于坤鵬，楊傳忠，王志海

(中國電子科技集團(tuán)公司第三十八研究所國家級(jí)工業(yè)設(shè)計(jì)中心， 安徽 合肥 230088)

某雷達(dá)機(jī)柜結(jié)構(gòu)剛強(qiáng)度有限元分析*

于坤鵬，楊傳忠，王志海

(中國電子科技集團(tuán)公司第三十八研究所國家級(jí)工業(yè)設(shè)計(jì)中心， 安徽 合肥 230088)

雷達(dá)機(jī)柜裝在設(shè)備平臺(tái)艙內(nèi)，會(huì)受到過載、沖擊、隨機(jī)振動(dòng)等環(huán)境條件的影響，需要考慮結(jié)構(gòu)的剛強(qiáng)度是否滿足要求。文中針對(duì)某雷達(dá)機(jī)柜結(jié)構(gòu)，采用大型有限元仿真軟件ABAQUS，對(duì)機(jī)柜結(jié)構(gòu)在過載、沖擊、隨機(jī)振動(dòng)等環(huán)境條件下的剛強(qiáng)度進(jìn)行了仿真分析，并對(duì)結(jié)構(gòu)中剛強(qiáng)度較弱的部位進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。結(jié)果表明，改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)剛強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

雷達(dá)機(jī)柜；剛強(qiáng)度；有限元法；振動(dòng)環(huán)境

引 言

雷達(dá)機(jī)柜用于放置雷達(dá)電子模塊，包括DSP、DBF等核心電子組件，是雷達(dá)的大腦所在，對(duì)于確保雷達(dá)正常工作、性能安全有著重要意義[1-2]。同時(shí)，機(jī)柜安裝在設(shè)備平臺(tái)上，在運(yùn)輸、行進(jìn)及工作中會(huì)隨平臺(tái)受到過載、沖擊等振動(dòng)環(huán)境的影響，機(jī)柜結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)既要保證滿足組件安裝精度的需要，又要保證在承受相關(guān)振動(dòng)沖擊時(shí)強(qiáng)度滿足要求[3-5]。因此對(duì)機(jī)柜結(jié)構(gòu)進(jìn)行剛強(qiáng)度校核十分必要。有限元方法的出現(xiàn)為復(fù)雜結(jié)構(gòu)的力學(xué)性能分析提供了便捷的途徑，對(duì)于提高產(chǎn)品研發(fā)效率、產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的早期定型改進(jìn)都具有重要作用。本文采用大型有限元仿真分析軟件ABAQUS對(duì)某雷達(dá)機(jī)柜結(jié)構(gòu)進(jìn)行剛強(qiáng)度校核，分析了結(jié)構(gòu)在承受過載、沖擊、隨機(jī)振動(dòng)等載荷時(shí)的剛強(qiáng)度性能，為機(jī)柜設(shè)計(jì)定型和結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了參考依據(jù)。

1 雷達(dá)機(jī)柜有限元模型

某雷達(dá)機(jī)柜結(jié)構(gòu)主要由上頂蓋、下底座、支撐立柱和側(cè)板組成，立柱與上下部分采用環(huán)氧樹脂膠接，側(cè)后板由幾塊鋁型材拼裝后通過上下端板用螺釘連接成一個(gè)整體，并在四周槽內(nèi)鑲嵌減震或屏蔽用橡膠密封條或屏蔽密封條，側(cè)后板通過底部定位銷和頂部及兩側(cè)螺釘與機(jī)柜固定形成一個(gè)整體，如圖1(a)所示。機(jī)柜下底座通過4個(gè)螺釘與設(shè)備平臺(tái)固定。

依據(jù)上述結(jié)構(gòu)建立機(jī)柜有限元分析模型，如圖1(b)所示。該機(jī)柜結(jié)構(gòu)主要由金屬模壓鑄件、板材和型材構(gòu)成，因此模型主體采用殼單元建模。為保證建模精度，底座安裝位置采用實(shí)體單元建模。內(nèi)部設(shè)置5層托架，采用剛性單元模擬，剛性單元中心節(jié)點(diǎn)疊加質(zhì)量單元以模擬托架質(zhì)量。

圖1 某雷達(dá)機(jī)柜結(jié)構(gòu)圖

整個(gè)結(jié)構(gòu)材料為2A12鋁合金，材料參數(shù)如下：密度2 700 kg/m3，彈性模量70 GPa，泊松比0.33。該模型坐標(biāo)系定義如下：垂直于機(jī)柜安裝面為Z向，機(jī)柜開口方向?yàn)閅向，按照右手螺旋定則確定X向。模型包含343 941個(gè)單元，362 828個(gè)節(jié)點(diǎn)。

