張?jiān)雒?，葉 俊，左改兵，吳 波，郭琰平

(安徽合力股份有限公司安慶車橋廠，安徽 安慶 246001)

0 引 言

叉車轉(zhuǎn)向橋主要由轉(zhuǎn)向橋體、連桿、轉(zhuǎn)向油缸、轉(zhuǎn)向節(jié)和轉(zhuǎn)向輪轂組成，如圖1所示為某公司設(shè)計(jì)研發(fā)的某型號叉車轉(zhuǎn)向橋結(jié)構(gòu)示意圖。叉車轉(zhuǎn)向橋在叉車轉(zhuǎn)向過程中承受著復(fù)雜的交變載荷，設(shè)計(jì)過程中既要保證橋體具有足夠的強(qiáng)度、剛度和疲勞強(qiáng)度以及良好的結(jié)構(gòu)性能，同時(shí)還要保證轉(zhuǎn)向橋體不會與外界環(huán)境產(chǎn)生共振現(xiàn)象[1]。因此，對轉(zhuǎn)向橋體進(jìn)行基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的動靜態(tài)特性分析對提高叉車運(yùn)行的安全性、平穩(wěn)性具有十分重要的意義。

通常，國內(nèi)外對于叉車轉(zhuǎn)向橋體的分析大部分還是采用傳統(tǒng)的理論計(jì)算分析和經(jīng)驗(yàn)分析，根據(jù)理論計(jì)算分析橋體的靜強(qiáng)度，對于動載荷一般采用理論計(jì)算乘以動載荷系數(shù)轉(zhuǎn)化為靜載荷計(jì)算分析，很難得到正確的分析結(jié)果[2]。本文創(chuàng)新之處采用虛擬樣機(jī)分析技術(shù)，基于ADAMS技術(shù)對叉車轉(zhuǎn)向橋進(jìn)行多體動力學(xué)仿真分析，基于ANSYS Workbench技術(shù)對轉(zhuǎn)向橋體進(jìn)行動靜態(tài)特性分析和研究。

圖1 轉(zhuǎn)向橋結(jié)構(gòu)示意圖

1 轉(zhuǎn)向橋體力學(xué)模型

轉(zhuǎn)向橋在叉車行駛過程中，主要作用力有輪胎作用垂直向上的力F1、F2，轉(zhuǎn)向過程中作用在左右輪胎上側(cè)滑力T1、T2。對轉(zhuǎn)向橋進(jìn)行強(qiáng)度分析時(shí)，基于ANSYS Workbench分兩種工況進(jìn)行動靜態(tài)特性分析，叉車空載時(shí)轉(zhuǎn)向橋所受重力最大。

1.1 轉(zhuǎn)向橋力學(xué)計(jì)算分析

(1) 工況一：最大垂向力

叉車空載時(shí)，此時(shí)作用在轉(zhuǎn)向橋上的垂直力最大，由于在實(shí)際運(yùn)行過程中，路面不平、輪胎彈性以及行駛速度等因素，應(yīng)考慮載荷系數(shù)，本文載荷系數(shù)取3倍的最大載荷。

① 輪胎、主銷處受力分析計(jì)算

F=2F0；F0L=F1L1+F2L2；F1=F2

(1)

② 轉(zhuǎn)向橋體支撐軸處受力分析計(jì)算

F=F3+F4；F3L3=F4L4

(2)

1.2 基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的多體動力學(xué)仿真

(2) 工況二：最大側(cè)滑力

叉車轉(zhuǎn)向過程中，在離心力的作用下，轉(zhuǎn)向橋的左右輪胎處于臨界側(cè)滑狀態(tài)，此時(shí)輪胎上的側(cè)滑力最大。由于該過程是一個(gè)復(fù)雜的受力過程，傳統(tǒng)的理論計(jì)算很難找到最大時(shí)刻的力和狀態(tài)。本文基于虛擬樣機(jī)ADAMS多體動力學(xué)仿真分析技術(shù)，可以得到叉車轉(zhuǎn)向橋在轉(zhuǎn)向過程中的位移、速度、加速度以及各構(gòu)件之間的受力隨時(shí)間變化曲線關(guān)系[3]。如圖2(a)所示為左右側(cè)輪胎對轉(zhuǎn)向橋體的垂直作用力隨時(shí)間變化曲線；圖2(b)為左側(cè)輪胎所受側(cè)滑力隨時(shí)間變化曲線；圖2(c)為右側(cè)輪胎所受側(cè)滑力隨時(shí)間變化曲線。

