風(fēng)缸模塊支架隨機振動疲勞分析

徐江平 陽靖 王嫻 劉俊言

摘 要：以某型輕軌項目風(fēng)缸模塊為研究對象，依據(jù)結(jié)構(gòu)特點對吊耳結(jié)構(gòu)進行改進。為對比兩設(shè)計方案疲勞壽命，采用IEC 61373-1999隨機振動ASD作為激勵，根據(jù)Miner線性疲勞累計損傷理論和高斯三區(qū)間法，對隨機振動載荷作用下的風(fēng)缸模塊支架吊耳結(jié)構(gòu)進行了疲勞壽命估計。結(jié)果表明：對比原設(shè)計與改進方案中吊耳結(jié)構(gòu)總體損傷值，經(jīng)改進后吊耳可滿足隨機振動時疲勞壽命設(shè)計要求。

關(guān)鍵詞：風(fēng)缸模塊;隨機振動;三區(qū)間法;疲勞壽命

0 引言

隨著地鐵列車運行速度不斷提高，由線路條件等因素引起的隨機振動強度不斷提高，對車下設(shè)備的強度和疲勞壽命要求也不斷提高。風(fēng)缸模塊設(shè)備主要作用為滿足制動、空簧等用風(fēng)需求。本文以某型輕軌項目風(fēng)缸模塊作為研究對象，對該模塊支架吊耳結(jié)構(gòu)疲勞壽命進行校核，為設(shè)計提供參考。

1 支架結(jié)構(gòu)動態(tài)特性分析

1.1 支架結(jié)構(gòu)模型

該型風(fēng)缸模塊支架采用鋁型材（6082-T6）焊接而成，三維模型如圖1所示。利用ANSYS軟件建立結(jié)構(gòu)有限元模型，采用板殼單元shell93進行離散。風(fēng)缸、箍帶及管接頭等采用質(zhì)量單元mass21模擬，并利用rbe3單元與安裝孔連接，結(jié)構(gòu)有限元模型及整體坐標(biāo)系方向見圖2。材料彈性模量為E=7×104 MPa，密度為ρ=2.71×10-6 kg/mm3，泊松比μ=0.33，屈服強度為σ=300 MPa。

原設(shè)計中，吊耳結(jié)構(gòu)處焊縫屬于搭接焊縫，疲勞強度較低。因此，依據(jù)結(jié)構(gòu)特點，改進方案采用鋁板與橫梁焊接，保留原有兩塊加強筋。

1.2 模態(tài)分析

依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)IEC 61373《鐵道車輛設(shè)備沖擊和振動試驗標(biāo)準(zhǔn)》[1]，運用有限元技術(shù)模擬風(fēng)缸模塊隨機振動試驗過程中的受力情況，驗證其強度是否滿足要求。對原結(jié)構(gòu)與改進后結(jié)構(gòu)模型進行模態(tài)分析，原結(jié)構(gòu)前10階固有頻率為23.4、33.6、124.6、150.2、159.8、178.3、186.3、239.9 、251.7、300.0（Hz），改進方案結(jié)構(gòu)前10階固有頻率為23.6、33.7、124.2、149.1、158.9、178.3、186.4、 238.2、248.1、293.4（Hz）。

1.3 隨機振動應(yīng)力結(jié)果分析

根據(jù)文獻[1]，風(fēng)缸模塊的試驗等級為1類A級車身安裝設(shè)備的ASD頻譜，風(fēng)缸模塊質(zhì)量約為31.71 kg，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)進行計算，得到如表1所示的ASD頻譜。

將表1中的ASD頻譜作為激勵，對原結(jié)構(gòu)與改進后結(jié)構(gòu)進行隨機振動仿真分析得到各向隨機振動作用下的應(yīng)力分布。圖3為原設(shè)計結(jié)構(gòu)吊耳處垂向隨機振動應(yīng)力分布云圖，最大1σ Von Mises應(yīng)力值為90.30 MPa;縱向以及橫向隨機振動最大1σ Von Mises應(yīng)力值為3.03 MPa及73.05 MPa。圖4是改進結(jié)構(gòu)吊耳處垂向隨機振動應(yīng)力分布云圖，最大1σ Von Mises應(yīng)力值為53.82 MPa?？v向以及橫向隨機振動最大1σ Von Mises應(yīng)力值為1.30 MPa及49.17 MPa，與原結(jié)構(gòu)相比，各向隨機振動作用下吊耳處應(yīng)力值有較大幅度下降。

