鄭尚敏

（安徽合力股份有限公司，合肥230601）

0 引言

隨著互聯(lián)網(wǎng)電商的崛起，倉(cāng)儲(chǔ)配送在國(guó)內(nèi)物流業(yè)快速發(fā)展，在寸土寸金的城市中，倉(cāng)庫(kù)設(shè)計(jì)趨向于高位和狹窄巷道的庫(kù)房，蓄電池前移式叉車便成為這種倉(cāng)庫(kù)的最佳選擇之一。由于該叉車外形小巧、操作舒適性高、機(jī)動(dòng)性能優(yōu)越，且無(wú)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(yè)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(yè)。

前移式叉車結(jié)構(gòu)布置是將門(mén)架安裝在門(mén)架小車上，門(mén)架與門(mén)架小車在液壓油缸帶動(dòng)下前后移動(dòng)，門(mén)架小車上布置有滾輪，沿著叉車支腿內(nèi)側(cè)導(dǎo)軌移動(dòng)。取放貨物時(shí)，門(mén)架前移，可以方便貨叉從貨架上取貨物；叉車運(yùn)行時(shí)，門(mén)架后移，保證車體重心穩(wěn)定。

目前存在的問(wèn)題是門(mén)架小車與支腿導(dǎo)軌存在間隙和受力不均勻，導(dǎo)致門(mén)架晃動(dòng)嚴(yán)重和滾輪應(yīng)力集中，以至于早期失效損壞。因此對(duì)門(mén)架小車的滾輪分布及間隙的優(yōu)化設(shè)計(jì)，不僅可以削弱門(mén)架高位起升時(shí)的晃動(dòng)，而且可以延長(zhǎng)滾輪的使用壽命，減少維修次數(shù)和維修成本，為企業(yè)提升品牌效益，具有實(shí)踐和推廣的意義。

本文對(duì)門(mén)架小車進(jìn)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(duì)門(mén)架小車進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，并且應(yīng)用到實(shí)際生產(chǎn)中，驗(yàn)證了結(jié)果的可靠性，也可為矯正門(mén)架晃動(dòng)提供有效的參考。

1 門(mén)架小車機(jī)構(gòu)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(mén)架系統(tǒng)多了一個(gè)前后移動(dòng)功能，等于有兩套門(mén)架系統(tǒng)，前、后移動(dòng)相當(dāng)于平躺的門(mén)架，上、下移動(dòng)相當(dāng)于豎立的門(mén)架，與普通叉車門(mén)架功能一致。

平躺的門(mén)架一般稱為門(mén)架小車，門(mén)架小車上布置有滾輪，使得門(mén)架小車可以沿著車體支腿內(nèi)側(cè)導(dǎo)軌移動(dòng)，如圖1所示。

圖1 門(mén)架前后移動(dòng)示意圖

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

1.2 門(mén)架小車滾輪異常磨損原因分析

門(mén)架小車滾輪磨損主要來(lái)自兩部分原因：門(mén)架小車滾輪與車架槽鋼的運(yùn)動(dòng)間隙及門(mén)架小車滾輪分布不均勻。其中門(mén)架小車滾輪與車架槽鋼的運(yùn)動(dòng)間隙是指滾輪和車架槽鋼開(kāi)檔上下板面的間隙，容易受材料制造和裝配誤差影響，導(dǎo)致間隙比較大。當(dāng)門(mén)架高度升高，杠桿增大，間隙帶來(lái)的彎矩和偏移增大，門(mén)架在高位起升時(shí)晃動(dòng)就越嚴(yán)重，造成對(duì)滾輪的沖擊力和磨損。

如果滾輪分布不合理，單個(gè)滾輪受力較大，不僅加劇了晃動(dòng)現(xiàn)象，而且加速了滾輪應(yīng)力集中和磨損，以至于提前失效報(bào)廢。

本文主要討論控制門(mén)架小車的運(yùn)動(dòng)間隙和滾輪的受力分布，特別是高門(mén)架時(shí)的門(mén)架小車受力分析。

1.3 門(mén)架小車受力分析

圖3所示為現(xiàn)有某型門(mén)架小車結(jié)構(gòu)示意圖。搭載到整車作業(yè)時(shí)，在重物Q的作用下，門(mén)架受力通過(guò)滾輪傳遞，單個(gè)滾輪受力大小為F1，其中在車架槽鋼內(nèi)的復(fù)合滾輪距為L(zhǎng)。

復(fù)合滾輪包括主滾輪和側(cè)滾輪，其主滾輪一側(cè)有與槽鋼連接的主滾輪軸，另一側(cè)中心孔內(nèi)嵌側(cè)滾輪，側(cè)滾輪的中心軸兩端卡在主滾輪的中心孔內(nèi)壁上；主滾輪軸上開(kāi)設(shè)有與側(cè)滾輪中心軸相連通的螺栓孔，通過(guò)調(diào)節(jié)螺栓調(diào)節(jié)側(cè)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(mén)架（含門(mén)架小車）總質(zhì)量為1658 kg，車體總質(zhì)量為1982 kg。以門(mén)架滿載前移起升到頂狀態(tài)計(jì)算：其中門(mén)架小車上左右對(duì)稱布置4個(gè)復(fù)合滾輪，F(xiàn)1為位于前側(cè)兩個(gè)復(fù)合滾輪受力值；F2為位于后側(cè)兩個(gè)復(fù)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(gè)復(fù)合滾輪受的側(cè)向力。由力矩平衡可得：

