x_{BD}(t)+l_{\mathrm{1}}{]}^{\mathrm{2}}-l_{AD}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{2}{z}_C{l}_{\mathrm{3}}}-\mathrm{a}\mathrm{r}\mathrm{c}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\frac{l_{AD}^{\mathrm{2}}+[x_{BD}(t)+l_{\mathrm{1}}{]}^{\mathrm{2}}-z_C^{\mathrm{2}}}{\mathrm{2}{l}_{AD}{l}_{\mathrm{3}}}。（3）

式中：x_{BD}(t)为翻转液压缸长度，x_{BD}(t)\in [l_{\mathrm{1}},l_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}]，l_{\mathrm{1}}为翻转液压缸缸筒长度，m；l_{AD}为支撑轴A至连接轴D的距离，m；l_{\mathrm{3}}为重心C与铰接点D在yoz平面内的投影距离，表达式为l_{\mathrm{3}}=\sqrt[]{z_C^{\mathrm{2}}+(y_C+l_{AD}{)}^{\mathrm{2}}}，m；z_C为重心C在z轴坐标值；y_C为重心C在y轴坐标值；\gamma为集装箱翻转角度，rad；\psi为角度常数，表达式为\psi =\mathrm{\pi }-\mathrm{0.75}，rad。

集装箱翻转作业时，集装箱满载翻转（m_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}=\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}\{m(t)\}），以集装箱载荷为研究对象，建立拉格朗日方程得到

\left\{\begin{array}{l}{\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^n}{L}_i={\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^n}{T}_i-{\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^n}{V}_i\\ {\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^n}{T}_i=\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}}{m}_{BD}{\dot{x}}_{BD}^{\mathrm{2}}(t)\mathrm{c}\mathrm{o}{\mathrm{t}}^{\mathrm{2}}\alpha +\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}}{m}_{\mathrm{1}}{\dot{x}}_{BD}^{\mathrm{2}}(t)\mathrm{c}\mathrm{s}\mathrm{c}\alpha \\ {\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^n}{V}_i=-m_{\mathrm{1}}g{y}_c-m(t)g{y}_c\end{array}\right.。（4）

式中：{\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^n}{L}_i为拉格朗日函数，J；{\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^n}{T}_i为机器总动能，J；{\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^n}{V}_i为机器总势能，J；m_{\mathrm{1}}为集装箱定载荷，kg。

对上式求解得到集装箱翻转作业液压缸负载力F_{BD}(t)可表示为

F_{BD}(t)=\left\{\begin{array}{l}{m}_{BD}{\ddot{x}}_{BD}(t)\mathrm{c}\mathrm{o}{\mathrm{t}}^{\mathrm{2}}\alpha -\mathrm{2}{m}_{BD}{\dot{x}}_{BD}(t)\dot{\alpha }\mathrm{c}\mathrm{s}{\mathrm{c}}^{\mathrm{2}}\alpha +m_{\mathrm{1}}{\ddot{x}}_{BD}(t)\mathrm{c}\mathrm{s}{\mathrm{c}}^{\mathrm{2}}\alpha +m(t)g\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\beta \\ -\mathrm{2}{m}_{\mathrm{1}}{\ddot{x}}_{BD}(t)\dot{\alpha }\mathrm{c}\mathrm{s}{\mathrm{c}}^{\mathrm{2}}\alpha \mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{t}\alpha -\frac{m(t)g{l}_{\mathrm{3}}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\alpha }{x_{\mathrm{1}}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\alpha }\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\frac{[x_{BD}(t)-x_{\mathrm{1}}]\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}\alpha }{x_{\mathrm{1}}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}\alpha }\end{array}\right\}。（5）

