張洪凱

（安徽合力股份有限公司，安徽 合肥 230601）

屬具是叉車重要組成部分，也是重要受力部件，側(cè)移器為叉車屬具其中一種[1]。針對(duì)不同工況，會(huì)設(shè)計(jì)不同屬具，滿足客戶使用需求。為縮短研發(fā)周期，保證產(chǎn)品交貨期，越來越多的設(shè)計(jì)人員運(yùn)用分析軟件對(duì)設(shè)計(jì)屬具進(jìn)行分析。如，吳昌鳳[2]運(yùn)用靜力學(xué)分析、應(yīng)力貼片試驗(yàn)、動(dòng)力學(xué)分析等分析手段保證叉車屬具結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，一次性通過疲勞試驗(yàn)，為其他屬具設(shè)計(jì)提供參考。王茂兵[3]使用Hyperworks 軟件對(duì)紙卷夾進(jìn)行靜力學(xué)分析，通過分析結(jié)果進(jìn)行尺寸優(yōu)化改進(jìn)，降低紙卷夾的故障率，提高紙卷夾綜合承載能力。白迎春[4]使用Hyperworks 軟件對(duì)吊臂進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化，根據(jù)尺寸優(yōu)化的結(jié)果并結(jié)合型材尺寸標(biāo)準(zhǔn)選用合適的型材，從而得到吊臂最終的改進(jìn)模型。國外針對(duì)側(cè)移器研究較為成熟，如卡斯卡特、靠普等側(cè)移器已實(shí)現(xiàn)量產(chǎn)，國內(nèi)通常借用國外成熟技術(shù)，關(guān)于側(cè)移器申請(qǐng)專利較多，但未見針側(cè)移器受力分析相關(guān)報(bào)道。

針對(duì)特殊（存在超載、撞擊）工況下，為側(cè)移器提供相應(yīng)加強(qiáng)方案。

1 研究問題

側(cè)移器由貨叉、前滑架串軸、前滑架、后滑架串軸、后滑架等組成，其中前滑架、后滑架為焊接件，對(duì)焊接工藝要求較為嚴(yán)格，如圖1 所示。

圖1 叉車側(cè)移器結(jié)構(gòu)

2021 年，某鋁業(yè)客戶反饋購買輕型16 t 叉車，在使用2000 小時(shí)左右后，側(cè)移器前滑架在如圖2、圖3所示位置焊縫出現(xiàn)裂紋；在使用2400 h 左右后，側(cè)移器后滑架下端在如圖4 所示位置滾輪外圈出現(xiàn)損壞。

圖2 前滑架焊縫裂紋位置

圖3 前滑架焊縫裂紋位置

圖4 后滑架滾輪外圈損壞

2 故障分析

針對(duì)客戶反饋問題和提供車號(hào)，查詢正常信息為輕型16 t 叉車配三級(jí)全自由6.2 m，屬具形式為側(cè)移器，在載荷中心600 mm 位置，實(shí)際承載能力為12.6 t。如圖5 所示側(cè)移器采用復(fù)合滾輪（主滾輪、側(cè)滾輪一體），側(cè)移器主滾輪沿內(nèi)門架槽鋼面運(yùn)動(dòng)，主滾輪前后方向受門架槽鋼限制，側(cè)滾輪沿內(nèi)門架槽鋼腹板運(yùn)動(dòng)，左右方向受到限制，三節(jié)全自由前杠起升，通過鏈條帶動(dòng)側(cè)移器上下方向運(yùn)動(dòng)，側(cè)移器承載貨物重力G= 12600 kg × 9.8 N/kg = 123480 N。

圖5 側(cè)移器結(jié)構(gòu)布置

采用ANSYS Workbench 靜力學(xué)分析模塊，將側(cè)移器三維模型模型導(dǎo)入軟件，簡化三維模型（刪除螺栓、螺紋孔、通孔等），將材料屬性賦值給貨叉架各零部件，網(wǎng)格大小為10 mm（側(cè)移器焊縫大小為10 mm），貨叉與串軸、前滑架與后滑架接觸采用摩擦接觸，摩擦系數(shù)取0.1，如圖6 所示，約束側(cè)移器主滾輪前、后方向，約束側(cè)移器側(cè)滾輪左、右方向，約束側(cè)移器掛鏈座上、下方向，在距離貨叉叉背600 mm 位置施加貨物重力123480 N 力，側(cè)移器CAE 分析結(jié)果[5]如圖7所示，側(cè)移器后滑架最大應(yīng)力為212 MPa，位置為前滑架串軸安裝板與上橫梁焊接位置。

圖6 側(cè)移器約束及施加力

圖7 前滑架CAE 分析結(jié)果

如圖8 所示為叉車受力示意圖，正常情況下Q=12600 kg，C= 600 mm，B= 381.5 mm，叉車可看作以前輪中心為支點(diǎn)杠桿，右端整車重量、力矩為定值。

圖8 叉車受力示意圖

如圖9 所示，現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量貨物中心距離貨叉前端面即C測(cè)數(shù)值為1255 mm，B= 381.5 mm 時(shí)，有：Q1=Q×（C+B）/（C測(cè)+B）=12600×（600+381.5）÷（1255 + 381.5）= 7557 kg