圖2 多體動力學(xué)仿真分析

1.3 分析結(jié)果

(1) 工況一：最大垂向力

本文以某公司某型號叉車轉(zhuǎn)向橋?yàn)槭芰Ψ治瞿Ｐ?，根?jù)該型號叉車參數(shù)，經(jīng)過受力分析，得到地面對輪胎的作用力大小F0=28 665 N；主銷對轉(zhuǎn)向橋體主銷座的作用力F1=F2=44 779.05 N。橋體支撐軸處作用力大小F3=26 140.18 N，F(xiàn)4=31 189.82 N。

(2) 工況二：最大側(cè)滑力

如圖2(a)所示為轉(zhuǎn)向過程中，左側(cè)輪胎對橋體的垂直向上的力最大為28 601.96 N，右側(cè)輪胎對橋體的垂直向上的力最大為28 628.53 N。如圖2(b)所示為轉(zhuǎn)向過程中左輪胎側(cè)滑力，左側(cè)輪胎對橋體的X向側(cè)滑力最大為11 017.66 N，Y向側(cè)滑力最大為3 687.96 N。如圖2(c)所示為轉(zhuǎn)向橋過程中右輪胎側(cè)滑力，右側(cè)輪胎對橋體的X向最大側(cè)滑力為7 723.21 N；右側(cè)輪胎對橋體的Y向側(cè)滑力最大值為5 785.01 N。表1所列為兩種工況力參數(shù)。

表1 各工況受力參數(shù)

2 基于ANSYS Workbench靜力學(xué)分析

將轉(zhuǎn)向橋橋體模型導(dǎo)入ANSYS Workbench中。對其定義分析類型、網(wǎng)格劃分、施加約束和載荷、求解、分析結(jié)果[4]。如圖3所示為轉(zhuǎn)向橋體網(wǎng)格劃分圖。如圖4所示為轉(zhuǎn)向橋體約束和加載位置示意圖。

圖3 網(wǎng)格劃分 圖4 約束加載

根據(jù)ANSYS Workbench對叉車轉(zhuǎn)向橋體有限元分析，如圖5所示為工況一橋體變形云圖和應(yīng)力云圖，得出橋體的最大變形0～0.921 mm之間，最大變形主要出現(xiàn)在上主銷座位置，橋體的最大應(yīng)力值為263.07 MPa。如圖6所示為工況二轉(zhuǎn)向橋體變形云圖和應(yīng)力云圖，得出橋體的最大變形0～0.805 mm之間，最大變形主要出現(xiàn)在右側(cè)上主銷座位置，橋體的最大應(yīng)力值為294.25 MPa。

圖5 工況一有限元分析

圖6 工況二有限元分析

已知該轉(zhuǎn)向橋?yàn)殍T件轉(zhuǎn)向橋體，轉(zhuǎn)向橋體的材料為QT450，如表2所列為該材料的機(jī)械特性[5]。

表2 材料的機(jī)械性能 /MPa

依據(jù)GB10827-1999《機(jī)動工業(yè)車輛安全規(guī)范》，在叉車轉(zhuǎn)向橋體設(shè)計(jì)時(shí)，選取安全系數(shù)[n]=1.5[6]。根據(jù)設(shè)計(jì)要求，所設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向橋體安全系數(shù)n應(yīng)大于許用安全系數(shù)[n]。

(3)

根據(jù)式(3)計(jì)算結(jié)果，工況一安全系數(shù)為n=1.71；工況二安全系數(shù)為n=1.53。該叉車轉(zhuǎn)向橋體的應(yīng)力值在允許范圍內(nèi)，滿足其強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

3 基于ANSYS Workbench諧響應(yīng)分析

諧響應(yīng)分析的主要目的就是確定叉車轉(zhuǎn)向橋體結(jié)構(gòu)的持續(xù)動力性能，使橋體避免因路面的固有頻率而強(qiáng)迫振動引起共振造成橋體破壞[7]。對轉(zhuǎn)向橋體的諧響應(yīng)分析方法采用FULL法來分析。這種分析方法的優(yōu)點(diǎn)是可不考慮主自由度或振型的選取[8]。

結(jié)構(gòu)在簡諧載荷作用下受迫振動的運(yùn)動微分方程為[9]：

(4)

節(jié)點(diǎn)的位移響應(yīng)為：

{X}={A}sin(θt+φ)

(5)

式中：{A}為位移幅值向量；φ為位移響應(yīng)滯后激勵(lì)載荷的相位角。

將式(5)帶入式(4)可得到：

{A}=[-Mθ2sin(θt+φ)+Ksin(θt+φ)+

Bθcos(θt+φ)]-1.{F}sin(θt)

(6)