式中：\alpha为翻转液压缸与三角架的夹角，rad；F_{BD}(t)为翻转液压缸负载力，N。

集装箱翻转机进行翻转作业时，机器能量守恒，由达朗贝尔定理得到

{\displaystyle \sum _{i=\mathrm{1}}^n}({\vec{F}}_i-\frac{\mathrm{d}{\vec{p}}_i}{\mathrm{d}t})\cdot \delta \overrightarrow{r_i}=\mathrm{0}。（6）

式中：{\vec{F}}_i为翻转作业集装箱翻转机所受合外力，N；p_i为机器翻转作业所受惯性力，N。

对上式展开得到翻转机两侧支撑轴作用力{\vec{F}}_{AR}、{\vec{F}}_{AL}可表示为

\left\{\begin{array}{l}{\vec{F}}_{AR}=\left\{\frac{\mathrm{2}{m}_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}g\cdot b}{a+b}+\frac{m_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}{\upsilon }_B^{\mathrm{2}}\cdot b}{(a+b)\cdot l_{AB}}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}(\psi -\gamma )\right\}\vec{j}+\left\{\frac{\mathrm{2}{m}_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}g\cdot b}{a+b}+\frac{m_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}{\upsilon }_B^{\mathrm{2}}\cdot b}{(a+b)\cdot l_{AB}}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}(\psi -\gamma )\right\}\vec{k}\\ {\vec{F}}_{AL}=\left\{-\frac{\mathrm{2}{m}_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}g\cdot a}{a+b}-\frac{m_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}{\upsilon }_B^{\mathrm{2}}\cdot a}{(a+b)\cdot l_{AB}}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}(\psi -\gamma )\right\}\vec{j}-\left\{\frac{\mathrm{2}{m}_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}g\cdot a}{a+b}+\frac{m_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}{\upsilon }_B^{\mathrm{2}}\cdot a}{(a+b)\cdot l_{AB}}\mathrm{s}\mathrm{i}\mathrm{n}(\psi -\gamma )\right\}\vec{k}\end{array}\right.。（7）

式中：{\upsilon }_B为铰接点B的速度，表达式为{\upsilon }_B=\frac{\mathrm{2}{z}_C{l}_{\mathrm{3}}\cdot {\dot{x}}_{BD}(t)}{\sqrt[]{\mathrm{2}{z}_C^{\mathrm{2}}{l}_{\mathrm{3}}^{\mathrm{2}}-z_C^{\mathrm{4}}-l_{\mathrm{3}}^{\mathrm{4}}+\mathrm{2}{z}_C^{\mathrm{2}}{l}_{AD}^{\mathrm{2}}+\mathrm{2}{l}_{AD}^{\mathrm{2}}{l}_{\mathrm{3}}^{\mathrm{2}}-l_{AD}^{\mathrm{4}}}}，m/s；l_{AB}为支撑轴A至铰接点B的距离，m。

2.3 关键零件有限元分析

2.3.1 动态加载作业支撑轴弯曲应力

集装箱动态载荷加载作业中，支撑轴作为关键核心元件主要承受弯曲应力产生形变，图5为木片集装箱翻转机支撑轴受力分析图。

分析图5得到支撑轴所受弯曲应力，可表示为

\left\{\begin{array}{l}{\sigma }_{AR}(t)=\left\{\begin{array}{l}\epsilon (-x)\cdot {\lambda }_{\mathrm{2}}\sqrt[]{{\left[m(t)g\cdot (a-H_{\mathrm{2}})-\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}}{m}_{BD}g\cdot (a+b)\right]}^{\mathrm{2}}+[bm{(t)g\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\theta ]}^{\mathrm{2}}}\\ +\epsilon (x)\cdot {\lambda }_{\mathrm{2}}\sqrt[]{{\left\{m_{BD}g\cdot (a+b)\cdot (\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\theta -\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}})+m(t)g\cdot [a-H_{\mathrm{2}}\cdot k_{\mathrm{4}}]\right\}}^{\mathrm{2}}+[bm{(t)g\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\theta ]}^{\mathrm{2}}}\end{array}\right\}\\ \\ {\sigma }_{AL}(t)=\left\{\begin{array}{l}\epsilon (-x)\cdot {\lambda }_{\mathrm{2}}\sqrt[]{{\left[m(t)g\cdot (a+H_{\mathrm{2}})-\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}}{m}_{BD}g\cdot (a+b)\right]}^{\mathrm{2}}+[am{(t)g\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\theta ]}^{\mathrm{2}}}\\ +\epsilon (x)\cdot {\lambda }_{\mathrm{2}}\sqrt[]{{\left[m(t)g\cdot (H_{\mathrm{2}}-a)-\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2}}{m}_{BD}g\cdot (a+b)\right]}^{\mathrm{2}}+[am{(t)g]}^{\mathrm{2}}}\end{array}\right\}\end{array}\right.。（8）

