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摘要：叉车配重支架的静力学性能直接影响着整机性能，因此叉车的配重支架设计在整车设计中占有重要地位，本文应用有限元方法研究了10吨叉车配重支架的受力特性，并对原有叉车配重支架进行了结构优化，降低了整机重量，节约了生产成本。
关键词：物流机械 叉车车架 叉车尾架 静力分析 优化设计 有限单元法
0 引言
叉车配重支架承载着发动机、平衡重等关键部件，承受作用在其上各种力和力矩，其刚度强度也影响着整机的性能，由于叉车的工况比较复杂，同时配重支架的受力情况也相对复杂，无法利用数学方法对其受力情况进行精确的计算，因此随着计算机的发展，利用有限元方法已成为国内外解决复杂结构静力分析的重要手段，并能大大的缩短产品开发周期。
1 叉车配重支架有限元模型的建立
叉车配重支架有限元模型的建立是对模型进行有限元计算的基础，也是能否计算出准确结果的关键。
1.1 建立实体模型
本文研究的叉车配重支架是由很多钢板经焊接组成的，利用ProE软件绘制叉车配重支架模型，并对模型结构进行适当的简化，从而缩短计算时间，降低计算成本。
将简化好的配重支架模型利用stp接口导入到ansys workbench环境中，如图1所示：
1.2定义材料属性
叉车配重支架材料一般为Q235和Q345，除左右两侧板材料为Q345外其余均为Q235，许用应力分别为235Mpa和345Mpa。
1.3划分网格
尾架模型利用CAE分析软件自动化分网格，划分后共有18013个节点，4905个单元。
2 添加边界条件并施加载荷
2.1 边界条件
根据叉车配重支架的实际受力情况，可将配重支架与左右车架焊接的部位视为固定铰支座。
2.2 施加载荷[1]
叉车的配重支架主要承受来自发动机、水箱、配重等关键部件的力和力矩，受力情况比较复杂。为了降低分析难度，提高分析精度可根据叉车整机在不同工况下前后桥的载荷分布情况对配重支架进行受力分析。满载时后桥受力约为整机重量的10%，空载时后桥受力约为整机重量的60%，该10吨叉车整机重量为12.8t，经计算满载时后桥受力大小约为2.28吨，空载时后桥受力约为7.86吨，叉车工作时另一种极限工况是叉车在受到冲击载荷时后桥脱离地面的情况，此时后桥不受力仅有主副配重作用到配重支架上，配重支架所受合力大约为4.7吨，根据以上分析只要配重支架在空载以及后桥在受到冲击载荷刚好离开地面这两种危险工况下符合强度要求即可满足叉车配重支架设计要求。
以上两种工况下配重支架所受的載荷如表所示：
3 配重支架危险工况下有限元分析[5]
经对车架有限元模型的网格，载荷以及边界条件进行仔细的检查无误后，对其进行后处理求解分析，利用系统的“自动”求解算法进行求解分析。
根据有限元分析得出空载工况和后桥刚离开地面两种危险工况下的应力云图和应变云图。
4 结果分析
在空载状态下配重支架的最大应力在左右支撑板的焊缝处为94.365Mpa，此最大应力是由于添加焊缝造成的，可忽略，因此最大应力出现在左右主板横截面变化较大处，约为64Mpa，最大变形量出现在配重支架主板附近为0.42006mm，出当后桥刚好离开地面时，最大应力出现在配重挂耳处为69.274MPa，最大变形量也出现在配重支架挂耳处为0.49569mm。
根据叉车的受力情况可知，有限元分析结果与预测结果是相符的。
4.1 强度校核[1、2]
由分析结果可知，配重支架在两种危险工况下最大应力分别为64MPa和69.274Mpa，远小于左右主板和配重挂耳所用材料Q345钢的屈服极限345Mpa，根据安全系数计算公式 ，可计算处两种工况下的安全系数分别为5.39和4.98，对于配重支架，当n>2.5时，说明在该工况下是符合强度要求的，否则就有可能发生强度破坏，本文研究的车架安全系数均小于2.5，因此配重支架的结构强度完全满足设计要求。
