針對(duì)SCS系列汽車衡承載架,使用ANSYS有限元分析軟件,建立了汽車衡承載架有限元計(jì)算模型，進(jìn)行了靜態(tài)應(yīng)力分析,得到承載架在不同工況下的位移及應(yīng)力分布云圖，找出了承載架的危險(xiǎn)部位；對(duì)承載架進(jìn)行了模態(tài)分 析,得到承載架各階固有頻率及固有振型，重點(diǎn)對(duì)汽車的固有頻率和承載架的固有頻率進(jìn)行對(duì)比,得出不同頻率下的 振動(dòng)振型，以避免發(fā)生共振而提高稱重精度。計(jì)算分析為汽車衡承載架的改型設(shè)計(jì)提供了參考依據(jù)。

1.引言

隨著國(guó)民經(jīng)濟(jì)和科學(xué)技術(shù)的飛躍發(fā)展，汽車衡這種快速、準(zhǔn)確、自動(dòng)稱量可靠性高的計(jì)量器具,越 來(lái)越多地應(yīng)用于企業(yè)、商貿(mào)港口、倉(cāng)儲(chǔ)等領(lǐng)域,在物料 管理等方面起到了重要作用m。承載架是汽車衡的 主要承載部件,工作中要承擔(dān)汽車及承載質(zhì)量的全部 載荷,這對(duì)汽車衡的承載能力提出了更高要求，筆者 針對(duì)SCS系 列汽車衡承載架進(jìn)行了動(dòng)靜態(tài)有限元分析計(jì)算。

2.承載架建模

SCS系列汽車衡承載架通過(guò)裝板和感應(yīng)器由螺 栓相連接,然后將相應(yīng)的4個(gè)稱重感應(yīng)器進(jìn)行與地面 的固定約束。汽車衡實(shí)際工況為空間四點(diǎn)支撐,屬于 靜不定支撐方式。按照汽車衡承載架的技術(shù)要求,承 載架承受額定載荷時(shí)的允許最大彎曲變形不得超過(guò) 承載架縱向長(zhǎng)度的1/800 ~1/1000,選擇縱向長(zhǎng)度作 為強(qiáng)度檢驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)，其額定載荷50 t,極限載荷為100 t4。電子衡承載架結(jié)構(gòu)各個(gè)部分的幾何形狀、具體 尺寸由實(shí)地測(cè)量獲得，然后使用ANSYS10.0建立有限元模型。模型如圖1所示。

(1)網(wǎng)格劃分本承載架是空間薄壁梁和板組 成的結(jié)構(gòu),故將承載架劃分成板單元,在截面變化區(qū) 域和可能出現(xiàn)應(yīng)力集中的地方采用細(xì)化處理。整個(gè) 承載架被離散為125 007個(gè)面單元,41 637個(gè)節(jié)點(diǎn), 單元類型為shell181,經(jīng)劃分后的有限元模型如圖2。

（2）約束處理汽車衡承載架主要受4個(gè)傳感 器垂直向上的四點(diǎn)約束，計(jì)算時(shí)為防止產(chǎn)生剛性位 移,對(duì)其中2個(gè)點(diǎn)進(jìn)行了水平方向的約束（對(duì)其中一 個(gè)點(diǎn)施加了 2個(gè)水平方向的約束,另外一個(gè)點(diǎn)施加了 1個(gè)水平方向的約束），使承載架整體在水平方向上 為靜定約束,不產(chǎn)生橫向拉壓應(yīng)力。

（3）承載架受力分析實(shí)車靜止工況下,據(jù)分析得出車輪與承載架的總接觸面積為0. 24 m2,經(jīng)計(jì) 算,在承載架分別受50 t額定載荷和100 t極限載荷 的情況下,承載架與輪胎接觸部位所受的分布載荷分 別為 2.04 MPa、4.08 MPa。

SCS系列汽車衡主要參數(shù)大噸位的SCS 系列汽車衡的額定重量為50 t,極限重量為100 t,稱 量方式采用靜態(tài)整車計(jì)量，臺(tái)面整體結(jié)構(gòu)尺寸為9 000mm X 3000 mm x400 mm,傳感器數(shù)量為4個(gè)。

材料屬性汽車電子衡承載架材料為 Q235,材料的抗拉強(qiáng)度為375 ~ 500 MPa,泊松比為 0.3,屈服極限為235 MPa;彈性模量為210 GPa;材料密度為 7.85 x10-6kg/mm3。