式中：{\lambda }_{\mathrm{2}}为弯曲应力系数，表达式为{\lambda }_{\mathrm{2}}=\frac{\mathrm{8}{l}_{\mathrm{4}}\sqrt[]{\mathrm{2}{l}_{\mathrm{1}}^{\mathrm{2}}-l_{AB}^{\mathrm{2}}}}{\mathrm{\pi }{d}^{\mathrm{3}}(a+b)l_{AB}}；l_{\mathrm{4}}为支撑轴上应力分布长度，m；{\sigma }_{AR}(t)为右侧支撑轴加载作业中所受弯曲应力，MPa；{\sigma }_{AL}(t)为左侧支撑轴加载作业中所受弯曲应力，MPa；k_{\mathrm{4}}为常数，表达式为k_{\mathrm{4}}=\mathrm{2}\mathrm{t}\mathrm{a}\mathrm{n}\theta +\mathrm{1}。

翻转机支撑轴在时变载荷作用下最大弯曲应力应满足

\left\{\begin{array}{l}\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}\{{\sigma }_{AR}(t),{\sigma }_{AL}(t)\}\le \left[\sigma \right]\\ \left[\sigma \right]=\frac{{\sigma }_{\mathrm{s}}}{n_{\mathrm{s}}}\end{array}\right.。（9）

式中：[\sigma ]为支撑轴材料许用弯曲应力，MPa；{\sigma }_{\mathrm{s}}为支撑轴材料失效极限应力，MPa；n_{\mathrm{s}}为支撑轴塑性材料安全系数。

2.3.2 翻转作业支撑轴剪切应力

图5支撑轴受力图分析得到，集装箱翻转机翻转作业下的支撑轴剪切应力可表示为

\left\{\begin{array}{l}{\tau }_{AR}(\gamma )={\lambda }_{\mathrm{1}}\sqrt[]{\mathrm{4}{m}_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}^{\mathrm{2}}{g}^{\mathrm{2}}{b}^{\mathrm{2}}{l}_{AB}^{\mathrm{2}}+m_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}^{\mathrm{2}}{\upsilon }_B^{\mathrm{4}}{b}^{\mathrm{2}}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}(\psi -\gamma )}\\ {\tau }_{AL}(\gamma )={\lambda }_{\mathrm{1}}\sqrt[]{\mathrm{4}{m}_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}^{\mathrm{2}}{g}^{\mathrm{2}}{a}^{\mathrm{2}}{l}_{AB}^{\mathrm{2}}+m_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}^{\mathrm{2}}{\upsilon }_B^{\mathrm{4}}{a}^{\mathrm{2}}\mathrm{c}\mathrm{o}\mathrm{s}(\psi -\gamma )}\end{array}\right.。（10）

式中：{\tau }_{AR}(\gamma )为右侧支撑轴A翻转作业中所受剪切应力，MPa；{\tau }_{AL}(\gamma )为左侧支撑轴A^{\text{'}}翻转作业中所受剪切应力，MPa；{\lambda }_{\mathrm{1}}为剪切应力系数，表达式为{\lambda }_{\mathrm{1}}=\frac{\mathrm{6}{l}_{\mathrm{4}}}{\mathrm{\pi }{d}^{\mathrm{2}}(a+b)l_{AB}}。

