針對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算模型，進行了靜態(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，重點對汽車的固有頻率和承載架的固有頻率進行對比,得出不同頻率下的 振動振型，以避免發(fā)生共振而提高稱重精度。計算分析為汽車衡承載架的改型設計提供了參考依據(jù)。

1.引言

隨著國民經(jīng)濟和科學技術的飛躍發(fā)展，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m。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 t4。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125 007個面單元,41 637個節(jié)點, 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。

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9 000mm X 3000 mm x400 mm,傳感器數(shù)量為4個。

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 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。

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。

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294MPa,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。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,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M。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。