一臺6t側面叉車在使用過程中出現(xiàn)了傳動鏈條斷裂現(xiàn)象。
　　1、傳動鏈條斷裂原因
　　針對傳動鏈條斷裂可能的原因進行逐一分析，結果如下：
　　(1)考慮到傳動鏈條可能存在質(zhì)量問題，對斷裂鏈條的鏈板、銷軸進行了機械性能檢測；對鏈條的拉伸載荷進行了檢測。結果表明鏈條符合設計要求。
　　(2)對作業(yè)現(xiàn)場的鏈輪、鏈輪箱、傳動軸進行了檢測分析。分析結果是鏈輪、鏈輪箱部分項目不符合設計要求，但不是產(chǎn)生鏈條斷裂的主要原因。
　　(3)對鏈條傳動速度、鏈條選型進行了設計校核。結果發(fā)現(xiàn)鏈條傳動存在設計問題。經(jīng)過分析，筆者認為這是產(chǎn)生鏈條斷裂的主要原因。
　　6t側面叉車傳動系統(tǒng)組成及動力傳遞：發(fā)動機――變速器――鏈輪箱――傳動軸――主減速器――輪邊減速器――車輪。
　　柴油機：額定轉速2200r/min，額定功率55kw。鏈輪箱：主動鏈輪23個齒，從動鏈輪26個齒，減速比為1.13，鏈條為12A型滾子鏈。主減速器：選用合力5～7t叉車主減速器，減速比6.33。輪邊減速器：選用合力5～7t叉車輪邊減速器，減速比4.25。前進Ⅰ擋/后退Ⅰ擋總減速比為49.28，前進Ⅱ擋/后退Ⅱ擋總減速比為15.99。
　　通過校核計算，單排鏈條傳遞功率為17.62kW，小鏈輪最高轉速為4182r/min。根據(jù)單排鏈條傳遞功率及小鏈輪最高轉速，按《機械設計手冊》中ISO A系列滾子鏈功率曲線圖選取鏈條型號。由于小鏈輪最高轉速太高無法選取合適的鏈條。在咨詢了專業(yè)鏈條廠的技術人員后，得知12A型鏈條的速度應不高于12m/min，而實際使用中卻高達29.3m/min。鏈條速度過高會引起鏈條斷裂、鏈片脫落、銷軸咬合等等問題，因此可以斷定側面叉車鏈條傳動設計所選取的12A型鏈條不合理，存在鏈條斷裂危險。
　　2、傳動系結構改進
　　由于已經(jīng)確認6t側面叉車是因為傳動鏈條傳動速度太快導致傳動鏈斷裂，必須對原傳動系統(tǒng)進行改進，在行駛速度合理的前提下，適當降低小鏈輪最高轉速。在鏈條傳動前增加一級齒輪減速以降低小鏈輪轉速，增加鏈條傳動的減速比，去掉原驅動橋上的輪邊減速機構。
　　6t側面叉車傳動系統(tǒng)組成由原來改為：發(fā)動機――變速器――齒輪減速――鏈輪箱――傳動軸――主減速器――車輪?！　?
　　齒輪減速：重新設計，一級齒輪減速，減速比為3.04。鏈輪箱：主動鏈輪23個齒，從動鏈輪32個齒，減速比為1.39，鏈條為12A型滾子鏈。主減速器：合力5～7t叉車主減速器，減速比6.33。
　　前進Ⅰ擋/后退Ⅰ擋總減速比為14.07，前進Ⅱ擋/后退Ⅱ擋總減速比為43.36。
　　根據(jù)《機械設計手冊》中滾子鏈傳動設計計算對6t側叉的鏈傳動進行設計校核，單排鏈條傳遞功率為17.62kw，小鏈輪最高轉速為1375r/min。
　　根據(jù)單排鏈條傳遞功率及小鏈輪最高轉速，按《機械設計手冊》中有關滾子鏈功率曲線圖選取鏈條型號，選取12A型滾子鏈，鏈條速度則降至9.98m/min。對所選的12A型滾子鏈進行了靜強度計算、耐疲勞工作能力計算、耐磨損工作能力計算及抗咬合工作能力計算，均能滿足使用要求。
　　傳動系統(tǒng)改進后的6t側面叉車進行了100h強化試驗，鏈條傳動系統(tǒng)沒有發(fā)現(xiàn)任何問題。改進后的6t側面叉車用戶已使用近一年時間，沒有出現(xiàn)一例類似故障。