分析上式得到，翻转机支撑轴在翻转作业中的最大剪切应力应满足

\left\{\begin{array}{l}\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}\left\{{\tau }_{AR}(\gamma ),{\tau }_{AL}(\gamma )\right\}\le \left[\tau \right]\\ \left[\tau \right]=\frac{{\tau }_n}{n}\end{array}\right.。（11）

式中：[\tau ]为支撑轴材料许用剪切应力，MPa；{\tau }_n为支撑轴材料失效极限剪切应力，MPa；n为支撑轴塑性材料安全系数。

3 翻转机不同作业力学建模与仿真分析

3.1 翻转机不同作业下仿真模型建立

图6为翻转机不同作业条件下建模仿真分析流程图。首先将翻转机三维模型分别导到Hypermesh和Adams中，对翻转作业分析得到翻转角度\gamma参控制脚本*.cmd文件、对加载作业分析得到时变载荷m(t)控制脚本*.cmd文件，将以上脚本控制文件导入到Adams软件中，在Adams软件环境下设置翻转机各组成零部件的材料为Steel，得到相关力学参数，根据仿真需要设置集装箱翻转角、两侧支撑轴为检测变量，设定相关部件的连接关系，见表1，在Adams软件中建立集装箱翻转机动力学仿真控制模型，如图6右侧部分所示。

对导入到Hypermesh中的翻转机模型，根据各组成零部件形状选择相应网格类型（板材类零件选择Shell Mesh网格、轴类零件选择Hexahedral mesh网格），设置网格尺寸大小，在Hypermesh中建立 翻转机网格模型，将翻转机网格模型导入到ANSYS中设置集装箱翻转机各组成零部件的材料为钢材，根据构件受力情况设置边界条件，依据Adams模型的输出力F(t)，在ANSYS软件中设定翻转机作用力，得到翻转机的有限元模型，如图6中左侧部分所示。

3.2 翻转机不同作业仿真分析

3.2.1 加载作业仿真分析

图7为集装箱加载作业中，两侧支撑轴应力变化仿真曲线。由图7可知，随着集装箱动载荷m(t)质量的不断增大，两侧支撑轴应力{\sigma }_{AR}、{\sigma }_{AL}不断增加；对比两侧支撑轴同向应力分析得到，两侧支撑轴应力变化趋势相同、应力数值相近。由此得到，可以选用相同设计尺寸、相同材料40Cr加工机器两侧支撑轴。

分析含水率为20%木片密度^［19-21］，考虑各种不利因素和机器设计最大载荷条件，设定集装箱动载荷m（t）的载荷密度\rho范围为：0.4~4.7×10³ kg/m³，得到集装箱加载作业中支撑轴作用力变化曲面图如图8所示。由图8可知，随着加载时间t的延续、载荷密度\rho增加，集装箱动载荷m(t)质量不断增大，两侧支撑轴作用力也随之增大；两侧支撑轴最大弯曲应力为240 MPa，本研究采用40Cr加工支撑轴，40Cr的[\sigma ]=1 480 MPa，故两侧支撑轴满足强度设计要求；两侧支撑轴最大作用力为4 331 kN，依据式（9）得到两侧支撑轴的最小直径为d_{\mathrm{m}\mathrm{i}\mathrm{n}}=65 mm，本研究支撑轴直径d=\mathrm{75} mm，满足设计要求。

3.2.2 翻转作业仿真分析

图9为翻转作业集装箱翻转角\gamma变化曲面，由图9可知，随着翻转作业时间的延续，集装箱翻转角度不断增大，集装箱翻转角变化范围为\gamma \in [\mathrm{0}°,\mathrm{85}°]（因\gamma =\mathrm{90}°时液压缸负载力剧增，故机器最大翻转角{\gamma }_{\mathrm{m}\mathrm{a}\mathrm{x}}=\mathrm{85}°）；随着翻转液压缸运动速度{\dot{x}}_{BD}(t)的不断增大，集装箱翻转速度\dot{\gamma }也增加。

