某型号内燃叉车车架振动分析及优化

蓝毅生

（林德（中国）叉车有限公司，福建 厦门 361000）

0 引言

叉车是重要的物料搬运机械设备，利用货叉取物，在液压起升作用下，对货物进行升降和拖取，启动车胎行走机构后开始搬运货物[1]。车架作为叉车的承载基本结构，刚度和强度均对叉车安全作业影响较大。在实际作业中，因叉车车架振动较为严重，降低了叉车稳定性[2]。为了优化车架，提高车架稳定性，该文通过构建车架模型，分析车架振动情况，提出优化减震方案。

1 内燃叉车车架模型的构建

由于车架前横向连接较弱，后向连接较强，且受力板厚度数值较大，导致建模存在细节问题[3]。该文融入几何模型处理技术，对车架模型进行优化处理，消除孔洞、小边等常见问题。如图1 所示为车架模型。

图1 车架模型

2 内燃叉车车架振动分析

在实际作业过程中，叉车处于非自由状态，车架附加结构导致整体重量增加，对其固有频率影响较大，该文在分析车架振动时，将这部分重量计入其中。为了便于分析，以主要附加重量为主，忽略次要因素增加的附加重量。该研究叉车主要附加质量包括发动机和配重，重量分别为255 kg、855 kg。

该研究添加附加重量的方式为质量点添加，即在分析车架自动振动特性时增加重量，从而明确模型构建重量体。关于发动机附加重量分析，其重量数值为225 kg，对应的坐标为（-0.95，0.19，-0.03）；关于配重附加重量分析，其重量数值为855 kg，对应的坐标为（-1.66，0.34，0）。

在保持边界条件、材料参数、有限元网络等多个条件保持不变，采用上述附加重量分析法，探究附加重量添加情况下的车架振动情况。通过模拟计算，得到车架模态频率数值，见表1。

表1 车架模态频率数值

通过观察表1 中的数据可知，车架前2 个阶段振动类型为整体变形模态，所以产生的频率较小，从第3 阶段开始振动频率开大幅度增加，这些阶段车架振动类型为局部变形模态，对叉车的振动影响不是很大。

在叉车作业的过程中，车架之所以会出现振动现象是因为其需要承受外部激励和内部激励。当车架某一频率与激振频率吻合时，将形成共振。除此之外，路面不平整也会造成振动，当路面不平度空间记为Ω/m-1，叉车行驶速度v/ms-1，则对应的输入时间频率为

式中，v为行驶速度；Ω为路面不平度。

假设路面不平度波长记为D，则激励频率大小为：

公式（2）中，Dmin代表路面不平度对应最小波长值，vmax代表最大行驶速度，在空载情况下叉车行驶速度为14.5 km/h。由于叉车内部结构与普通车辆存在较大差异，所以在特殊路况下行驶时，仅分析搓板路、未铺装路、平坦路3 种情况即可。该研究对这3 种情况进行测试分析，得到测试结果。表2 为不同度波长与激励频率。

表2 不同度波长与激励频率

该研究叉车发动机怠速转运模式下生成的激励频率数值为28.4 Hz，该数值与实际作业过程中第1 阶段模态频率数值相近。考虑到实际作业过程中的叉车发动机转速与建模转速存在一定偏差，所以在怠速模式下形成共振，最终引发叉车车架剧烈振动。

3 内燃叉车车架优化减震设计

3.1 优化流程

依据前文分析可知，叉车发动机怠速转运模式下激励频率数值与实际作业过程中第1 阶段模态频率数值相近，所以可以将第1 阶段频率调整作为内燃叉车车架优化研究切入点。按照此研究思路，该文采用单步优化法，主要对叉车作业第1 阶段频率进行优化，从而达到提高车架低频动态特性的目的。拟定优化流程如下。

第一步：以叉车第1 阶段频率变化为依据，对车架减震模型设计变量进行初始化处理。

第二步：通过分析各个变量之间的关系，构建参数化结构模型。

第三步：将车架第1 阶段频数值代入模型中加载参数，通过计算分析求解数值。

第四步：根据计算结果特征，从中提取车架模型中板件厚度优化变量，并标明。

第五步：设置评价标准，按照此标准对优化参数进行评价，如果结果为“最优”，则执行第六步，反之，修正优化模型变量，并返回第二步。

第六步：生成最优优化减震设计模型及变量，退出迭代优化处理。

第七步：叉车作业第1 阶段频率优化结果，并采取一定处理。

3.2 变量取值

为了尽可能地减小车架固有频率，该研究以第1 阶段频率振动作为主要优化对象，通过减轻车架重量，实现振动频带优化，设计变量为车架板件厚度，包括d1、d2、d3，设置这3 个板件初始厚度为12 mm、14 mm、14 mm，优化变化范围10 mm～15 mm， 3 个板块均设置2 个取值，即10 mm、15 mm，形成8 组样本空间。变量取值，见表3。

表3 变量取值

通过观察表3 中的f1 频率值可知，d1 对车架整体结构频率影响较小，且该数值的增加，不仅不会提高频率，还会使得频率有所降低。d2 和d3 对车架结构频率造成的影响与d1 特性相反，车架频率值随着厚度的增加而提高。综合对比表3 中的8 组数值及计算结果，编号为4 的点频率最大，对应3 个板件厚度参数依次为10 mm、15 mm、15 mm，此时第1 阶段模态频率大小为29.5 Hz，该数值高于怠速运转模式下28.7 Hz，成功避开了发动机激励频率，降低了车架发生振动可能性，在一定程度上改善了车架振动。

4 优化验证

为了验证上述优化设计方案的可靠性，该文对优化前后叉车的振动进行测试，以加速度作为测量指标。在测试跑道上设置2 个障碍物，高度为10 mm，宽度为150 mm，车辆行驶速度为10 km/h，载荷为900 kg。如图2 所示为叉车测量位置与方向。

图2 叉车测量位置与方向

图2 是对叉车垂直方向加权均方根数值进行测定，连续测定多次，当偏差系数不足0.15 时，结束测量。按照以下公式来测量振动加速度，结果见表4、见表5。

表5 优化前后叉车振动加速度测量对比统计结果

综合观察表4 和表5 中的测试结果可知，优化后车架振动加权数值为0.69 m/s2，较未优化前有所改进，并且振动变化幅度下降了53.2%。由此推断，该文设计的内燃叉车车架优化减震设计方案具有较好的减震功能，符合优化设计需求。

5 结语

该文围绕内燃叉车车架振动问题展开研究，通过构建车架模型，对车架振动特性进行分析，提出优化设计方案。该方案采用单步优化法，主要对叉车作业第1 阶段频率进行优化，以此提高车架低频动态特性。测试结果表明，该文设计的车架优化方案可以有效降低振动幅度，有助于提高车架稳定性。