某機載設備的動力學特性分析

韓姣皎 李鵬程 韓鐘劍

（中國電子科技集團公司第二十研究所，陜西 西安 710068）

0 引言

隨著電子信息技術的發展，機載設備的設計趨于輕量化，設備結構愈加復雜，引起的可靠性問題也隨之增多[1]。機載設備在使用過程中經常會受到發動機、飛行姿態變化等因素引起的振動作用[2]。 振動會引起結構疲勞損傷，當損傷積累到一定程度時，將出現振動疲勞破壞，導致結構破壞[3]。因此，需對設備進行振動分析，確保設備結構符合強度條件。 隨著有限單元方法的發展， 以計算機仿真作為主要手段， 為結構設計優化提供依據已成為行業發展趨勢。

1 有限元建模

1.1 某機載設備結構設計

某機載設備結構件由設備機箱、 側板等組成，如圖1 所示。 該設備安裝在氣密艙內左側設備架上， 通過前緊定裝置和后緊定裝置進行固定。 圖1中機箱側面的面內凸起為布置在機箱側面的散熱臺，設備內的電路板與散熱臺間安裝了具有一定彈性的導熱墊片，通過熱傳導實現散熱，確保設備正常使用。

圖1 某機載設備結構組成

1.2 建立有限元仿真模型

在實際仿真建模中，為合理化計算成本，采用忽略結構上次要細節特征的方式，對某機載設備原模型進行簡化。 本文采用ANSYS Workbench 對該簡化模型進行分析，機箱、側板、把手均采用實體模型，并進行網格劃分，劃分后有限元模型如圖2 所示。

圖2 簡化后設備有限元模型

模型中，機箱、側板、把手等主要部件均采用鋁合金材料，模型內連接采用接觸約束模擬，把手與機箱連接處采用固定約束。

2 模態分析

模態是結構的固有振動特性[4]，與結構所承受的外部載荷無關。通過模態分析獲得結構的固有頻率及振型，將結構的固有頻率與工作頻率進行比較，如兩者較為接近，結構在承受載荷時會產生共振，造成振幅增大，將縮短結構使用壽命，影響其安全性。

采用Modal 計算方法對某機載設備進行模態分析。在分析過程中，對固定邊界施加固定約束，不再額外施加載荷。 理論上設備存在無窮階數的模態振型，但在實際分析中，由于低階模態對結構響應的影響較大，隨著階次的增加影響逐漸降低，因此一般選取較低階次進行模態分析。

本文選取前四階模態進行分析。 其中， 第一、二、四階固有頻率對應的振動均對機箱側面產生較大影響。 機箱側面的變形將引起導熱墊片壓縮量變化，增大散熱臺與電路板間的壓應力。 若變形過大，將導致電路板和散熱臺間的導熱墊片壓縮量過大，對電路板造成不可逆的影響，損害設備安全。 因此，需合理設計電路板與散熱臺的間隙并選擇適當的導熱墊片。

3 隨機振動分析

隨機振動是真實環境下設備運輸和機載飛行過程中最常見的振動類型，具有非周期性和不可預測的特點。 其運動規律不能用確定函數表示，需用概率和統計的方法來描述。 對設備進行隨機振動分析時，本文采用加速度功率譜密度（PSD）形式施加載荷，分別沿X 軸、Y 軸和Z 軸對設備施加載荷， 加速度功率譜密度如圖3 所示， 其中第一階窄帶峰值為0.3 g2/Hz，其余窄帶峰值可計算求得。

圖3 某機載設備的隨機振動試驗條件

依據Steinberg 提出的三區間法對設備應力響應進行分析， 設備滿足強度條件的前提是3 σmax＜[σ0.2]且3 σmax＜[σ-1]，其中[σ0.2]和[σ-1]分別為材料的屈服極限許用應力和疲勞持久極限許用應力。 經仿真分析可知，沿Z 軸施加載荷時產生的響應值最大，將決定設備是否滿足強度條件。 沿Z 軸的最大3σ 正應力值為52.573 MPa，設備部件材料為鋁合金，其[σ0.2]=155 MPa，[σ-1]=155 MPa，均大于Z 軸最大響應值，設備滿足強度條件且剩余強度系數約2.94，故設計較為合理。

4 結語

機載設備的力學環境復雜，振動將影響設備的安全和使用壽命。 通過建立簡化的設備三維有限元模型，利用模態分析和功率譜密度對設備進行動力學仿真分析，一方面進行設計校核，為后續試驗提供預示；同時定位結構設計中的薄弱和關鍵環節，進行針對性的優化設計，為機載設備結構的輕量化實現提供技術途徑。