5 结构优化
以上配重支架符合刚度强度要求，但是结构相对复杂，无疑增加了焊接成本、工艺难度和材料成本，为减小以上弊端增加产品利润，根据受力云图受力趋势对以上配重支架进行结构简化，简化后的模型如图2所示。
用同样的载荷以及网格自动划分的方法建立有限元模型，并对模型在以上两种危险工况下进行有限元分析。
经分析，两种危险工况下配重支架受到的最大应力都出现在左右两侧主板横截面变化最大的地方，并且都不满足设计要求。因此在不影响整机安装的情况下对该板的宽度进行优化。
对左右两侧主板最小截面的宽度进行优化，不同宽度变化，配重支架所受的最大应力如表3所示：
从优化结果可以看出，尾架的最大应力与左右两主板的宽度有直接关系，宽度从200mm增大到320mm，最大应力在逐渐减小，280mm以后应力变化不大。因此经优化以后板的宽度更改为280mm。
经优化以后，除焊缝外最大应力出现的位置与预测结果相符，两种危险工况下的安全系数分别为n=4.36和n=5.75分别符合配重支架的强度设计要求。
经简化以后叉车配重支架的受力情况优于简化以前，配重支架的重量从简化前的513Kg降为简化后的403Kg。不仅简化了工艺难度还降低了生产成本，达到了期望的目的。
6 结语
有限元分析可以用于叉车的前期设计，通过分析结果可以提前发现问题，并能简化结构实现产品的最优设计，降低成本，缩短开发周期。
参考文献：
[1]陶元芳，卫良宝 叉车构造与设计[M]机械工业出版社 2010.2.1
[2]杨玉栋，李立顺，张成林，李国伟 基于UG的折叠式叉车车架有限元静态分析[J] 科学技术与工程 2009
[3]浦广益 ansys Workbench 12基础教程与实例详解[M] 水利水电出版社 2013
[4]刘鸿文 材料力学[M] 高等教育出版社 2004＼
[5]薛大维，赵雨旸 客车车架有限元静力学分析[J] 哈尔滨工业大学学报 2006
作者简介：周伟伟，女，中级工程师、助教，1984年10月出生、硕士学位，单位：淄博职业学院汽车工程系，单位所在地：山东淄博，
关键词：物流机械 叉车车架 叉车尾架 静力分析 优化设计 有限单元法
0 引言
叉车配重支架承载着发动机、平衡重等关键部件，承受作用在其上各种力和力矩，其刚度强度也影响着整机的性能，由于叉车的工况比较复杂，同时配重支架的受力情况也相对复杂，无法利用数学方法对其受力情况进行精确的计算，因此随着计算机的发展，利用有限元方法已成为国内外解决复杂结构静力分析的重要手段，并能大大的缩短产品开发周期。
1 叉车配重支架有限元模型的建立
叉车配重支架有限元模型的建立是对模型进行有限元计算的基础，也是能否计算出准确结果的关键。
1.1 建立实体模型
本文研究的叉车配重支架是由很多钢板经焊接组成的，利用ProE软件绘制叉车配重支架模型，并对模型结构进行适当的简化，从而缩短计算时间，降低计算成本。
将简化好的配重支架模型利用stp接口导入到ansys workbench环境中，如图1所示：
1.2定义材料属性
叉车配重支架材料一般为Q235和Q345，除左右两侧板材料为Q345外其余均为Q235，许用应力分别为235Mpa和345Mpa。
1.3划分网格
尾架模型利用CAE分析软件自动化分网格，划分后共有18013个节点，4905个单元。
2 添加边界条件并施加载荷
2.1 边界条件
根据叉车配重支架的实际受力情况，可将配重支架与左右车架焊接的部位视为固定铰支座。
2.2 施加载荷[1]