图10为机器翻转作业时，两侧翻转液压缸负载力F_{BDR}(t)、F_{BDL}(t)变化曲线，由图10可知，两侧翻转液压缸负载力变化趋势相同，呈抛物线变化，源于集装箱翻转机机械结构所致，在集装箱翻转起止段，液压缸与三角架夹角\alpha小，翻转液压缸受力状态差，得到集装箱翻转角\gamma =\mathrm{85}°时翻转液压缸负载力最大；在集装箱翻转中间段，液压缸与三角架夹角\alpha大，翻转液压缸受力状态佳，得到集装箱翻转角\gamma =\mathrm{45}°时翻转液压缸负载力最小。由此得到两侧翻转液压缸负载力变化范围为F_{BD}\in [\mathrm{55.5}\mathrm{k}\mathrm{N},\mathrm{59.4}\mathrm{k}\mathrm{N}]，由于翻转机液压系统压力为P=16 MPa，翻转液压缸杠杆直径d=150 mm，得到翻转液压缸的输出力为F_{\mathrm{B}\mathrm{D}\mathrm{o}\mathrm{u}\mathrm{t}}=282 kN，满足设计要求，能够实现集装箱满载翻转作业。

图11为机器翻转作业时，两侧支撑轴受力分析图，由图11可知，测量支撑轴对应分力变化趋势相同；两侧支撑轴合力均呈抛物线趋势变化，但变化趋势不如图10显著，支撑轴合力呈抛物线变化的原因与图10相同，在此不再赘述；图11中，两侧支撑轴最大剪切应力为101 MPa，由于本研究采用40Cr加工支撑轴，40Cr的[\tau ]=800 MPa，故两侧支撑轴满足剪切强度；分析图11得到两侧支撑轴最大作用力为1 899 kN，依据式（11）得到两侧支撑轴的最小直径d_{\mathrm{m}\mathrm{i}\mathrm{n}}=15 mm，本研究支撑轴直径d=75 mm，满足设计剪切要求。

4 翻转机试验研究

4.1 试验概述

为分析机器不同作业条件下的工作性能，以自行研制的木片翻转机进行集装箱加载作业试验和翻转作业试验研究，如图12所示，试验时间2023年6月，试验地点辽宁省开原市凯峰机械有限公司。试验过程中机器运行平稳无故障，两侧支撑轴能够承受机器启动过程中的冲击载荷和运行过程中的工作载荷，满足设计要求。

图13为试验原理图，在机器两侧支撑轴上安装电阻应变片，当翻转机载荷m(t)变化或翻转角度\gamma (t)改变时，支撑轴应力变化，电阻应变片随之发生形变导致阻值变化，使惠斯通电桥输出电压，输出电压\mathrm{\Delta }U与变化载荷m(t)和翻转角\gamma (t)相关，与支撑轴作用力F(t)和弯曲应力\sigma (t)成正比，表达式为

\left\{\begin{array}{l}{F}_A(t)=\frac{\mathrm{\pi }{d}^{\mathrm{3}}{E}_{\mathrm{0}}}{\mathrm{8}{k}_{\mathrm{0}}{l}_{\mathrm{4}}}\cdot \frac{\mathrm{\Delta }U}{U_{\mathrm{0}}}\\ \mathrm{\Delta }U=\frac{k_{\mathrm{0}}gd{U}_{\mathrm{0}}}{\mathrm{4}{E}_{\mathrm{0}}{l}_{\mathrm{4}}}\cdot \gamma (t)\cdot m(t)\\ {\sigma }_A(t)=\frac{d{E}_{\mathrm{0}}}{\mathrm{2}{k}_{\mathrm{0}}{l}_{\mathrm{4}}}\cdot \frac{\mathrm{\Delta }U}{U_{\mathrm{0}}}\end{array}\right.。（12）

