基于ANSYS的前移式叉車門架小車優化設計

鄭尚敏

（安徽合力股份有限公司，合肥230601）

0 引言

隨著互聯網電商的崛起，倉儲配送在國內物流業快速發展，在寸土寸金的城市中，倉庫設計趨向于高位和狹窄巷道的庫房，蓄電池前移式叉車便成為這種倉庫的最佳選擇之一。由于該叉車外形小巧、操作舒適性高、機動性能優越，且無尾氣排放、低噪聲、高效率，特別適用于煙草、食品、紡織、電子、印刷等行業使用。該叉車本身具有前移功能，裝卸貨物方便，適用于窄巷道和狹窄空間作業。

前移式叉車結構布置是將門架安裝在門架小車上，門架與門架小車在液壓油缸帶動下前后移動，門架小車上布置有滾輪，沿著叉車支腿內側導軌移動。取放貨物時，門架前移，可以方便貨叉從貨架上取貨物；叉車運行時，門架后移，保證車體重心穩定。

目前存在的問題是門架小車與支腿導軌存在間隙和受力不均勻，導致門架晃動嚴重和滾輪應力集中，以至于早期失效損壞。因此對門架小車的滾輪分布及間隙的優化設計，不僅可以削弱門架高位起升時的晃動，而且可以延長滾輪的使用壽命，減少維修次數和維修成本，為企業提升品牌效益，具有實踐和推廣的意義。

本文對門架小車進行受力分析，得出影響滾輪磨損的因素，采用有限元分析方法，對門架小車進行優化設計，并且應用到實際生產中，驗證了結果的可靠性，也可為矯正門架晃動提供有效的參考。

1 門架小車機構及受力分析

1.1 前移式叉車

前移式叉車與普通平衡重叉車相比，門架系統多了一個前后移動功能，等于有兩套門架系統，前、后移動相當于平躺的門架，上、下移動相當于豎立的門架，與普通叉車門架功能一致。

平躺的門架一般稱為門架小車，門架小車上布置有滾輪，使得門架小車可以沿著車體支腿內側導軌移動，如圖1所示。

圖1 門架前后移動示意圖

門架與門架小車的安裝是在門架底部由螺栓固定，形成剛性連接；前移油缸的兩個支座，一端安裝在車體后側，另一端安裝在門架小車前部。當門架需要前移鏟貨時，推動前移閥桿，使得液壓油缸伸長，推動門架小車連帶門架一起前移，反之亦然。如圖2所示。

1.2 門架小車滾輪異常磨損原因分析

門架小車滾輪磨損主要來自兩部分原因：門架小車滾輪與車架槽鋼的運動間隙及門架小車滾輪分布不均勻。其中門架小車滾輪與車架槽鋼的運動間隙是指滾輪和車架槽鋼開檔上下板面的間隙，容易受材料制造和裝配誤差影響，導致間隙比較大。當門架高度升高，杠桿增大，間隙帶來的彎矩和偏移增大，門架在高位起升時晃動就越嚴重，造成對滾輪的沖擊力和磨損。

如果滾輪分布不合理，單個滾輪受力較大，不僅加劇了晃動現象，而且加速了滾輪應力集中和磨損，以至于提前失效報廢。

本文主要討論控制門架小車的運動間隙和滾輪的受力分布，特別是高門架時的門架小車受力分析。

1.3 門架小車受力分析

圖3所示為現有某型門架小車結構示意圖。搭載到整車作業時，在重物Q的作用下，門架受力通過滾輪傳遞，單個滾輪受力大小為F1，其中在車架槽鋼內的復合滾輪距為L。

復合滾輪包括主滾輪和側滾輪，其主滾輪一側有與槽鋼連接的主滾輪軸，另一側中心孔內嵌側滾輪，側滾輪的中心軸兩端卡在主滾輪的中心孔內壁上；主滾輪軸上開設有與側滾輪中心軸相連通的螺栓孔，通過調節螺栓調節側滾輪與槽鋼之間的間隙。

叉車的額定載荷為2 t，起升高度為7500 mm，貨叉及門架（含門架小車）總質量為1658 kg，車體總質量為1982 kg。以門架滿載前移起升到頂狀態計算：其中門架小車上左右對稱布置4個復合滾輪，F1為位于前側兩個復合滾輪受力值；F2為位于后側兩個復合滾輪受力值；L為滾輪距，L=0.655 m；W為偏載距，W=0.075 m；C1為單個復合滾輪受的側向力。由力矩平衡可得：

圖2 門架與門架小車安裝示意圖

圖3 滾輪在車架槽鋼中的局部剖視圖模型

式中：QX、GX為各質心相對于車體后側滾輪的橫向坐標；Q=2000 kg；QX=1.566 m；QY=8 m；G=1658 kg；GX=0.804 m；GY=3.146 m。

計算得出：F1=66805.1 N；F2=-30956.2 N；C1=9.8×[0.25(G·W+Q·W)/L]=1026.2 N。

2 基于ANSYS的建模及靜力學分析

2.1 有限元模型的建立

利用SolidWorks的三維建模功能建立門架小車的幾何模型，給定材料及其他物理參數，并對結構進行網格劃分。首先進行幾何簡化，去除模型中的小孔、小倒角、焊縫坡口等特征，將焊接關系的零件合并成一個整體，螺栓連接的位置建立綁定接觸，車架網格尺寸設為15 mm，滾輪網格尺寸設置為10 mm，使用默認二階單元。節點數為160 508；網格數為92 650，劃分的網格如圖4所示。