3.承載架結(jié)構(gòu)的有限元分析

3.1靜態(tài)分析

承載架靜力分析的目的，一方面是計(jì)算承載架在 最大靜態(tài)工作壓力下承載架各部分的應(yīng)力，以保證所 受應(yīng)力不超過(guò)材料的極限強(qiáng)度；另一方面，計(jì)算其各 部分的變形,保證其變形滿足承載架的變形要求。

變形分析加載50 t時(shí)最大變形1.66 mm, 局部最大變形發(fā)生在承載架中部位置，如圖3所示。 加載100 t時(shí)最大變形2. 46 mm,整體最大變形發(fā)生 在承載架與載重車后輪的接觸面上,如圖4所示。從 安全角度出發(fā)，取縱向長(zhǎng)度的1/1000作為校核指 標(biāo)4 ,即9 mm。兩種工況下最大變形均小于9 mm, 滿足承載架變形指標(biāo)要求。

應(yīng)力分析加載50 t時(shí)的最大應(yīng)力為170 MPa,最大應(yīng)力分布在承載架與載重車輪的接觸面 上,4個(gè)傳感器位置也出現(xiàn)了應(yīng)力集中的現(xiàn)象，但沒(méi)有超過(guò)屈服極限強(qiáng)度235 MPa,如圖5所示。加載 100 t時(shí),承載架最大應(yīng)力分布在載重車輪與承載架 相接觸的衡架面上，最大等效應(yīng)力為294MPa,承載 架與載重車后輪接觸位置應(yīng)力最大,4個(gè)傳感器位置 出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象，超過(guò)屈服極限強(qiáng)度，處于危險(xiǎn)狀 態(tài),如圖6所示。所以，承載瞬間處于極限載荷是允 許的,但不能長(zhǎng)時(shí)間承受極限載荷，否則會(huì)引起承載 架和傳感器的破壞。

3. 2模態(tài)分析

當(dāng)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)頻率在一定條件下與承載 架結(jié)構(gòu)的某一固有頻率接近甚至相同，會(huì)發(fā)生承載架 結(jié)構(gòu)的共振,并產(chǎn)生較高的動(dòng)應(yīng)力，導(dǎo)致承載架的破 壞。共振還會(huì)導(dǎo)致承載架結(jié)構(gòu)中部出現(xiàn)較大應(yīng)力幅, 產(chǎn)生超出允許范圍的大變形,這嚴(yán)重影響承載架結(jié)構(gòu) 的剛度和疲勞強(qiáng)度。因此，防止承載架結(jié)構(gòu)產(chǎn)生共振 能有效保證汽車衡的稱重性能。承載架結(jié)構(gòu)有限 元模態(tài)分析結(jié)果如表1所列。

該承載架在前6階模態(tài)振型中全部為承載架的 整體振動(dòng),模態(tài)頻率分布在0. 04 ~ 0. 16 Hz范圍內(nèi)。 汽車的振動(dòng)頻率隨發(fā)動(dòng)機(jī)激振,一般貨車固有頻率在 8 ~20 Hz之間M。因此，在承載架正常工作時(shí),對(duì)承 載架的振動(dòng)影響較小,避免了整體共振現(xiàn)象。該承載 架振型主要表現(xiàn)為彎曲振動(dòng)、扭曲振動(dòng)和彎扭組合振 動(dòng)。通常承載架中部振幅較大，承載架兩端振幅較 小,當(dāng)受到激勵(lì)較大時(shí)對(duì)承載架的正常工作有影響。

4.結(jié)論

對(duì)汽車衡承載架進(jìn)行靜態(tài)分析,得出承載架 在工作載荷下的變形分布云圖和等效應(yīng)力云圖，為改 進(jìn)承載架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供了科學(xué)依據(jù)。

由靜態(tài)分析可知，在實(shí)車靜載100 t極限載荷工 況下,承載架的最大變形在承載架支撐部位局部應(yīng)力 超過(guò)了屈服極限，可通過(guò)增大支撐面的方法解決，但 從安全角度考慮，建議在實(shí)際使用時(shí)應(yīng)盡量避免超負(fù) 荷受載。模態(tài)分析結(jié)果表明，承載架固有頻率分布較 均勻，其頻率分布在0.04 ~0. 16 Hz。該系列承載架 不會(huì)與汽車振動(dòng)激勵(lì)發(fā)生共振，具有較好的頻率 特性。