式中：U_{\mathrm{0}}为输入电压，V；E_{\mathrm{0}}为应变片弹性模量，GPa；k_{\mathrm{0}}为应变片灵敏度系数。

由此得到，在集装箱加载作业和翻转作业中，可以通过惠斯电桥输出电压\mathrm{\Delta }U测量支撑轴作用力、集装箱载荷质量m(t)和集装箱翻转角\gamma (t)。

4.2 加载作业试验

在集装箱翻转机加载试验中，以应变片电路输出电压为试验原始数据，依据式（12）计算得到集装箱动载荷m(t)和支撑轴弯曲应力，得到图14的集装箱加载试验数据曲线。对比分析图7的{\sigma }_A-m(t)仿真曲线与图14试验数据{\sigma }_A-m(t)映射关系，计算得到仿真曲线与试验数据高度拟合，说明2.1节机器加载作业分析和3.2.1节加载作业仿真模型是正确的。

4.3 翻转作业试验

在集装箱翻转试验中，以应变片输出电压为试验原始数据，依据式（12）计算得到集装箱翻转角\gamma和支撑轴作用力，得到图15的集装箱翻转试验数据曲线。对比分析图11的\gamma -F_A(t)仿真曲线与图15试验数据\gamma -F_A(t)映射关系，计算得到图11仿真曲线与图15试验数据高度拟合，得到2.2节翻转作业分析和3.2.2节翻转作业仿真模型是正确的，两侧支撑轴能够承受机器翻转作业中的冲击载荷和运行过程中的工作载荷。

由此得到可应用本研究理论计算分析机器关键零件、软件仿真研究机器相关部件，以此避免机器研制完成后因关键因素考虑不周而进行反复修改、二次加工、重复安装和多次调试，缩短机器研制周期，节约机器研发资金，减轻人力损耗。

5 结论

1）研制了一款木片集装箱翻转机，主要由机架、位姿微调装置、纵向调节装置、横移装置、翻转装置和举升装置组成，能够对集装箱进行木片加载作业、举升作业、翻转作业和横移作业，以满足不同工况需求。

2）研究机器结构和工作原理，力学分析集装箱装载作业和翻转作业，探索机器不同作业条件下的支撑轴应力，综合Hypermesh、ANSYS和Adams等 软件建立翻转机动力学模型和有限元模型，对集装箱加载作业仿真得到，支撑轴最大作用力F_Amax= 4 331 kN、最小直径d_min=65 mm，小于支撑轴设计直径d=75 mm，满足设计要求；对集装箱翻转作业仿真得到：集装箱翻转角\gamma \in [\mathrm{0}°,\mathrm{85}°]，翻转液压缸最 大负载力F_BDmax=59.4 kN，小于液压缸输出作用力F_BDout=282 kN，满足机器设计要求。

3）以自行研制的木片集装箱翻转机进行集装箱加载试验和集装箱翻转试验。通过电阻应变片测量支撑轴应力，获取得到集装箱加载作业的动态载荷质量m(t)和集装箱翻转作业的翻转角度\gamma，计算仿真曲线和试验数据得到二者高度拟合，说明本研究内容与试验结果相一致，所研制的木片集装箱翻转机满足设计要求。经过试验验证后的仿真结果具有较高的可信度，可避免因关键因素考虑不周，造成在机器试验过程中出现整机结构调整、二次加工和反复调试等问题，延长机器开发周期，节约机器研发费用，为后续机器结构优化研究奠定基础。

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基金资助

哈尔滨市制造业科技创新人才项目(CXRC20231115883)

中央高校基本科研业务费专项资金资助(2572022DP01)

中国博士后科学基金特别资助项目(2019T120248)