由式(5)可知設(shè)定一個(gè)頻率范圍和頻率步，得到相應(yīng)的幅值與頻率之間的關(guān)系曲線，從曲線圖中找到峰值所對應(yīng)頻率，再通過峰值對應(yīng)的頻率求得該頻率下的應(yīng)力值。

對轉(zhuǎn)向橋體求解在0～800 Hz頻率范圍內(nèi)的諧響應(yīng)分析，頻率載荷步長設(shè)置為10。如圖7所示為轉(zhuǎn)向橋體諧響應(yīng)分析結(jié)果。由圖可知，在0～530 Hz頻率范圍內(nèi)，轉(zhuǎn)向橋體變形隨著頻率的增大而增大，當(dāng)頻率為530 Hz時(shí)，此時(shí)第一次引起轉(zhuǎn)向橋體的共振，轉(zhuǎn)向橋體變形頻率響應(yīng)出現(xiàn)最大值，隨后在530～540 Hz這段范圍內(nèi)出現(xiàn)下降趨勢，緊接著550～770 Hz范圍內(nèi)又呈上升趨勢，達(dá)到770 Hz第二次達(dá)到頻率響應(yīng)最大值。

圖7 橋體變形頻率響應(yīng)曲線

在ANSYS Workbench中計(jì)算出第一次引起位移響應(yīng)最大的頻率“峰值”530 Hz時(shí)對應(yīng)的應(yīng)力。求解應(yīng)變和應(yīng)力的大小變化。如圖8(a)所示，此時(shí)轉(zhuǎn)向橋體的最大應(yīng)變?yōu)?.035～1.703 mm。如圖8(b)所示，此時(shí)轉(zhuǎn)向橋體的最大應(yīng)力為711.37 MPa。

圖8 530 Hz頻率下橋體諧響應(yīng)

通過以上分析，得出當(dāng)頻率達(dá)到530 Hz時(shí)，引起的共振幅值達(dá)到最大。轉(zhuǎn)向橋體在叉車運(yùn)行過程中，需要避免產(chǎn)生該頻率，以免發(fā)生共振現(xiàn)象，使得振幅過大破壞叉車轉(zhuǎn)向橋體破壞而導(dǎo)致叉車運(yùn)行過程的平穩(wěn)性和安全性。

4 結(jié) 論

基于虛擬樣機(jī)技術(shù)，利用ADAMS對轉(zhuǎn)向橋進(jìn)行多體動力學(xué)仿真分析，在此基礎(chǔ)上利用ANSYS Workbench對轉(zhuǎn)向橋體進(jìn)行動靜態(tài)特性分析。

根據(jù)虛擬樣機(jī)技術(shù)的仿真分析結(jié)果，得出叉車轉(zhuǎn)向橋體實(shí)際情況下主要分為兩種工況。工況一主要受輪胎對橋體的垂直向上的作用力，此時(shí)橋體所受的最大應(yīng)力為263.07 MPa，其強(qiáng)度安全系數(shù)為1.71。工況二主要是轉(zhuǎn)向橋轉(zhuǎn)向過程中受到最大側(cè)滑力作用，此時(shí)轉(zhuǎn)向橋體所受的最大應(yīng)力為294.25 MPa，其安全系數(shù)為1.53。滿足GB10827-1999《機(jī)動工業(yè)車輛安全規(guī)范》設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，進(jìn)而驗(yàn)證了該轉(zhuǎn)向橋體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)滿足安全性評估標(biāo)準(zhǔn)。

對該轉(zhuǎn)向橋體進(jìn)行諧響應(yīng)分析，得出該橋體在頻率為530 Hz時(shí)，應(yīng)力頻率響應(yīng)和變形頻率響應(yīng)出現(xiàn)最大值，此時(shí)引起橋體的共振。在530 Hz頻率時(shí)，此時(shí)橋體的最大變形為0.035～1.703 mm，最大應(yīng)力值為711.37 MPa。在此頻率下運(yùn)行將引起橋體的共振，導(dǎo)致橋體結(jié)構(gòu)發(fā)生很大程度上的破壞。實(shí)際使用過程中，由于路面不平引起的頻率為15～30 Hz，此橋體共振頻率遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于路面頻率，不會與路面之間發(fā)生共振，故此橋體設(shè)計(jì)合理。

基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的叉車轉(zhuǎn)向橋體有限元分析為叉車轉(zhuǎn)向橋體設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)安全性評估，以及提高叉車運(yùn)行過程中的平穩(wěn)性和安全性，提供了更可靠的理論依據(jù)和參照，對提高新產(chǎn)品設(shè)計(jì)水平和提升叉車可靠性都具有很好的借鑒意義。