2 吊耳結(jié)構(gòu)隨機振動疲勞分析

本節(jié)基于IEC 61373-1999隨機振動試驗標(biāo)準(zhǔn)，結(jié)合隨機振動理論和線性疲勞累計損傷理論對頻域內(nèi)的疲勞壽命進行計算，通過對比結(jié)構(gòu)改進前后吊耳結(jié)構(gòu)疲勞壽命預(yù)測值，以驗證該吊耳結(jié)構(gòu)設(shè)計改進的合理性。

2.1 Miner累計損傷理論

Miner假定在循環(huán)應(yīng)力作用下，累計總損傷是與零件吸收的凈功有關(guān)的，提出了疲勞線性累積損傷計算準(zhǔn)則：

（1）

當(dāng)D=1時，試樣吸收的能量達到極限值，試樣發(fā)生疲勞破壞。

對于隨機振動疲勞破壞的計算，工程界通常采用Steinberg提出的應(yīng)力服從Gaussian分布的三區(qū)間法[2]。Steinberg將Von Mises應(yīng)力處理成三個區(qū)間，在應(yīng)力區(qū)間-1σ～1σ、-2σ～2σ、-3σ～3σ發(fā)生振動的時間分別為總時間的68.3%、27.1%和4.33%。根據(jù)Miner定律，在疲勞時間T內(nèi)的總體損傷D的計算公式為：

（2）

式中：n1σ、n2σ、n3σ分別為1σ、2σ和3σ水平下的實際循環(huán)數(shù)目;N1σ、N2σ、N3σ分別為根據(jù)疲勞曲線查得的1σ、2σ和3σ應(yīng)力對應(yīng)的循環(huán)次數(shù)。

ν+是Von Mises應(yīng)力的統(tǒng)計平均頻率，可由下式計算：

（3）

式中：fmax、fmin分別表示隨機振動試驗輸入頻率的最大值和最小值。

2.2 疲勞分析結(jié)果

風(fēng)缸模塊支架材料為鋁合金6082-T6，材料S-N曲線見文獻[3] 。根據(jù)上節(jié)計算得到的各向隨機振動的1σ Von Mises應(yīng)力值，再查詢對應(yīng)S-N曲線上的應(yīng)力值，可以得到對應(yīng)的循環(huán)次數(shù)。各向隨機振動循環(huán)次數(shù)N1σ、N2σ、N3σ見表2。

風(fēng)缸模塊在進行隨機振動試驗時的振動平均頻率ν+由式（3）計算可得為72.5 Hz。根據(jù)IEC 61373標(biāo)準(zhǔn)長使用壽命試驗規(guī)定，風(fēng)缸模塊在三個互相垂直方向試驗時間不得小于5 h，取T為5 h。則實際循環(huán)次數(shù)ν+T為1.305E6，計算可得：

將表2中N1σ、N2σ、N3σ值及式（4）-（6）計算數(shù)值帶入總體損傷的計算公式（2）可得計算結(jié)果。吊耳結(jié)構(gòu)在各向總體損傷見表2。

由表2可知，原結(jié)構(gòu)在垂向與橫向隨機振動時，吊耳結(jié)構(gòu)總體損傷值D>1，未能滿足疲勞壽命需求。改進方案中吊耳結(jié)構(gòu)在各向隨機振動作用下總體損傷值D<1，表明經(jīng)改進后吊耳結(jié)構(gòu)能滿足隨機振動時疲勞壽命設(shè)計要求。

3 結(jié)語

本文以某型輕軌風(fēng)缸模塊支架為分析對象，針對原結(jié)構(gòu)與改進方案，對隨機振動載荷作用下的風(fēng)缸模塊支架吊耳結(jié)構(gòu)進行了疲勞壽命估計。結(jié)果表明：經(jīng)改進后吊耳結(jié)構(gòu)在各向隨機振動作用下總體損傷值D均小于1，可滿足隨機振動時疲勞壽命設(shè)計要求。

參考文獻：

[1]IEC 61373-1999，Railway applications-Rolling stock equipment-shock and vibration tests[S].

[2]Steinberg D S.Vibration Analysis for Electronic Equipment[M].Wiley，1988.

[3]孫春方，丁垚赪，唐希文.AL6082鋁合金疲勞性能[J]. 汽車技術(shù)，2009（6）：55-58.