杨国军，石林榕，安军芳，2，王丽娟，戴 飞，张锋伟

(1.甘肃农业大学工学院，甘肃 兰州 730070;2.甘肃省农业机械鉴定站，甘肃 兰州 730046)

1 引言

随着国民经济和科学技术的飞跃发展，电子汽车衡这种快速、准确、自动称量可靠性高的计量器具，越来越多地应用于企业、商贸港口、仓储等领域，在物料管理等方面起到了重要作用［1］。承载架是汽车衡的主要承载部件，工作中要承担汽车及承载质量的全部载荷，这对汽车衡的承载能力提出了更高要求，笔者针对兰州金和电子衡器有限责任公司生产的SCS系列汽车衡承载架进行了动静态有限元分析计算。

2 承载架建模

SCS系列汽车衡承载架通过装板和感应器由螺栓相连接，然后将相应的4个称重感应器进行与地面的固定约束。汽车衡实际工况为空间四点支撑，属于静不定支撑方式。按照汽车衡承载架的技术要求，承载架承受额定载荷时的允许最大弯曲变形不得超过承载架纵向长度的1/800～1/1000，选择纵向长度作为强度检验标准，其额定载荷50 t，极限载荷为100 t［4］。电子衡承载架结构各个部分的几何形状、具体尺寸由实地测量获得，然后使用ANSYS10.0建立有限元模型。模型如图1所示。

(1)网格划分 本承载架是空间薄壁梁和板组成的结构，故将承载架划分成板单元，在截面变化区域和可能出现应力集中的地方采用细化处理。整个承载架被离散为125007个面单元，41637个节点，单元类型为shell181，经划分后的有限元模型如图2。

图1 承载架三维实体模型

图2 网格划分

(2)约束处理 汽车衡承载架主要受4个传感器垂直向上的四点约束，计算时为防止产生刚性位移，对其中2个点进行了水平方向的约束(对其中一个点施加了2个水平方向的约束，另外一个点施加了1个水平方向的约束)，使承载架整体在水平方向上为静定约束，不产生横向拉压应力。

(3)承载架受力分析 实车静止工况下，据分析得出车轮与承载架的总接触面积为0.24 m2，经计算，在承载架分别受50 t额定载荷和100 t极限载荷的情况下，承载架与轮胎接触部位所受的分布载荷分别为 2.04 MPa、4.08 MPa。

(4)SCS系列汽车衡主要参数 大吨位的SCS系列汽车衡的额定重量为50 t，极限重量为100 t，称量方式采用静态整车计量，台面整体结构尺寸为9000 mm×3000 mm×400 mm，传感器数量为4个。

(5)材料属性 汽车电子衡承载架材料为Q235，材料的抗拉强度为375～500 MPa，泊松比为0.3，屈服极限为235 MPa;弹性模量为210 GPa;材料密度为7.85 ×10－6kg/mm3。

3 承载架结构的有限元分析

3.1 静态分析

承载架静力分析的目的，一方面是计算承载架在最大静态工作压力下承载架各部分的应力，以保证所受应力不超过材料的极限强度;另一方面，计算其各部分的变形，保证其变形满足承载架的变形要求［7］。

(1)变形分析 加载50 t时最大变形1.66 mm，局部最大变形发生在承载架中部位置，如图3所示。加载100 t时最大变形2.46 mm，整体最大变形发生在承载架与载重车后轮的接触面上，如图4所示。从安全角度出发，取纵向长度的1/1000作为校核指标［4］，即9 mm。两种工况下最大变形均小于9 mm，满足承载架变形指标要求。

图3 承载50 t时位移变形

图4 承载100 t时位移变形

(2)应力分析 加载50 t时的最大应力为170 MPa，最大应力分布在承载架与载重车轮的接触面上，4个传感器位置也出现了应力集中的现象，但没有超过屈服极限强度235 MPa，如图5所示。加载100 t时，承载架最大应力分布在载重车轮与承载架相接触的衡架面上，最大等效应力为294 MPa，承载架与载重车后轮接触位置应力最大，4个传感器位置出现应力集中现象，超过屈服极限强度，处于危险状态，如图6所示。所以，承载瞬间处于极限载荷是允许的，但不能长时间承受极限载荷，否则会引起承载架和传感器的破坏。

3.2 模态分析

当汽车发动机的振动频率在一定条件下与承载架结构的某一固有频率接近甚至相同，会发生承载架结构的共振，并产生较高的动应力，导致承载架的破坏。共振还会导致承载架结构中部出现较大应力幅，产生超出允许范围的大变形，这严重影响承载架结构的刚度和疲劳强度。因此，防止承载架结构产生共振能有效保证汽车衡的称重性能［7］。承载架结构有限元模态分析结果如表1所列。

图5 承载50 t时应力云图

图6 承载100 t时应力云图

表1 承载架模态分析结果

该承载架在前6阶模态振型中全部为承载架的整体振动，模态频率分布在0.04～0.16 Hz范围内。汽车的振动频率随发动机激振，一般货车固有频率在8～20 Hz之间［10］。因此，在承载架正常工作时，对承载架的振动影响较小，避免了整体共振现象。该承载架振型主要表现为弯曲振动、扭曲振动和弯扭组合振动。通常承载架中部振幅较大，承载架两端振幅较小，当受到激励较大时对承载架的正常工作有影响。

4 结论

对电子汽车衡承载架进行静态分析，得出承载架在工作载荷下的变形分布云图和等效应力云图，为改进承载架的结构设计提供了科学依据。

由静态分析可知，在实车静载100 t极限载荷工况下，承载架的最大变形在承载架支撑部位局部应力超过了屈服极限，可通过增大支撑面的方法解决，但从安全角度考虑，建议在实际使用时应尽量避免超负荷受载。模态分析结果表明，承载架固有频率分布较均匀，其频率分布在0.04～0.16 Hz。该系列承载架不会与汽车振动激励发生共振，具有较好的频率特性。

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