圖9 客戶現(xiàn)場(chǎng)作業(yè)習(xí)慣

即在載荷中心位置為1255 mm，承載能力為7557 kg，如圖10 所示實(shí)際鏟取鋁塊最大重量為11085 kg（鋁塊稱重后標(biāo)注重量），存在超載行為；如圖11 所示，現(xiàn)場(chǎng)查看客戶門架、貨叉架撞擊痕跡較為嚴(yán)重，為后滑架滾輪損壞重要原因。

圖10 客戶作業(yè)鏟取貨物

圖11 客戶貨叉架門架使用情況

針對(duì)上述存在超載工況，如圖12 所示，在約束后滑架主滾輪前、后方向，約束側(cè)滾輪左、右方向，約束掛鏈座上、下方向，在距離貨叉叉背1255 mm 位置處，施加實(shí)際載荷G=11085 kg×9.8 N/kg=108633 N，前滑架實(shí)際工況CAE 分析結(jié)果，串軸安裝板與上橫梁焊縫位置，最大應(yīng)力值為317 MPa。串軸安裝板采用材質(zhì)為Q355B，屈服強(qiáng)度為355 MPa，串軸安裝板安全系數(shù)為1.12 ＜1.5。分析結(jié)果按照標(biāo)準(zhǔn)貨物重量施加力，實(shí)際客戶部分貨物重量遠(yuǎn)超施加力數(shù)值，再加上短距離頻繁加載卸載，貨叉架疲勞現(xiàn)象較為嚴(yán)重，所以前滑架串軸安裝板與上橫梁焊縫出現(xiàn)裂紋。

圖12 前滑架實(shí)際工況CAE 分析結(jié)果

針對(duì)存在撞擊工況，如圖13 所示，約束后滑架主滾輪前、后方向，約束側(cè)滾輪左、右方向，約束掛鏈座上、下方向，除在距離貨叉叉背600 mm 位置處，施加載荷G= 12600 kg × 9.8 N/kg = 123480 N，還施加主滾輪210000 N（主滾輪承受動(dòng)載荷力）撞擊力，后滑架存在沖擊CAE 分析結(jié)果，主滾輪最大應(yīng)力值為371 MPa，外圈材質(zhì)為60# 鋼，屈服強(qiáng)度為400 MPa，主滾輪安全系數(shù)為1.08 ＜1.5，瞬時(shí)沖擊力可能會(huì)更大，造成滾輪損壞。

圖13 后滑架存在沖擊CAE 分析結(jié)果

3 加強(qiáng)方案

針對(duì)客戶現(xiàn)場(chǎng)存在超載現(xiàn)象，采用如圖14 所示前滑架加強(qiáng)方案，在前滑架串軸安裝板與側(cè)板之間焊接筋板，使串軸安裝板與側(cè)板之間形成箱型結(jié)構(gòu)；前滑架串軸安裝板與上橫梁之間焊接筋板，使串軸安裝板部分力轉(zhuǎn)移上橫梁上，減少串軸安裝板焊縫位置力。

圖14 前滑架加強(qiáng)方案

針對(duì)客戶現(xiàn)場(chǎng)后滑架主滾輪存在沖擊情況，采用如圖15 所示后滑架加強(qiáng)方案，在后滑架立柱板上增加一對(duì)主滾輪，增加主滾輪盡可能靠近下側(cè)滾輪，保證三對(duì)主滾輪中心在同一條直線上。

圖15 后滑架加強(qiáng)方案

采用上述加強(qiáng)方案、按照同樣分析方法，前滑架加強(qiáng)方案CAE 分析結(jié)果如圖16 所示，后滑架最大應(yīng)力值為236 MPa，安全系數(shù)為1.50，安全系數(shù)在設(shè)計(jì)允許范圍內(nèi)，加強(qiáng)方案滿足客戶正常使用需求。

圖16 前滑架加強(qiáng)方案CAE 分析結(jié)果

采用上述加強(qiáng)方案、按照同樣分析方法，得到后滑架加強(qiáng)方案CAE 分析結(jié)果如圖17 所示，主滾輪最大應(yīng)力為203 MPa，安全系數(shù)為1.97，安全系數(shù)同樣滿足客戶正常使用需求。

圖17 后滑架加強(qiáng)方案CAE 分析結(jié)果

4 實(shí)施效果

如圖18 所示為側(cè)移器加強(qiáng)后整車，維修后，截止目前已使用1000 h 未收到反饋，經(jīng)過驗(yàn)證加強(qiáng)方案滿足客戶使用需求。

圖18 側(cè)移器加強(qiáng)后整車

5 結(jié)語

針對(duì)客戶實(shí)際存在超載、沖擊工況，對(duì)側(cè)移器前滑架、后滑架進(jìn)行加強(qiáng)，同時(shí)進(jìn)行CAE 分析，經(jīng)過市場(chǎng)驗(yàn)證1000 h，加強(qiáng)方案滿足客戶使用要求，希望能為市場(chǎng)上出現(xiàn)同類問題，提供參考解決方案。