存在超載撞擊工況下叉車側移器加強方案

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，側移器為叉車屬具其中一種[1]。針對不同工況，會設計不同屬具，滿足客戶使用需求。為縮短研發周期，保證產品交貨期，越來越多的設計人員運用分析軟件對設計屬具進行分析。如，吳昌鳳[2]運用靜力學分析、應力貼片試驗、動力學分析等分析手段保證叉車屬具結構強度，一次性通過疲勞試驗，為其他屬具設計提供參考。王茂兵[3]使用Hyperworks 軟件對紙卷夾進行靜力學分析，通過分析結果進行尺寸優化改進，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 軟件對吊臂進行拓撲優化，根據尺寸優化的結果并結合型材尺寸標準選用合適的型材，從而得到吊臂最終的改進模型。國外針對側移器研究較為成熟，如卡斯卡特、靠普等側移器已實現量產，國內通常借用國外成熟技術，關于側移器申請專利較多，但未見針側移器受力分析相關報道。

針對特殊（存在超載、撞擊）工況下，為側移器提供相應加強方案。

1 研究問題

側移器由貨叉、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，對焊接工藝要求較為嚴格，如圖1 所示。

圖1 叉車側移器結構

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

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

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

圖5 側移器結構布置

采用ANSYS Workbench 靜力學分析模塊，將側移器三維模型模型導入軟件，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，網格大小為10 mm（側移器焊縫大小為10 mm），貨叉與串軸、前滑架與后滑架接觸采用摩擦接觸，摩擦系數取0.1，如圖6 所示，約束側移器主滾輪前、后方向，約束側移器側滾輪左、右方向，約束側移器掛鏈座上、下方向，在距離貨叉叉背600 mm 位置施加貨物重力123480 N 力，側移器CAE 分析結果[5]如圖7所示，側移器后滑架最大應力為212 MPa，位置為前滑架串軸安裝板與上橫梁焊接位置。

圖6 側移器約束及施加力

圖7 前滑架CAE 分析結果

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，現場測量貨物中心距離貨叉前端面即C測數值為1255 mm，B= 381.5 mm 時，有：Q1=Q×（C+B）/（C測+B）=12600×（600+381.5）÷（1255 + 381.5）= 7557 kg

圖9 客戶現場作業習慣

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

圖10 客戶作業鏟取貨物

圖11 客戶貨叉架門架使用情況

針對上述存在超載工況，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，施加實際載荷G=11085 kg×9.8 N/kg=108633 N，前滑架實際工況CAE 分析結果，串軸安裝板與上橫梁焊縫位置，最大應力值為317 MPa。串軸安裝板采用材質為Q355B，屈服強度為355 MPa，串軸安裝板安全系數為1.12 ＜1.5。分析結果按照標準貨物重量施加力，實際客戶部分貨物重量遠超施加力數值，再加上短距離頻繁加載卸載，貨叉架疲勞現象較為嚴重，所以前滑架串軸安裝板與上橫梁焊縫出現裂紋。

圖12 前滑架實際工況CAE 分析結果

針對存在撞擊工況，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（主滾輪承受動載荷力）撞擊力，后滑架存在沖擊CAE 分析結果，主滾輪最大應力值為371 MPa，外圈材質為60# 鋼，屈服強度為400 MPa，主滾輪安全系數為1.08 ＜1.5，瞬時沖擊力可能會更大，造成滾輪損壞。

圖13 后滑架存在沖擊CAE 分析結果

3 加強方案

針對客戶現場存在超載現象，采用如圖14 所示前滑架加強方案，在前滑架串軸安裝板與側板之間焊接筋板，使串軸安裝板與側板之間形成箱型結構；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移上橫梁上，減少串軸安裝板焊縫位置力。

圖14 前滑架加強方案

針對客戶現場后滑架主滾輪存在沖擊情況，采用如圖15 所示后滑架加強方案，在后滑架立柱板上增加一對主滾輪，增加主滾輪盡可能靠近下側滾輪，保證三對主滾輪中心在同一條直線上。

圖15 后滑架加強方案

采用上述加強方案、按照同樣分析方法，前滑架加強方案CAE 分析結果如圖16 所示，后滑架最大應力值為236 MPa，安全系數為1.50，安全系數在設計允許范圍內，加強方案滿足客戶正常使用需求。

圖16 前滑架加強方案CAE 分析結果

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

圖17 后滑架加強方案CAE 分析結果

4 實施效果

如圖18 所示為側移器加強后整車，維修后，截止目前已使用1000 h 未收到反饋，經過驗證加強方案滿足客戶使用需求。

圖18 側移器加強后整車

5 結語

針對客戶實際存在超載、沖擊工況，對側移器前滑架、后滑架進行加強，同時進行CAE 分析，經過市場驗證1000 h，加強方案滿足客戶使用要求，希望能為市場上出現同類問題，提供參考解決方案。