掃石器支架結構優化有限元分析

謝小瀾， 彭利， 童晨， 來占立， 嚴文康

（株洲聯誠集團有限責任公司，湖南株洲421001）

掃石器支架結構優化有限元分析

謝小瀾， 彭利， 童晨， 來占立， 嚴文康

（株洲聯誠集團有限責任公司，湖南株洲421001）

針對某型機車上設備掃石器支架結構設計改進前后進行有限元計算分析，通過靜強度、預應力模態和諧響應分析，比較兩種支架結構靜力學與動力學特性，以驗證設計改進后結構合理性，為支架結構設計進一步優化提供理論基礎。

掃石器支架；靜強度；預應力模態；諧響應

1 改進前、后的掃石器支架結構

掃石器支架由支座、支承管和懸掛鋼板組成，它用于支承掃石器裝置，通過對機車導軌和輪緣撒砂以加大輪軌之間摩擦，達到防止機車打滑或空轉的目的。某機車公司掃石器支架原型設計如圖1（a）所示，采用角焊方式將支座和支承管用4根加強筋焊接在一起。支架材料為Q345E。實踐表明，該支架在機車運行過程中受到了垂向、橫向和縱向載荷的作用，易導致支架在支座和支承管連接處發生開裂現象。經結構分析，對于圓管類焊接件，對接焊縫受力均勻，承受相同方向的力，強度要高于角焊縫。而角焊縫在振動沖擊時容易產生局部應力集中，焊縫受力不均易開裂［1］。因此該公司以焊接件加鑄造件的方式改進了原型設計。支座與支承管焊接方式采用對接，改進后支承結構如圖1（b）所示。支座用鑄造件替代，采用抗沖擊性能優良的材質ZG275-485H。本文利用ANSYS Workbench11.0有限元軟件對兩種支架結構進行有限元計算分析，以比較兩種支架在工況下結構強度以及振動特性，驗證設計改進的合理性，為掃石器支架結構進一步優化設計提供參考。

圖1 改進前、后的掃石器支架結構

2 有限元模型建立

2.1 幾何模型與網格劃分

將SolidWorks三維實體模型導入ANSYSWorkbench11.0中Simulation模塊，建立的幾何模型及有限元網格劃分結果如圖2（a）、圖2（b）所示。支架為非對稱體，采用10節點的四面體實體單元通過智能自由劃分方式［2-3］建立網格模型，劃分網格后支架1單元總數為6410，節點總數13538；支架2單元總數為6079，節點總數12678。

圖2 改進前、后支架有限元模型

2.2 材料屬性

支架1材料采用Q345E，結構改進后支架2中支承管和懸掛鋼板仍用材料Q345E，支座材料為ZG275-485H。材料特性如表1所示。

表1 Q345E與ZG275-485H材料特性

2.3 約束條件

支架與支承管，支承管與懸掛鋼板之間接觸方式皆設為綁定模式，不允許接觸面間發生相對滑動或分離。

3 計算結果及分析

3.1 支架靜力分析

如圖3為兩支架靜強度分析載荷施加及約束條件，該支架通過4個螺孔與車體連接，故在螺孔處施加固定約束。支架在機車運行過程中受力十分復雜，只初步模擬支架工作環境，在掃石器底部施加遠程載荷分別為縱向5000N、橫向1 000 N、垂向2 000 N以及掃石器自身和下部懸掛部件重量引起的慣性載荷。

圖3 改進前、后支架載荷施加及約束圖

通過靜強度分析得到支架1應力分布如圖4（a）所示。支架1最大等效應力值σe1為239.49 MPa，并且出現在加強筋與支承管焊接位置。一般而言，焊縫強度是等匹配或高匹配于母材強度，但在實際焊接施工過程中，焊接接頭不可避免會出現氣孔、未焊透等焊接缺陷而導致焊縫強度低于母材［6］。本文將焊縫強度取低值為母材強度的60%，則σe1大于焊縫強度（345 MPa×60%=207 MPa）。此處最容易發生破壞不能滿足使用要求。圖4（b）為支架2的應力分布，支架2的最大等效應力值σe2＝128.79 MPa，此應力出現在支座與支撐管焊接的位置，且小于焊縫強度（275 MPa×60%=165 MPa）。結果表明：結構改進后支架2結構強度滿足設計要求。由于機車運行過程中掃石器支架處于高速振動狀態，在支架結構設計中僅進行靜強度分析是不夠的，需進一步分析其動力學特性。

