馮博琳，王軍利，張昌明，黃崇莉

(陜西理工大學(xué) 機械工程學(xué)院，陜西 漢中 723000)

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稱重傳感器標定裝置托盤結(jié)構(gòu)優(yōu)化與動態(tài)性能分析*

馮博琳，王軍利，張昌明，黃崇莉

(陜西理工大學(xué) 機械工程學(xué)院，陜西 漢中 723000)

托盤作為稱重傳感器標定裝置主要傳力部件，其結(jié)構(gòu)性能對稱重傳感器測量的準確程度有著較大影響。針對稱重傳感器標定裝置托盤結(jié)構(gòu)實際工作中受迫振動問題，以托盤幾何結(jié)構(gòu)為研究對象，建立參數(shù)化的托盤三維模型，對托盤焊接材料方鋼不同厚度、不同寬度、以及托盤不同橫梁數(shù)目下的應(yīng)力應(yīng)變進行分析，得出最優(yōu)托盤幾何參數(shù)方案。采用有限元方法對優(yōu)化后的托盤進行了諧響應(yīng)及瞬態(tài)特性分析。諧響應(yīng)分析得到托盤的振動位移、加速度、應(yīng)力、應(yīng)變關(guān)于激勵頻率的曲線，分析結(jié)果表明當(dāng)外界激勵頻率處于362.72 Hz、499.55 Hz、796.08 Hz時，托盤裝置容易發(fā)生共振。砝碼不同加載位置瞬態(tài)仿真結(jié)果表明，砝碼加載瞬間時托盤的最大應(yīng)力小于托盤的材料屈服強度，滿足結(jié)構(gòu)設(shè)計要求。

稱重傳感器；托盤；優(yōu)化設(shè)計；模態(tài)分析；諧響應(yīng)分析；瞬態(tài)分析

0 引言

隨著科學(xué)技術(shù)和傳感器技術(shù)的發(fā)展，應(yīng)變式稱重傳感器技術(shù)逐漸成熟，國外較為發(fā)達的工業(yè)化國家十分重視對稱重技術(shù)的研究，其技術(shù)已達到了較高水平，并廣泛運用到各個領(lǐng)域[1]。目前在稱重傳感器托盤的設(shè)計與研究領(lǐng)域主要研究方法采用理論分析研究及試驗研究[2],如國外學(xué)者研究了托盤的靜態(tài)變形[3]，國內(nèi)學(xué)者王艷菊利用有限元分析技術(shù)來對托盤進行了彎曲特性研究[4]，學(xué)者桑軍等對稱重傳感器標定裝置整裝整卸托盤縱梁裝置進行了優(yōu)化設(shè)計[5]。上述學(xué)者研究主要從靜態(tài)方面來對托盤進行研究，沒有考慮托盤在實際工作中受到的振動情況，由于稱重傳感器在標定時不可避免的會產(chǎn)生振動，因此，有必要對托盤裝置進行動態(tài)特性以及瞬態(tài)特性分析。

為了使得砝碼加載時能更好的將力傳到稱重傳感器上，托盤的變形、應(yīng)力應(yīng)當(dāng)較小。因此，有必要獲得托盤應(yīng)力、變形與托盤幾何參數(shù)之間的關(guān)系，本文通過對托盤幾何參數(shù)與托盤力學(xué)性能的關(guān)系進行研究，獲得了托盤最優(yōu)幾何參數(shù)，并對優(yōu)化后的托盤裝置進行了動態(tài)特性分析，從而找出了托盤振動最激烈的區(qū)域，以及可能引發(fā)托盤共振的頻率、振動最為激烈的區(qū)域。從而可為托盤的結(jié)構(gòu)強化以及振動監(jiān)測提供一定的理論依據(jù)，通過瞬態(tài)分析獲得了極限工況下托盤的應(yīng)力分布情況。

1 托盤工作原理

托盤工作原理為：在對稱重傳感器進行標定時，氣缸將砝碼依次托盤上五個位置A、B、C、D、O砝碼具體加載位置如圖1所示，測量稱重傳感器在砝碼加載到各個位置時的輸出值并采集數(shù)據(jù)[6]。分別比較A、B、C、D處四個位置與位置O處時的輸出差值，標定工作完成后氣缸提升機構(gòu)將托盤推起，更換稱重傳感器這樣便完成了一次對稱重傳感器的標定工作。

圖1 砝碼加載位置示意圖

2 托盤優(yōu)化設(shè)計

2.1 托盤有限元建模

托盤裝置材料選用結(jié)構(gòu)鋼，在ANSYS Workbench材料庫中直接選擇即可，彈性模量、泊松比、密度默認都已經(jīng)設(shè)置好?？傮w采用自由網(wǎng)格劃分模式對托盤裝置進行有限元網(wǎng)格劃分，并對局部網(wǎng)格進行加密處理，經(jīng)過有限元分析得到了73374個節(jié)點，39510個單元，劃分后的有限元模型如圖2所示，邊界條件的施加為托盤兩側(cè)采用固定約束，根據(jù)實際標定過程中托盤的左上角、中間、左下角、右上角、右下角五個不同的部位受到砝碼施加的300N載荷，有限元分析時，分別給這五個部位施加300N的集中載荷，由于托盤結(jié)構(gòu)左右對稱，因此在有限元載荷施加時對A、B、C、D、O中兩兩對稱的點取一個施加約束，具體載荷施加邊界條件約束情況如圖3所示。

