楊國軍，石林榕，安軍芳，2，王麗娟，戴 飛，張鋒偉

(1.甘肅農(nóng)業(yè)大學工學院，甘肅 蘭州 730070;2.甘肅省農(nóng)業(yè)機械鑒定站，甘肅 蘭州 730046)

1 引言

隨著國民經(jīng)濟和科學技術的飛躍發(fā)展，電子汽車衡這種快速、準確、自動稱量可靠性高的計量器具，越來越多地應用于企業(yè)、商貿(mào)港口、倉儲等領域，在物料管理等方面起到了重要作用［1］。承載架是汽車衡的主要承載部件，工作中要承擔汽車及承載質量的全部載荷，這對汽車衡的承載能力提出了更高要求，筆者針對蘭州金和電子衡器有限責任公司生產(chǎn)的SCS系列汽車衡承載架進行了動靜態(tài)有限元分析計算。

2 承載架建模

SCS系列汽車衡承載架通過裝板和感應器由螺栓相連接，然后將相應的4個稱重感應器進行與地面的固定約束。汽車衡實際工況為空間四點支撐，屬于靜不定支撐方式。按照汽車衡承載架的技術要求，承載架承受額定載荷時的允許最大彎曲變形不得超過承載架縱向長度的1/800～1/1000，選擇縱向長度作為強度檢驗標準，其額定載荷50 t，極限載荷為100 t［4］。電子衡承載架結構各個部分的幾何形狀、具體尺寸由實地測量獲得，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(qū)域和可能出現(xiàn)應力集中的地方采用細化處理。整個承載架被離散為125007個面單元，41637個節(jié)點，單元類型為shell181，經(jīng)劃分后的有限元模型如圖2。

圖1 承載架三維實體模型

圖2 網(wǎng)格劃分

(2)約束處理 汽車衡承載架主要受4個傳感器垂直向上的四點約束，計算時為防止產(chǎn)生剛性位移，對其中2個點進行了水平方向的約束(對其中一個點施加了2個水平方向的約束，另外一個點施加了1個水平方向的約束)，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。

(4)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)整車計量，臺面整體結構尺寸為9000 mm×3000 mm×400 mm，傳感器數(shù)量為4個。

(5)材料屬性 汽車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 ×10－6kg/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，保證其變形滿足承載架的變形要求［7］。

(1)變形分析 加載50 t時最大變形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，滿足承載架變形指標要求。

圖3 承載50 t時位移變形

圖4 承載100 t時位移變形

(2)應力分析 加載50 t時的最大應力為170 MPa，最大應力分布在承載架與載重車輪的接觸面上，4個傳感器位置也出現(xiàn)了應力集中的現(xiàn)象，但沒有超過屈服極限強度235 MPa，如圖5所示。加載100 t時，承載架最大應力分布在載重車輪與承載架相接觸的衡架面上，最大等效應力為294 MPa，承載架與載重車后輪接觸位置應力最大，4個傳感器位置出現(xiàn)應力集中現(xiàn)象，超過屈服極限強度，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，但不能長時間承受極限載荷，否則會引起承載架和傳感器的破壞。

3.2 模態(tài)分析

當汽車發(fā)動機的振動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，會發(fā)生承載架結構的共振，并產(chǎn)生較高的動應力，導致承載架的破壞。共振還會導致承載架結構中部出現(xiàn)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衡的稱重性能［7］。承載架結構有限元模態(tài)分析結果如表1所列。

圖5 承載50 t時應力云圖

圖6 承載100 t時應力云圖

表1 承載架模態(tài)分析結果

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，模態(tài)頻率分布在0.04～0.16 Hz范圍內(nèi)。汽車的振動頻率隨發(fā)動機激振，一般貨車固有頻率在8～20 Hz之間［10］。因此，在承載架正常工作時，對承載架的振動影響較小，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、扭曲振動和彎扭組合振動。通常承載架中部振幅較大，承載架兩端振幅較小，當受到激勵較大時對承載架的正常工作有影響。

4 結論

對電子汽車衡承載架進行靜態(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，為改進承載架的結構設計提供了科學依據(jù)。

由靜態(tài)分析可知，在實車靜載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力超過了屈服極限，可通過增大支撐面的方法解決，但從安全角度考慮，建議在實際使用時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。該系列承載架不會與汽車振動激勵發(fā)生共振，具有較好的頻率特性。

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