圖4 改進前、后支架等效應力云圖

3.2 模態分析

支架結構的固有頻率和振型是支架結構的一個重要特性［7］，對支架結構的動力學性能有很大影響。本文在靜強度分析的基礎上進行支架模態分析,即預應力模態分析。在實際結構中，低階固有頻率及相應振型對動態特性影響要大于高階固有頻率及振型，本文只需了解前六階的固有頻率和振動特性。機車上各種設備一般承受振動頻率為1～50 Hz垂向、橫向和縱向振動，根據模態分析結果，本文重點分析支架結構的前1階模態特性。改進前支架1和改進后支架2前6階固有頻率見表2，從表2看出支架結構前6階固有頻率均較高，則在工作狀態下不會發生共振現象。前1階振動模態如圖5（a）、（b）所示。支架1前1階固有頻率大小為111.59 Hz，最大振幅12.6 mm，支架2前1階固有頻率大小156.56 Hz，最大振幅12.7 mm。由圖可知，當支架整體振動時，最大振幅均出現在鋼板邊緣處，這主要是由于鋼板邊緣結構相對較薄所引起。因此，僅僅從模態分析結果還無法判定支架結構設計優劣，還需進行諧響應分析。

表2 改進前、后支架前6階模態固有頻率

圖5 改進前、后支架第1階模態應變云圖

3.3 諧響應分析

基于模態分析，對支架結構采用模態疊加法進行諧響應分析并求解，響應曲線的輸出方式為幅值和相位角。施加載荷及約束方法參照上述靜力分析并忽略掃石器自身質量及阻尼影響，圖6為支架諧響應施加激振力及約束圖。求解頻段設為5～200 Hz，載荷子步數為5。對支架基體的有限元模型進行諧響應分析，得到激振頻率為5～200 Hz時支架各節點頻率響應曲線，并從中找出縱向最大幅值響應的頻率點，輸出該頻率點下支架響應應力。

圖6 改進前、后支架諧響應約束與加載圖

如圖7為支架在各自激振力頻率下響應應力云圖，由圖可知，支架1在激振力頻率120 Hz下最大等效應力值為1561.9 MPa，說明此頻率下支架1共振現象很厲害。而支架2在激振力頻率150 Hz下共振現象明顯，最大等效應力值為877.3 MPa。

圖7 改進前、后支架在各自激振力頻率下響應應力云圖

此諧響應分析的目的是計算支架結構在5～200 Hz頻率范圍內的振動情況，并得到響應應力曲線如圖8所示。圖8給出了兩種支架上Max點隨激振力頻率變化響應應力大小，從圖中可以看出，當激振力頻率在5～40 Hz時，兩支架Max點處的響應應力不發生變化，說明此頻率范圍的激振力對支架結構影響較小，不容易發生共振破壞。當激振力頻率在50～120 Hz時，支架1Max點處的響應應力急劇增加，當頻率再增加至150 Hz時，應力值急劇下降，可以進一步確定，支架1共振頻率在120 Hz附近。同樣分析支架2發現其共振頻率在150 Hz附近。當激振力頻率在50 Hz附近時是機車上設備工作時激振力最大頻率范圍，此頻率附近支架1Max點處的最大響應應力值216.3 MPa＞207 MPa。而支架2Max點處的最大響應應力值94.9MPa＜165MPa。由此可得，結構改進后支架2的振動特性要優于支架1且滿足設計要求。

圖8 改進前、后支架Max點響應應力隨頻率變化趨勢

4 結語

本文通過對掃石器支架改進前后兩種結構進行靜載荷計算，結果表明支架支座與支承管連接處有應力集中現象，產生最大應力，是支架容易發生破壞的地方，其中支架1最大等效應力值σe1＝239.49 MPa，大于母材強度（Q345E）60%；支架2最大等效應力值σe2＝128.79 MPa，小于母材強度（ZG275-485H）60%，因此優化后結構支架2靜強度滿足設計要求。通過預應力模態分析以及諧響應分析，得出支架1共振頻率為120Hz，支架2共振頻率為150 Hz均在固有頻率附近。且在激振力頻率50Hz時，支架1Max處的最大響應應力值216.3 MPa＞207 MPa。支架2Max處的最大響應應力值94.9 MPa＜165 MPa。表明結構改進后支架2振動特性滿足設計要求。利用ANSYS Workbench軟件，計算模擬掃石器支架改進前、后結構在工況下工作時產生最大應力值及其位置，驗證了結構設計優化的合理性，為進一步優化支架結構提供理論依據。

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［6］ 王任莆，薛鋼，王明林，等.結構鋼焊接匹配性研究進展［J］.材料開發與應用，2012，27（3）：64-68.

［7］ 曹樹謙，張文德.振動結構模態分析-理論、實踐與應用［M］.天津：天津大學出版社，2001.

（編輯：立 明）

TP 391.7

A

1002－2333（2014）04－0141－03

謝小瀾（1971—），女，工程師，主要從事機械加工工藝方面的工作。

2013-11-07