基于ANSYS的某叉車轉向橋分析

卓納麟

(安徽合力股份有限公司，安徽 合肥 230601)

0 引言

叉車由于承載要求及操控要求，使用前輪驅動、后輪轉向的結構形式，轉向橋作為叉車上重要的運動部件，需要承受整車的后方重力，在叉車空載時轉向橋承載最大，隨著叉車起重量的增加，轉向橋承載減小，當叉車滿載時轉向橋承載最小，因此對轉向橋的強度校核必不可少。

叉車上使用的轉向橋機構包括多種結構類型，其中橫置油缸轉向橋由于結構簡單、制造維護方便，成為了最廣泛使用的類型[1,2]，它的驅動單元為一橫向放置的油缸，執行單元為轉向節，油缸的活塞桿和轉向節臂通過連桿連接，相互之間使用銷軸連接，形成轉動副，整個轉向橋構成了多連桿機構，通過控制油缸的活塞桿運動實現轉向節的轉向運動，這樣的多連桿結構想要實現理想的運動關系，需要經過復雜的優化設計合理設計各個連桿的桿長[3,4]。

進行轉向橋中各零件的校核時首先需要確定惡劣受力工況，然而由于轉向橋需要進行轉向動作，轉向橋中與轉向運動相關的零件的受力工況隨轉角不同而變化，通過理論分析難以找到它們的惡劣受力工況，多體動力學分析則能很好地解決這一問題，本文正是通過剛體動力學分析的方法確定它們的受力惡劣工況并實現分析校核。

1 轉向橋體分析

1.1 有限元模型建立

為了反映模型中接觸關系造成的影響，使用包含轉向節、主銷與轉向油缸等主要承載件的裝配體作為分析對象，同時由于考慮工況下轉向油缸及連桿基本不受力，對轉向節也沒有作用力，因此對其忽略不作考慮。對于轉向橋體等焊接件，通過ANSYS 中的Spaceclaim軟件進行幾何簡化，并將裝配體零件進行組合，成為一個零件，這樣就不再需要建立綁定接觸；其他有裝配關系的零件按照實際的接觸狀態來建立接觸關系，本模型中其他所有接觸都為可動連接，建立有摩擦接觸，摩擦因數取0.1。

轉向節、主銷及主銷座網格尺寸設置為8 mm，其它部分的網格尺寸設置為10 mm，采用適當的網格控制方法控制網格形狀，最終得到的網格模型如圖1所示，包含129 079個單元、221 671個節點。

圖1 轉向橋網格模型

分析考慮叉車空載時后橋受力工況，并取3倍動載系數[5]。在該工況下，后橋在與車架相連的軸座處受到來自車架的重力作用，自身還受到重力的作用，在輪胎處受到來自地面的支撐力作用。在模型中施加車架對轉向橋軸座的作用力，使用遠程力實現，力的作用點在軸座中心的連線上，且位于通過轉向輪中心的豎直面內，力的大小近似設為考慮動載系數的叉車空載時的后橋負荷141 700 N，這樣把轉向橋自身的重力也包括在其中；輪胎受到的地面支撐力則使用約束替代，分別在左、右轉向節處建立遠程約束，約束點為輪胎中心點，最終得到的轉向橋裝配體的加載約束模型如圖2所示。

圖2 轉向橋加載約束模型

1.2 轉向橋分析結果

進行求解分析，可以得到轉向橋裝配體的分析結果，轉向橋體和轉向節的應力分析結果如圖3和圖4所示。由圖3和圖4可以看出：轉向橋體的最大應力位于外側筋板的圓角位置，大小為269 MPa，該筋板材質使用Q345，因此安全系數為1.32；轉向節材質為45鋼，屈服強度355 MPa，轉向節在主銷孔上方產生了最大應力414 MPa，該位置以壓應力為主，不容易造成損壞，不做評價，在主銷孔下方產生了第二大應力336 MPa，該位置以拉應力為主，安全系數為1.06，在軸頭的圓角位置產生了大應力183 MPa，此處的安全系數為1.94。根據這些分析結果可以看出，在分析的工況下，轉向橋和轉向節強度滿足要求。