圖2 托盤有限元模型

(a)砝碼加載到B、C點時約束與載荷施加情況

(b)砝碼加載到O點時約束與載荷施加情況

(c)砝碼加載到A、D點時約束與載荷施加情況

2.2 托盤結(jié)構(gòu)優(yōu)化

稱重傳感器標定裝置托盤主要采用方鋼焊接而成，方鋼的橫截面尺寸如圖4所示。

圖4 方鋼的橫截面尺寸

初步確定托盤方鋼寬度a為30mm，厚度b=5mm，經(jīng)過有限元靜力學(xué)分析得出托盤最大變形、應(yīng)力隨著a的變化規(guī)律如圖5所示。

(a)最大變形

(b)最大應(yīng)力

從圖5可以看出，可以看出當(dāng)方鋼寬度為a=20mm時砝碼不同加載情況下的托盤變形、應(yīng)力較小。

當(dāng)a=20mm時托盤最大應(yīng)力、變形與方鋼橫截面寬度b的變化規(guī)律如圖6所示。

(a)最大應(yīng)力

(b)最大變形

從圖6可以看出，當(dāng)b=8mm時不同加載情況下的托盤變形、應(yīng)力較小。因此，b=8mm，a=20mm時為托盤方鋼最優(yōu)尺寸參數(shù)。

當(dāng)方鋼寬度a=20mm，壁厚b=8mm時托盤最大應(yīng)力應(yīng)變隨著托盤橫梁數(shù)目n的變化規(guī)律如圖7所示，托盤橫梁數(shù)目初始值為6。

(a)最大變形

(b)最大應(yīng)力

從圖7可以看出,當(dāng)托盤橫梁數(shù)目n=6時，在不同砝碼加載情況下托盤應(yīng)力值相比于其他參數(shù)值較小，且未超過材料許用值。

綜合考慮方鋼橫截面尺寸參數(shù)以及托盤橫梁數(shù)目對托盤應(yīng)力、變形的影響規(guī)律，得出托盤最優(yōu)的橫梁數(shù)目為6，方鋼的厚度為20mm，寬度為8mm，得出最優(yōu)尺寸下的托盤應(yīng)力、變形云圖如圖8所示。

(a)砝碼加載在O點時托盤最大變形、應(yīng)力云圖

(b)砝碼加載在B、C點時托盤最大變形、應(yīng)力云圖

(C)砝碼加載在A、D點時托盤最大變形、應(yīng)力云圖

3 托盤動態(tài)性能分析

3.1 托盤模態(tài)特性分析

由于托盤在實際工作中受到砝碼沖擊從而產(chǎn)生振動，因此有必要對優(yōu)化后的托盤進行模態(tài)分析。

托盤在實際工作中受到外界砝碼沖擊載荷，實際工作中托盤與導(dǎo)軌采用螺栓連接在一起[6-9]，模態(tài)分析時對托盤兩側(cè)與導(dǎo)軌連接處采用固定約束，各部件之間的約束采用綁定約束。因托盤結(jié)構(gòu)較為簡單，結(jié)合實際情況，模態(tài)提取方法選用Block Lanczos法。對于托盤來說，較低階的振型對托盤機械結(jié)構(gòu)影響較大[10]。因此取前6階的固有頻率與振型，通過模態(tài)分析得出托盤模態(tài)振型云圖，如圖9所示。

(a) 1階振型圖 (b) 2階振型圖

(c) 3階振型圖 (d) 4階振型圖

(e) 5階振型圖 (f) 6階振型圖

經(jīng)過對圖9托盤模態(tài)振型進行分析，可以看出，在第1階模態(tài)振型下托盤中部與稱重傳感器連接部位變形較大，因此，振動諧響應(yīng)分析時，在下文應(yīng)該著重分析該部位在外在激勵下的位移、加速度、應(yīng)力及應(yīng)變與輸入激勵頻率之間的關(guān)系，為結(jié)構(gòu)優(yōu)化和測試分析墊定基礎(chǔ)。

3.2 托盤諧響應(yīng)分析

由于氣缸運行時氣壓不平穩(wěn)使得作用于托盤上的力可以近似的看做是簡諧振動。因此，諧響應(yīng)分析時，托盤與稱重傳感器連接部位(如圖10所示)施加最大幅值為500N的正弦激勵。通過諧響應(yīng)分析來研究托盤能否避免共振所產(chǎn)生的危害[11-13]。根據(jù)托盤實際工作環(huán)境以及結(jié)合模態(tài)分析結(jié)果，最終頻率范圍為選擇為(300～1200)Hz，選取托盤與傳感器連接部位進行諧響應(yīng)分析，諧響應(yīng)分析的研究面如圖10所示(X、Y、Z三個方向已經(jīng)在圖中標出)，經(jīng)過諧響應(yīng)分析得到X、Y、Z三個方向振動的位移、加速度、應(yīng)力及應(yīng)變與激勵頻率之間的響應(yīng)曲線，如圖 11 所示。