2 靜力學(xué)過載分析

2.1 過載載荷條件

當(dāng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理或強(qiáng)度不足時(shí)，加速度載荷的存在會(huì)使結(jié)構(gòu)產(chǎn)生塑性變形甚至破壞，從而影響產(chǎn)品的使用性能和安全性能。對(duì)于機(jī)柜結(jié)構(gòu)，作為電子設(shè)備的平臺(tái)，其變形或破壞會(huì)導(dǎo)致電子設(shè)備穩(wěn)定性降低，甚至出現(xiàn)跌落等嚴(yán)重問題，因此對(duì)機(jī)柜開展靜態(tài)過載分析十分必要。機(jī)柜在運(yùn)輸過程中會(huì)受到加速度過載，具體載荷為：Z向2.8g，X、Y向2g。

2.2 過載計(jì)算結(jié)果分析

依據(jù)2.1中的載荷條件計(jì)算結(jié)構(gòu)在3向過載作用下的應(yīng)力和位移，結(jié)果見圖2～圖4。由圖可見，機(jī)柜在X向2g過載下應(yīng)力和變形最大，最大應(yīng)力為105.9 MPa，最大應(yīng)力出現(xiàn)在側(cè)板與底座連接的轉(zhuǎn)接板附近；最大位移為2.598 mm，變形較大的區(qū)域?yàn)閭?cè)板結(jié)構(gòu)。由于側(cè)板不起承力作用，其變形不作指標(biāo)要求。去除側(cè)板后，結(jié)構(gòu)整體位移為1.056 mm，滿足剛度要求。由圖3可見，機(jī)柜在承受Y向過載時(shí)，結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力為84.2 MPa，最大位移為2.912 mm。由圖4可見，機(jī)柜的Z向剛強(qiáng)度較好，最大應(yīng)力為25.6 MPa，最大位移為0.177 mm，應(yīng)力和變形均較小，說明機(jī)柜對(duì)Z向載荷環(huán)境具有較好的承受能力。

圖2 X向過載下應(yīng)力與位移云圖

圖3 Y向過載下應(yīng)力與位移云圖

圖4 Z向過載下應(yīng)力與位移云圖

3 動(dòng)力學(xué)響應(yīng)分析

靜力學(xué)過載分析可以保證結(jié)構(gòu)在承受穩(wěn)態(tài)載荷時(shí)不出現(xiàn)損傷或破壞，但來自運(yùn)輸、工作時(shí)的沖擊、隨機(jī)振動(dòng)等動(dòng)力學(xué)載荷對(duì)結(jié)構(gòu)力學(xué)性能影響更大，因此有必要對(duì)機(jī)柜的動(dòng)力學(xué)特性開展分析。本文基于模態(tài)動(dòng)力學(xué)方法開展機(jī)柜結(jié)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)分析。

3.1 模態(tài)分析

模態(tài)分析是采用模態(tài)動(dòng)力學(xué)方法分析機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)響應(yīng)的基礎(chǔ)，其目的是獲取各向動(dòng)力學(xué)響應(yīng)的有效頻率和模態(tài)振型。因此對(duì)機(jī)柜進(jìn)行模態(tài)分析，機(jī)柜結(jié)構(gòu)模態(tài)振型如圖5所示。從圖中可以看出，機(jī)柜1階模態(tài)頻率為24.8 Hz，2階模態(tài)為29.3 Hz，振型主要由3面?zhèn)劝宓恼駝?dòng)引起。3面?zhèn)劝寰捎? mm厚的鋁板制成，強(qiáng)度偏弱，在承受相應(yīng)頻率振動(dòng)載荷時(shí)易出現(xiàn)共振現(xiàn)象。前3階模態(tài)均為局部模態(tài)。機(jī)柜整體結(jié)構(gòu)的1階振型在第5階時(shí)出現(xiàn)，頻率為34.4 Hz，為機(jī)柜的左右擺動(dòng)陣型。

圖5 機(jī)柜結(jié)構(gòu)模態(tài)振型圖

3.2 沖擊載荷分析

機(jī)柜在安裝、運(yùn)輸?shù)冗^程中會(huì)受到?jīng)_擊載荷的影響。采用模態(tài)動(dòng)力學(xué)方法分析機(jī)柜在承受沖擊載荷時(shí)的強(qiáng)度。沖擊采用半正弦方式，時(shí)間為11 ms，峰值加速度為7.5g。計(jì)算結(jié)果如圖6所示。