叉车的配重支架主要承受来自发动机、水箱、配重等关键部件的力和力矩，受力情况比较复杂。为了降低分析难度，提高分析精度可根据叉车整机在不同工况下前后桥的载荷分布情况对配重支架进行受力分析。满载时后桥受力约为整机重量的10%，空载时后桥受力约为整机重量的60%，该10吨叉车整机重量为12.8t，经计算满载时后桥受力大小约为2.28吨，空载时后桥受力约为7.86吨，叉车工作时另一种极限工况是叉车在受到冲击载荷时后桥脱离地面的情况，此时后桥不受力仅有主副配重作用到配重支架上，配重支架所受合力大约为4.7吨，根据以上分析只要配重支架在空载以及后桥在受到冲击载荷刚好离开地面这两种危险工况下符合强度要求即可满足叉车配重支架设计要求。
以上两种工况下配重支架所受的載荷如表所示：
3 配重支架危险工况下有限元分析[5]
经对车架有限元模型的网格，载荷以及边界条件进行仔细的检查无误后，对其进行后处理求解分析，利用系统的“自动”求解算法进行求解分析。
根据有限元分析得出空载工况和后桥刚离开地面两种危险工况下的应力云图和应变云图。
4 结果分析
在空载状态下配重支架的最大应力在左右支撑板的焊缝处为94.365Mpa，此最大应力是由于添加焊缝造成的，可忽略，因此最大应力出现在左右主板横截面变化较大处，约为64Mpa，最大变形量出现在配重支架主板附近为0.42006mm，出当后桥刚好离开地面时，最大应力出现在配重挂耳处为69.274MPa，最大变形量也出现在配重支架挂耳处为0.49569mm。
根据叉车的受力情况可知，有限元分析结果与预测结果是相符的。
4.1 强度校核[1、2]
由分析结果可知，配重支架在两种危险工况下最大应力分别为64MPa和69.274Mpa，远小于左右主板和配重挂耳所用材料Q345钢的屈服极限345Mpa，根据安全系数计算公式 ，可计算处两种工况下的安全系数分别为5.39和4.98，对于配重支架，当n>2.5时，说明在该工况下是符合强度要求的，否则就有可能发生强度破坏，本文研究的车架安全系数均小于2.5，因此配重支架的结构强度完全满足设计要求。
5 结构优化
以上配重支架符合刚度强度要求，但是结构相对复杂，无疑增加了焊接成本、工艺难度和材料成本，为减小以上弊端增加产品利润，根据受力云图受力趋势对以上配重支架进行结构简化，简化后的模型如图2所示。
用同样的载荷以及网格自动划分的方法建立有限元模型，并对模型在以上两种危险工况下进行有限元分析。
经分析，两种危险工况下配重支架受到的最大应力都出现在左右两侧主板横截面变化最大的地方，并且都不满足设计要求。因此在不影响整机安装的情况下对该板的宽度进行优化。
对左右两侧主板最小截面的宽度进行优化，不同宽度变化，配重支架所受的最大应力如表3所示：
从优化结果可以看出，尾架的最大应力与左右两主板的宽度有直接关系，宽度从200mm增大到320mm，最大应力在逐渐减小，280mm以后应力变化不大。因此经优化以后板的宽度更改为280mm。
经优化以后，除焊缝外最大应力出现的位置与预测结果相符，两种危险工况下的安全系数分别为n=4.36和n=5.75分别符合配重支架的强度设计要求。
经简化以后叉车配重支架的受力情况优于简化以前，配重支架的重量从简化前的513Kg降为简化后的403Kg。不仅简化了工艺难度还降低了生产成本，达到了期望的目的。
6 结语
有限元分析可以用于叉车的前期设计，通过分析结果可以提前发现问题，并能简化结构实现产品的最优设计，降低成本，缩短开发周期。
参考文献：
[1]陶元芳，卫良宝 叉车构造与设计[M]机械工业出版社 2010.2.1
[2]杨玉栋，李立顺，张成林，李国伟 基于UG的折叠式叉车车架有限元静态分析[J] 科学技术与工程 2009
[3]浦广益 ansys Workbench 12基础教程与实例详解[M] 水利水电出版社 2013
[4]刘鸿文 材料力学[M] 高等教育出版社 2004＼
[5]薛大维，赵雨旸 客车车架有限元静力学分析[J] 哈尔滨工业大学学报 2006
作者简介：周伟伟，女，中级工程师、助教，1984年10月出生、硕士学位，单位：淄博职业学院汽车工程系，单位所在地：山东淄博，