圖3 轉向橋體應力分析結果

2 活塞桿、轉向節、轉向主銷與連桿分析

前文的分析工況下，由于轉向油缸和連桿基本不受力，沒有考慮到分析模型中，不能對它們進行強度校核。為了對它們進行強度校核，選擇原地轉向工況對它們進行分析校核，因為在該工況下它們會受較大的作用力，但是在整個轉向過程中，不同位置受力大小和方向是不一樣的，需要通過一定的方法確定最大受力的大小與方向，以及相應的轉角狀態。本文使用剛體動力學方法，對轉向橋形成的多連桿結構進行建模分析，以獲得最大載荷，再單獨對各個零件單體進行分析并校核它們的強度。

2.1 剛體動力學模型建立

使用ANSYS Workbench中的Rigid Dynamics模塊進行建模分析。使用轉向橋靜力學分析中簡化得到的裝配體模型作為分析對象，此次分析同時考慮轉向油缸和連桿，將所有幾何體都設置為剛體。模型中相對固定的連接位置都建立綁定接觸，在銷軸連接的兩零件鉸接位置建立鉸鏈運動副，在油缸與缸筒之間建立活塞運動副[6]。將轉向橋的初始狀態調整到一側最大轉角位置，在兩轉向節與主銷的鉸接副上施加原地轉向時輪胎所受到地面的摩擦力矩1119 700 Nmm(這個摩擦力矩通過理論公式計算得到)，在油缸與缸筒之間的活塞運動副上施加一速度60 mm/s。建好的模型用來模擬活塞桿帶動轉向節轉向的運動過程，通過設置合適的速度和分析時間長度，使轉向節剛好從一側最大轉角轉到另一側最大轉角，建立好的剛體動力學模型如圖5所示。

圖5 轉向橋剛體動力學模型

2.2 剛體動力學分析結果

在ANSYS Workbench的Rigid Dynamics模塊中對模型進行分析求解，通過“Joint Probe”結果便可以得到一側連桿的鉸接孔受力大小隨時間的變化曲線，如圖6所示。圖6中，縱坐標為力的大小，方向沿著連桿兩端銷軸孔連線方向。從圖6可以看出，最大作用力產生于0.4 029 s時刻，大小為18 384 N，該時刻轉向橋的轉角狀態如圖7所示，根據作用力的分力可以計算得到力的方向。另一側連桿的受力曲線與之呈對稱規律。

圖6 連桿受力曲線

圖7 連桿受力最大時的轉向橋轉角狀態

2.3 重要零件強度分析與結果

使用剛體動力學分析結果中的最大力18 384 N作為載荷條件，分別對油缸活塞桿、連桿與轉向節單體進行加載分析，得到它們的應力分析結果，如圖8、圖9和圖10所示。3個零件的材料都是45鋼，屈服強度為355 MPa。由圖8～圖10可以看出：油缸活塞桿最大應力為217.4 MPa，安全系數為1.63；連桿最大應力為136.2 MPa，安全系數為2.61；轉向節臂的最大應力為269.3 MPa，安全系數為1.32，它們的最大應力都產生于銷軸孔的內側，強度滿足原地轉向工況的使用要求。

圖8 活塞桿應力分析結果 圖9 連桿應力分析結果 圖10 轉向節臂應力分析結果

3 結論

本文以ANSYS軟件為分析工具，綜合運用多種分析方法，實現了對某叉車轉向橋較完整的分析校核。具體過程為：首先使用考慮接觸關系的裝配體模型通過靜力學分析方法分析校核了轉向橋體與轉向節的強度；然后使用剛體動力學方法建立轉向橋中運動機構的動力學模型，分析得到了連桿的最大受力與最大受力時轉向橋的轉角狀態；最后再通過靜力學分析方法校核了油缸活塞桿、連桿與轉向節臂的強度。

對于包含運動機構的轉向橋結構，單獨使用靜力學分析方法難以實現對所有重要零件的分析校核，因為與轉向運動相關的零件的惡劣受力工況難以確定，結合剛體動力學分析方法則可以很好地解決這一問題，可以快速準確地得到機構運動零件的惡劣工況，進而對其進行分析校核。