圖6 沖擊載荷作用下應(yīng)力云圖

由圖可見，在X向沖擊下，結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力為451.1 MPa，出現(xiàn)在側(cè)板底部與下底座連接的橫梁螺釘孔附近(柜門對(duì)面)。Y向沖擊下，結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力為286.5 MPa，出現(xiàn)位置與X向相同。而在Z向沖擊下，最大應(yīng)力為26.7 MPa?？梢?，該機(jī)柜在Z向具有很好的強(qiáng)度，但X和Y向較差。

由于側(cè)板較薄，在沖擊載荷下，沖擊響應(yīng)較大，使得與之連接的螺釘孔受到較大應(yīng)力，容易引起螺釘孔的變形甚至產(chǎn)生裂紋。因此需要對(duì)此處結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)。

原結(jié)構(gòu)側(cè)板底部與下底座采用2個(gè)螺釘連接，易造成應(yīng)力集中，在此基礎(chǔ)上，增加2個(gè)螺釘孔，進(jìn)一步計(jì)算結(jié)構(gòu)沖擊響應(yīng)，結(jié)果如圖7所示?？梢钥闯觯谙龖?yīng)力集中后，最大應(yīng)力出現(xiàn)在機(jī)柜底部的安裝孔附近，X向沖擊下最大應(yīng)力為137.2 MPa，Y向沖擊下最大應(yīng)力為122.1 MPa，滿足強(qiáng)度要求。

圖7 改進(jìn)后的沖擊載荷作用下應(yīng)力云圖

3.3 隨機(jī)振動(dòng)分析

機(jī)柜在隨平臺(tái)行進(jìn)中會(huì)受到隨機(jī)振動(dòng)載荷，需要進(jìn)行隨機(jī)載荷分析。針對(duì)改進(jìn)模型，進(jìn)一步進(jìn)行隨機(jī)振動(dòng)分析，考慮到機(jī)柜的Z向剛強(qiáng)度很好，此處僅計(jì)算X和Y方向。隨機(jī)振動(dòng)譜如表1所示，該隨機(jī)振動(dòng)譜包含定頻振動(dòng)和寬頻振動(dòng)成分。

表1 機(jī)柜隨機(jī)振動(dòng)條件

機(jī)柜在隨機(jī)振動(dòng)載荷下的應(yīng)力和位移分布如圖8所示。從圖中可以看出，機(jī)柜在承受X向隨機(jī)振動(dòng)時(shí)，最大3σ等效應(yīng)力為111.3 MPa，在承受Y向隨機(jī)振動(dòng)時(shí)最大3σ等效應(yīng)力為134.1 MPa，按照2A12鋁合金材料的屈服強(qiáng)度275 MPa，安全系數(shù)1.5校核，機(jī)柜在X、Y方向的強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

圖8 隨機(jī)振動(dòng)載荷下應(yīng)力云圖

4 結(jié)束語

本文研究了某雷達(dá)機(jī)柜在過載、沖擊、隨機(jī)振動(dòng)等載荷作用下的結(jié)構(gòu)剛強(qiáng)度響應(yīng)。通過對(duì)機(jī)柜結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元仿真，運(yùn)用靜力學(xué)和模態(tài)動(dòng)力學(xué)方法計(jì)算了機(jī)柜結(jié)構(gòu)在各種工況下的應(yīng)力云圖，并對(duì)結(jié)構(gòu)中可能出現(xiàn)應(yīng)力集中的部位進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計(jì)。計(jì)算結(jié)果表明，改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)滿足剛強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。該有限元仿真分析對(duì)于縮短產(chǎn)品研制周期、降低成本、減少返工等方面具有重要意義。

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于坤鵬(1987-)，男，博士，工程師，主要從事結(jié)構(gòu)力學(xué)性能有限元仿真和試驗(yàn)測(cè)試、結(jié)構(gòu)減振降噪、輕量化設(shè)計(jì)工作。

Finite Element Analysis for Stiffness and Strength of a Radar Cabinet Structure

YU Kun-peng，YANG Chuan-zhong，WANG Zhi-hai

(National-levelIndustrialDesignCenterofthe38thResearchInstituteofCETC,Hefei230088,China)

Radar cabinet installed in the equipment platform bay will be subjected to the environmental conditions such as overload, impact and random vibration. It is necessary to consider whether the structural stiffness and strength meets the requirements. In this paper, the large-scale finite element simulation software ABAQUS is used to analyze the stiffness and strength of the cabinet structure under overload, impact and random vibration, and optimization design is conducted for the weak part of the structure. Results show that the cabinet with improved structure satisfies the design requirement.

radar cabinet; stiffness and strength; finite element method; vibration environment

2016-11-21

TN957.8+3

A

1008-5300(2017)02-0027-04