針對SCS系列汽車(chē)衡承載架,使用ANSYS有限元分析軟件,建立了汽車(chē)衡承載架有限元計算模型，進(jìn)行了靜態(tài)應力分析,得到承載架在不同工況下的位移及應力分布云圖，找出了承載架的危險部位；對承載架進(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)對汽車(chē)的固有頻率和承載架的固有頻率進(jìn)行對比,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(chēng)重精度。計算分析為汽車(chē)衡承載架的改型設計提供了參考依據。

1.引言

隨著(zhù)國民經(jīng)濟和科學(xué)技術(shù)的飛躍發(fā)展，汽車(chē)衡這種快速、準確、自動(dòng)稱(chēng)量可靠性高的計量器具,越 來(lái)越多地應用于企業(yè)、商貿港口、倉儲等領(lǐng)域,在物料 管理等方面起到了重要作用m。承載架是汽車(chē)衡的 主要承載部件,工作中要承擔汽車(chē)及承載質(zhì)量的全部 載荷,這對汽車(chē)衡的承載能力提出了更高要求，筆者 針對SCS系 列汽車(chē)衡承載架進(jìn)行了動(dòng)靜態(tài)有限元分析計算。

2.承載架建模

SCS系列汽車(chē)衡承載架通過(guò)裝板和感應器由螺 栓相連接,然后將相應的4個(gè)稱(chēng)重感應器進(jìn)行與地面 的固定約束。汽車(chē)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(chē)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(cháng)度的1/800 ~1/1000,選擇縱向長(cháng)度作 為強度檢驗標準，其額定載荷50 t,極限載荷為100 t4。電子衡承載架結構各個(gè)部分的幾何形狀、具體 尺寸由實(shí)地測量獲得，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 成的結構,故將承載架劃分成板單元,在截面變化區 域和可能出現應力集中的地方采用細化處理。整個(gè) 承載架被離散為125 007個(gè)面單元,41 637個(gè)節點(diǎn), 單元類(lèi)型為shell181,經(jīng)劃分后的有限元模型如圖2。

（2）約束處理汽車(chē)衡承載架主要受4個(gè)傳感 器垂直向上的四點(diǎn)約束，計算時(shí)為防止產(chǎn)生剛性位 移,對其中2個(gè)點(diǎn)進(jìn)行了水平方向的約束（對其中一 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)生橫向拉壓應力。

（3）承載架受力分析實(shí)車(chē)靜止工況下,據分析得出車(chē)輪與承載架的總接觸面積為0. 24 m2,經(jīng)計 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(chē)衡主要參數大噸位的SCS 系列汽車(chē)衡的額定重量為50 t,極限重量為100 t,稱(chēng) 量方式采用靜態(tài)整車(chē)計量，臺面整體結構尺寸為9 000mm X 3000 mm x400 mm,傳感器數量為4個(gè)。

材料屬性汽車(chē)電子衡承載架材料為 Q235,材料的抗拉強度為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.承載架結構的有限元分析

3.1靜態(tài)分析

承載架靜力分析的目的，一方面是計算承載架在 最大靜態(tài)工作壓力下承載架各部分的應力，以保證所 受應力不超過(guò)材料的極限強度；另一方面，計算其各 部分的變形,保證其變形滿(mǎn)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(chē)后輪的接觸面上,如圖4所示。從 安全角度出發(fā)，取縱向長(cháng)度的1/1000作為校核指 標4 ,即9 mm。兩種工況下最大變形均小于9 mm, 滿(mǎn)足承載架變形指標要求。

應力分析加載50 t時(shí)的最大應力為170 MPa,最大應力分布在承載架與載重車(chē)輪的接觸面 上,4個(gè)傳感器位置也出現了應力集中的現象，但沒(méi)有超過(guò)屈服極限強度235 MPa,如圖5所示。加載 100 t時(shí),承載架最大應力分布在載重車(chē)輪與承載架 相接觸的衡架面上，最大等效應力為294MPa,承載 架與載重車(chē)后輪接觸位置應力最大,4個(gè)傳感器位置 出現應力集中現象，超過(guò)屈服極限強度，處于危險狀 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(cháng)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

當汽車(chē)發(fā)動(dòng)機的振動(dòng)頻率在一定條件下與承載 架結構的某一固有頻率接近甚至相同，會(huì )發(fā)生承載架 結構的共振,并產(chǎn)生較高的動(dòng)應力，導致承載架的破 壞。共振還會(huì )導致承載架結構中部出現較大應力幅, 產(chǎn)生超出允許范圍的大變形,這嚴重影響承載架結構 的剛度和疲勞強度。因此，防止承載架結構產(chǎn)生共振 能有效保證汽車(chē)衡的稱(chēng)重性能。承載架結構有限 元模態(tài)分析結果如表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。 汽車(chē)的振動(dòng)頻率隨發(fā)動(dòng)機激振,一般貨車(chē)固有頻率在 8 ~20 Hz之間M。因此，在承載架正常工作時(shí),對承 載架的振動(dòng)影響較小,避免了整體共振現象。該承載 架振型主要表現為彎曲振動(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,當受到激勵較大時(shí)對承載架的正常工作有影響。

4.結論

對汽車(chē)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力云圖，為改 進(jìn)承載架的結構設計提供了科學(xué)依據。

由靜態(tài)分析可知，在實(shí)車(chē)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)應盡量避免超負 荷受載。模態(tài)分析結果表明，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(chē)振動(dòng)激勵發(fā)生共振，具有較好的頻率 特性。