圖10 托盤諧響應(yīng)分析研究面

(a)應(yīng)力-頻率圖

(b)應(yīng)變-頻率圖

(c)變形-頻率圖

(d)加速度-頻率圖

通過對圖11進行分析發(fā)現(xiàn)；各幅值曲線峰值所處的頻率為362.72 Hz、499.55 Hz、796.08 Hz，因此可以推斷出，托盤裝置工作在上述頻率附近時容易發(fā)生共振，即模態(tài)固有頻率第1、2、3階時容易發(fā)生共振。

3.3 托盤瞬態(tài)分析

實際稱重傳感器標定時所用的砝碼直徑300mm，質(zhì)量為40kg，稱重傳感器在標定時氣缸會將砝碼以200mm/s的速度勻速加載到托盤上，根據(jù)托盤實際工作情況，建立好砝碼與托盤的有限元模型，設(shè)置好有限元模型的約束和邊界條件，通過仿真分析得到了砝碼加載到托盤瞬間時托盤的最大應(yīng)力云圖如圖12所示。

(a)砝碼加載在O點時托盤最大應(yīng)力云圖

(b)砝碼加載在B、C點時托盤最大應(yīng)力云圖

(C)砝碼加載在A、D點時托盤最大應(yīng)力云圖

從圖12可以看出當(dāng)砝碼加載到托盤B、C點瞬間時應(yīng)力最大，A、D點次之O點最小，最大應(yīng)力為316.87MPa最大應(yīng)力小于托盤材料屈服極限，表明托盤結(jié)構(gòu)設(shè)計滿足設(shè)計要求。

4 結(jié)論

在分析稱重傳感器托盤工作原理基礎(chǔ)上，對托盤的結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化，基于有限元分析方法，對優(yōu)化后的托盤進行諧響應(yīng)及瞬態(tài)特性仿真分析，得出如下結(jié)論：

(1) 建立了稱重傳感器誤差標定裝置托盤有限元模型，利用有限元分析軟件對托盤的結(jié)構(gòu)參數(shù)進行了優(yōu)化，對優(yōu)化后的模型采用模態(tài)疊加法進行了諧響應(yīng)分析，得到了托盤前6階固有頻率及主振型，分析結(jié)果表明托盤在第1、2、3階固有頻率時容易發(fā)生共振。

(2) 對稱重傳感器標定裝置托盤進行了瞬態(tài)分析，通過對砝碼不同加載位置下的托盤應(yīng)力以及最大變形量分析發(fā)現(xiàn): 砝碼加載瞬間托盤受到的最大應(yīng)力小于托盤材料屈服極限，驗證了托盤結(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性，為后續(xù)的樣機制造以及樣機的進一步優(yōu)化設(shè)計提供了一定的理論參考。

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(編輯 李秀敏)

Optimization and Dynamic Performance Analysis of Tray Structure of Weighing Sensor Calibration Device

FENG Bo-lin, WANG Jun-li, ZHANG Chang-ming, HUANG Chong-li

(Department of Mechanical Engineering, Shaanxi Sci-tech University, Hanzhong Shaanxi 723000,China)

Tray as a load cell calibration device main force transmission components, the structural performance of the weighing sensor measurement accuracy has a greater impact. Aiming at the problem of forced vibration in the actual operation of the pallet structure of the weighing sensor calibration device, based on the geometry of the pallet, the three - dimensional model of the pallet is established, and the stress and strain of the different thickness, different width and the number of different beams of the pallet are analyzed, and the optimal pallet geometric parameter scheme is obtained. The finite element method is used to analyze the harmonic response and transient characteristics of the optimized pallet. Harmonic response analysis to obtain the vibration displacement, acceleration, stress, strain of the tray on the excitation frequency curve, the results show that when the external excitation frequency is 362.72 Hz, 499.55 Hz, 796.08 Hz, the pallet device is prone to resonance. The simulation results show that the maximum stress of the pallet is less than the yield strength of the pallet when the weight is loaded, satisfying the structural design requirements.

weighing sensor; pallet; optimized design; modal analysis; harmonic response analysis;transient analysis

1001-2265(2017)06-0013-05

10.13462/j.cnki.mmtamt.2017.06.004

2016-02-15；

2017-03-29

國家自然科學(xué)基金(51605270) ；陜西省科技廳科學(xué)研究計劃項目(2016JM1030)；陜西理工學(xué)院人才啟動項目(SLGQD13(2)-21)；陜西省教育廳科學(xué)研究項目(15JK1142)

馮博琳(1992—)，男，陜西富平人，陜西理工大學(xué)碩士研究生，研究方向為機械電子工程，(E-mail)18091604285@163.com；通訊作者：王軍利(1977—)，男，陜西寶雞人，陜西理工大學(xué)講師，博士，研究方向為機械振動及氣動彈性。

TH64;TG65

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