圖2 門(mén)架與門(mén)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(zhì)心相對(duì)于車體后側(cè)滾輪的橫向坐標(biāo)；Q=2000 kg；QX=1.566 m；QY=8 m；G=1658 kg；GX=0.804 m；GY=3.146 m。

計(jì)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(xué)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(mén)架小車的幾何模型，給定材料及其他物理參數(shù)，并對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行網(wǎng)格劃分。首先進(jìn)行幾何簡(jiǎn)化，去除模型中的小孔、小倒角、焊縫坡口等特征，將焊接關(guān)系的零件合并成一個(gè)整體，螺栓連接的位置建立綁定接觸，車架網(wǎng)格尺寸設(shè)為15 mm，滾輪網(wǎng)格尺寸設(shè)置為10 mm，使用默認(rèn)二階單元。節(jié)點(diǎn)數(shù)為160 508；網(wǎng)格數(shù)為92 650，劃分的網(wǎng)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(jié)構(gòu)在特定的載荷和邊界約束條件下的表現(xiàn)，因此在分析時(shí)，正確設(shè)定邊界條件和載荷是十分關(guān)鍵的。

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

2）載荷?？紤]門(mén)架及貨物重力，使用遠(yuǎn)程力在它們的重心位置施加重力，作用點(diǎn)為門(mén)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(duì)載荷施加進(jìn)行一定的簡(jiǎn)化，根據(jù)滾輪寬度，取接觸面為S=70 mm2，采用門(mén)架小車對(duì)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(yīng)力云圖和位移云圖如圖6所示。

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

圖4 車架網(wǎng)格

圖5 約束和載荷

圖6 優(yōu)化后門(mén)架小車應(yīng)力云圖和位移云圖

3 門(mén)架小車的優(yōu)化設(shè)計(jì)

3.1 偏心機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

門(mén)架支座與車架槽鋼腹板左右間隙由復(fù)合滾輪的側(cè)滾輪控制運(yùn)動(dòng)間隙，側(cè)滾輪單側(cè)調(diào)節(jié)距離為3 mm。上下間隙是由復(fù)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(nèi)自由通過(guò)無(wú)卡阻，理論運(yùn)動(dòng)間隙為0.5～0.7 mm（主要是為彌補(bǔ)原材料誤差及制造誤差）。

為了消除門(mén)架小車進(jìn)入槽鋼后的上下間隙，在門(mén)架小車兩側(cè)對(duì)稱布置兩組偏心機(jī)構(gòu)，用于調(diào)整控制上下間隙，偏心機(jī)構(gòu)包含偏心軸、滾輪、擋圈等，偏心軸調(diào)整距離為2 mm。當(dāng)門(mén)架小車進(jìn)入槽鋼后，轉(zhuǎn)動(dòng)偏心軸，上偏心軸上調(diào)使?jié)L輪與槽鋼上面接觸，下偏心軸下調(diào)使?jié)L輪與槽鋼下面接觸，直至無(wú)法轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將螺母鎖緊，無(wú)論空載或滿載均能有效減小主滾輪與槽鋼的間隙，減小門(mén)架支座的晃動(dòng)，從而減小滾輪受力，減緩滾輪的異常磨損。

3.2 門(mén)架小車結(jié)構(gòu)優(yōu)化模型建立

門(mén)架小車的受力主要通過(guò)復(fù)合滾輪和槽鋼進(jìn)行傳遞，滾輪之間的距離大小決定了所受應(yīng)力和變形值，因此可以通過(guò)增大滾輪之間的距離和調(diào)整滾輪與槽鋼的間隙來(lái)減小門(mén)架小車的應(yīng)力值和變形量。優(yōu)化后的門(mén)架小車結(jié)構(gòu)如圖7所示。

復(fù)合滾輪距L是個(gè)非常重要的參數(shù)，如果L值變小會(huì)帶來(lái)兩個(gè)問(wèn)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(yīng)力變大，造成槽鋼局部應(yīng)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(shù)。

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(zhì)心相對(duì)于車體后側(cè)滾輪的橫向坐標(biāo)；Q=2000 kg；QX=1.55 m；QY=8 m；G=1658 kg；GX=0.788 m；GY=3.146 m。

圖7 優(yōu)化后的門(mén)架小車結(jié)構(gòu)

計(jì)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(yōu)化結(jié)構(gòu)分析

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

圖8 優(yōu)化后門(mén)架小車位移云圖和應(yīng)力云圖

4 結(jié)論

門(mén)架支座增加了左右各2個(gè)偏心軸，調(diào)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(méi)有出現(xiàn)懸空的現(xiàn)象，解決了門(mén)架前后移過(guò)程中出現(xiàn)的輕微晃動(dòng)現(xiàn)象。

通過(guò)理論力學(xué)方法和有限元方法對(duì)各滾輪所受的作用力進(jìn)行計(jì)算，并對(duì)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析，得到如下結(jié)論：1）驗(yàn)證了某叉車門(mén)架系統(tǒng)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(yùn)用有限元方法計(jì)算門(mén)架系統(tǒng)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??；3）提出了門(mén)架支座增加偏心軸的方法，進(jìn)而為后續(xù)滾輪的分析及門(mén)架晃動(dòng)改進(jìn)提供依據(jù)。

表1 滾輪受到的約束反力 N