某型號內燃叉車車架振動分析及優化

藍毅生

（林德（中國）叉車有限公司，福建 廈門 361000）

0 引言

叉車是重要的物料搬運機械設備，利用貨叉取物，在液壓起升作用下，對貨物進行升降和拖取，啟動車胎行走機構后開始搬運貨物[1]。車架作為叉車的承載基本結構，剛度和強度均對叉車安全作業影響較大。在實際作業中，因叉車車架振動較為嚴重，降低了叉車穩定性[2]。為了優化車架，提高車架穩定性，該文通過構建車架模型，分析車架振動情況，提出優化減震方案。

1 內燃叉車車架模型的構建

由于車架前橫向連接較弱，后向連接較強，且受力板厚度數值較大，導致建模存在細節問題[3]。該文融入幾何模型處理技術，對車架模型進行優化處理，消除孔洞、小邊等常見問題。如圖1 所示為車架模型。

圖1 車架模型

2 內燃叉車車架振動分析

在實際作業過程中，叉車處于非自由狀態，車架附加結構導致整體重量增加，對其固有頻率影響較大，該文在分析車架振動時，將這部分重量計入其中。為了便于分析，以主要附加重量為主，忽略次要因素增加的附加重量。該研究叉車主要附加質量包括發動機和配重，重量分別為255 kg、855 kg。

該研究添加附加重量的方式為質量點添加，即在分析車架自動振動特性時增加重量，從而明確模型構建重量體。關于發動機附加重量分析，其重量數值為225 kg，對應的坐標為（-0.95，0.19，-0.03）；關于配重附加重量分析，其重量數值為855 kg，對應的坐標為（-1.66，0.34，0）。

在保持邊界條件、材料參數、有限元網絡等多個條件保持不變，采用上述附加重量分析法，探究附加重量添加情況下的車架振動情況。通過模擬計算，得到車架模態頻率數值，見表1。

表1 車架模態頻率數值

通過觀察表1 中的數據可知，車架前2 個階段振動類型為整體變形模態，所以產生的頻率較小，從第3 階段開始振動頻率開大幅度增加，這些階段車架振動類型為局部變形模態，對叉車的振動影響不是很大。

在叉車作業的過程中，車架之所以會出現振動現象是因為其需要承受外部激勵和內部激勵。當車架某一頻率與激振頻率吻合時，將形成共振。除此之外，路面不平整也會造成振動，當路面不平度空間記為Ω/m-1，叉車行駛速度v/ms-1，則對應的輸入時間頻率為

式中，v為行駛速度；Ω為路面不平度。

假設路面不平度波長記為D，則激勵頻率大小為：

公式（2）中，Dmin代表路面不平度對應最小波長值，vmax代表最大行駛速度，在空載情況下叉車行駛速度為14.5 km/h。由于叉車內部結構與普通車輛存在較大差異，所以在特殊路況下行駛時，僅分析搓板路、未鋪裝路、平坦路3 種情況即可。該研究對這3 種情況進行測試分析，得到測試結果。表2 為不同度波長與激勵頻率。

表2 不同度波長與激勵頻率

該研究叉車發動機怠速轉運模式下生成的激勵頻率數值為28.4 Hz，該數值與實際作業過程中第1 階段模態頻率數值相近。考慮到實際作業過程中的叉車發動機轉速與建模轉速存在一定偏差，所以在怠速模式下形成共振，最終引發叉車車架劇烈振動。

3 內燃叉車車架優化減震設計

3.1 優化流程

依據前文分析可知，叉車發動機怠速轉運模式下激勵頻率數值與實際作業過程中第1 階段模態頻率數值相近，所以可以將第1 階段頻率調整作為內燃叉車車架優化研究切入點。按照此研究思路，該文采用單步優化法，主要對叉車作業第1 階段頻率進行優化，從而達到提高車架低頻動態特性的目的。擬定優化流程如下。

第一步：以叉車第1 階段頻率變化為依據，對車架減震模型設計變量進行初始化處理。

第二步：通過分析各個變量之間的關系，構建參數化結構模型。

第三步：將車架第1 階段頻數值代入模型中加載參數，通過計算分析求解數值。

第四步：根據計算結果特征，從中提取車架模型中板件厚度優化變量，并標明。

第五步：設置評價標準，按照此標準對優化參數進行評價，如果結果為“最優”，則執行第六步，反之，修正優化模型變量，并返回第二步。

第六步：生成最優優化減震設計模型及變量，退出迭代優化處理。

第七步：叉車作業第1 階段頻率優化結果，并采取一定處理。

3.2 變量取值

為了盡可能地減小車架固有頻率，該研究以第1 階段頻率振動作為主要優化對象，通過減輕車架重量，實現振動頻帶優化，設計變量為車架板件厚度，包括d1、d2、d3，設置這3 個板件初始厚度為12 mm、14 mm、14 mm，優化變化范圍10 mm～15 mm， 3 個板塊均設置2 個取值，即10 mm、15 mm，形成8 組樣本空間。變量取值，見表3。

表3 變量取值

通過觀察表3 中的f1 頻率值可知，d1 對車架整體結構頻率影響較小，且該數值的增加，不僅不會提高頻率，還會使得頻率有所降低。d2 和d3 對車架結構頻率造成的影響與d1 特性相反，車架頻率值隨著厚度的增加而提高。綜合對比表3 中的8 組數值及計算結果，編號為4 的點頻率最大，對應3 個板件厚度參數依次為10 mm、15 mm、15 mm，此時第1 階段模態頻率大小為29.5 Hz，該數值高于怠速運轉模式下28.7 Hz，成功避開了發動機激勵頻率，降低了車架發生振動可能性，在一定程度上改善了車架振動。

4 優化驗證

為了驗證上述優化設計方案的可靠性，該文對優化前后叉車的振動進行測試，以加速度作為測量指標。在測試跑道上設置2 個障礙物，高度為10 mm，寬度為150 mm，車輛行駛速度為10 km/h，載荷為900 kg。如圖2 所示為叉車測量位置與方向。

圖2 叉車測量位置與方向

圖2 是對叉車垂直方向加權均方根數值進行測定，連續測定多次，當偏差系數不足0.15 時，結束測量。按照以下公式來測量振動加速度，結果見表4、見表5。

表5 優化前后叉車振動加速度測量對比統計結果

綜合觀察表4 和表5 中的測試結果可知，優化后車架振動加權數值為0.69 m/s2，較未優化前有所改進，并且振動變化幅度下降了53.2%。由此推斷，該文設計的內燃叉車車架優化減震設計方案具有較好的減震功能，符合優化設計需求。

5 結語

該文圍繞內燃叉車車架振動問題展開研究，通過構建車架模型，對車架振動特性進行分析，提出優化設計方案。該方案采用單步優化法，主要對叉車作業第1 階段頻率進行優化，以此提高車架低頻動態特性。測試結果表明，該文設計的車架優化方案可以有效降低振動幅度，有助于提高車架穩定性。