2.2 施加約束和載荷

有限元分析的主要目的是檢查結構在特定的載荷和邊界約束條件下的表現，因此在分析時，正確設定邊界條件和載荷是十分關鍵的。

1）約束。4個承載的主滾輪中心處約束上下方向的平移自由度；前后運動油缸連接銷軸孔中心處約束前后方向平移自由度

2）載荷。考慮門架及貨物重力，使用遠程力在它們的重心位置施加重力，作用點為門架安裝位置，包括支座孔和下方螺栓安裝孔。

由于載荷面是滾輪與槽鋼的接觸面，接觸面非常小，因此需要對載荷施加進行一定的簡化，根據滾輪寬度，取接觸面為S=70 mm2，采用門架小車對稱面上施加面載荷的方法。F載荷=F1/S=33402.55÷70=477.2 MPa。

2.3 求解分析

應力云圖和位移云圖如圖6所示。

由位移云圖可以看出，門架小車最大變形量位于立板上方門架支座孔處，為1.72 mm。由應力云圖可以看出，在門架小車立板后方的圓角處最大應力為177.51 MPa。

圖4 車架網格

圖5 約束和載荷

圖6 優化后門架小車應力云圖和位移云圖

3 門架小車的優化設計

3.1 偏心機構設計

門架支座與車架槽鋼腹板左右間隙由復合滾輪的側滾輪控制運動間隙，側滾輪單側調節距離為3 mm。上下間隙是由復合滾輪的主滾輪和車架槽鋼上下翼板間隙確定，為保證主滾輪在槽鋼內自由通過無卡阻，理論運動間隙為0.5～0.7 mm（主要是為彌補原材料誤差及制造誤差）。

為了消除門架小車進入槽鋼后的上下間隙，在門架小車兩側對稱布置兩組偏心機構，用于調整控制上下間隙，偏心機構包含偏心軸、滾輪、擋圈等，偏心軸調整距離為2 mm。當門架小車進入槽鋼后，轉動偏心軸，上偏心軸上調使滾輪與槽鋼上面接觸，下偏心軸下調使滾輪與槽鋼下面接觸，直至無法轉動時將螺母鎖緊，無論空載或滿載均能有效減小主滾輪與槽鋼的間隙，減小門架支座的晃動，從而減小滾輪受力，減緩滾輪的異常磨損。

3.2 門架小車結構優化模型建立

門架小車的受力主要通過復合滾輪和槽鋼進行傳遞，滾輪之間的距離大小決定了所受應力和變形值，因此可以通過增大滾輪之間的距離和調整滾輪與槽鋼的間隙來減小門架小車的應力值和變形量。優化后的門架小車結構如圖7所示。

復合滾輪距L是個非常重要的參數，如果L值變小會帶來兩個問題：首先，滾輪受力F1變大，滾輪容易損壞；另外，槽鋼輥道面接觸應力變大，造成槽鋼局部應力和變形增大，疲勞壽命降低，提前撕裂的可能性變大，因此需盡量增大L參數。

圖7中，L1為滾輪距，L1=0.7 m，由力矩平衡可得：

式中：QX、GX為各質心相對于車體后側滾輪的橫向坐標；Q=2000 kg；QX=1.55 m；QY=8 m；G=1658 kg；GX=0.788 m；GY=3.146 m。

圖7 優化后的門架小車結構

計算得出：F1=61691.1 N；F2=-25842.6 N；C1=9.8×[0.25(Q1·W+Q2·W)/L1]=960.2 N。

3.3 優化結構分析

優化后門架小車位移云圖和應力云圖如圖8所示。最大變形量產生于立板上方門架支座孔處，原門架小車最大變形量為1.72 mm，優化后門架小車最大變形量為1.21 mm。最大應力產生于立板后方的圓角處，原門架小車最大應力為177.51 MPa，優化后門架小車最大應力為144.85 MPa，結合小車整體的應力情況（如表1），可以看出改善效果明顯。

圖8 優化后門架小車位移云圖和應力云圖

4 結論

門架支座增加了左右各2個偏心軸，調整偏心軸使主滾輪緊緊地與支腿上下端面相接觸，這樣前后主滾輪沒有出現懸空的現象，解決了門架前后移過程中出現的輕微晃動現象。

通過理論力學方法和有限元方法對各滾輪所受的作用力進行計算，并對計算結果進行對比分析，得到如下結論：1）驗證了某叉車門架系統在直立、起升額定起重量的貨物到最大高度這一工況下有限元模型的正確性，以及運用有限元方法計算門架系統中滾輪所受作用力的正確性；2）滾輪間距的大小影響滾輪受力的大小，間距越大，滾輪受力越小；3）提出了門架支座增加偏心軸的方法，進而為后續滾輪的分析及門架晃動改進提供依據。

表1 滾輪受到的約束反力 N