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采用三維建模軟件Pro/E建立叉車車架幾何模型，在Workbench中進(jìn)行有限元分析時(shí)，既要保證分析結(jié)果的準(zhǔn)確性，又要將計(jì)算量控制在一定范圍內(nèi)。雖然模型越接近實(shí)體，計(jì)算結(jié)果越準(zhǔn)確，但結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，劃分網(wǎng)格時(shí)所需要的單元就越多，分析時(shí)占用的資源也就越多，因此在保證計(jì)算結(jié)果準(zhǔn)確性的前提下通常需要對(duì)模型進(jìn)行一些簡(jiǎn)化。 建立實(shí)體模型時(shí)，可以忽略車架中對(duì)計(jì)算結(jié)果影響較小的圓角、工藝孔等特征，這樣既減小了計(jì)算量，又提高分析效率，簡(jiǎn)化后的模型如圖1所示。
將在Pro/E中建立的車架模型保存為X-T格式，并將其導(dǎo)入ANSYS Workbench中，根據(jù)有限元和結(jié)構(gòu)分析理論可知，考慮到部分零件厚度較大，不適合采用板殼單元?jiǎng)澐郑⒂邢拊Ｐ蜁r(shí)可以采用板殼單元與實(shí)體單元混合劃分或者全部采用實(shí)體單元?jiǎng)澐值姆椒ā２捎冒鍤卧c實(shí)體單元混合劃分的方法可能會(huì)由于2種單元自由度耦合產(chǎn)生的誤差降低分析結(jié)果的準(zhǔn)確性，因此采用實(shí)體單元?jiǎng)澐值姆椒�，為提高�?jì)算精度，使用六面體為主的網(wǎng)格控制方式進(jìn)行網(wǎng)格劃分，建立的車架有限元模型如圖2所示，包括39258個(gè)單元，191355個(gè)節(jié)點(diǎn)，圖3為后車架有限元模型。
該叉車額定起重量為3 t，最大起升高度為3 m。叉車工作時(shí)存在多種工況，本文選取一種較惡劣的工況進(jìn)行分析，即叉車門架前傾6°且達(dá)到最大起升高度3 m時(shí)的工況分析。將車架作為一個(gè)整體考慮，可將車架與前橋鉸接處作為一個(gè)固定鉸支座，在ANSYS Workbench中以cylindrical support的形式施加，約束其軸向和徑向位移；車架與后車橋約束，可以用displacement來(lái)約束其垂直方向的位移。
車架整體自身的重力可以通過(guò)standard earth gravity的形式施加，其余載荷施加情況如表1所示。
各載荷計(jì)算過(guò)程及施加方式：
①駕駛室重量為562 kg，假設(shè)駕駛員的重量為70 kg，計(jì)算得知駕駛員和駕駛室對(duì)車架的作用力約為6193 N，駕駛室的質(zhì)心位置可以通過(guò)Pro/E軟件得知，因此駕駛室對(duì)車架的作用力可用remote force的形式施加。
②發(fā)動(dòng)機(jī)重力通過(guò)force的形式分別平均施加在2個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)支架的上表面，通過(guò)理論分析可計(jì)算出作用力為1493 N。
③叉車尾部平衡重塊對(duì)后車架的作用力可以通過(guò)Pro/E測(cè)配重的重心位置，然后通過(guò)靜力分析得出4個(gè)支點(diǎn)的支反力，其中，作用在螺栓上的支反力為5899 N， 作用在兩側(cè)板上的配重塊的支反力為3006 N，通過(guò)force形式施加。
④傾斜油缸對(duì)車架的拉力可以通過(guò)對(duì)門架的靜力分析得到，在門架前傾6°且達(dá)到最大起升高度3 m時(shí)的工況下， 通過(guò)理論力學(xué)分析計(jì)算得到單個(gè)油缸對(duì)車架的作用力為37253 N，通過(guò)force形式施加。邊界條件施加后的模型如圖4所示。
在叉車門架前傾6°且達(dá)到最大起升高度3 m的工況下，車架整體的應(yīng)力云圖如圖5所示。由圖5可知車架整體的最大應(yīng)力位于與傾斜油缸鉸接的吊耳處，最大值為227.72 MPa。車架整體的變形云圖如圖5所示，由圖5可知，車架的最大變形也位于與傾斜油缸鉸接的吊耳上，最大變形量為0.51217 mm。 吊耳材料為Q345，其屈服極限為345 MPa，對(duì)于塑性材料，其安全系數(shù)通常取1.5，則Q345的許用應(yīng)力為230 MPa，因此最大應(yīng)力小于材料的許用應(yīng)力，吊耳是安全的。
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