李晨光 薛 鵬 王曉勇

（西北機(jī)電工程研究所，咸陽(yáng) 712099）

某型電子訓(xùn)練臺(tái)是一種由計(jì)算機(jī)實(shí)時(shí)控制，多系統(tǒng)共同協(xié)調(diào)工作的模擬設(shè)備，該電子訓(xùn)練臺(tái)主要被用于幫助學(xué)員熟悉操作環(huán)境并掌握裝備主要操作流程及技能。其結(jié)構(gòu)布局、操縱機(jī)構(gòu)、顯示設(shè)備與實(shí)裝保持一致或相似，為學(xué)員提供一個(gè)近乎真實(shí)的訓(xùn)練環(huán)境[1]。

在試驗(yàn)場(chǎng)進(jìn)行運(yùn)輸性試驗(yàn)后，對(duì)該電子訓(xùn)練臺(tái)進(jìn)行開(kāi)箱檢查，發(fā)現(xiàn)其安裝架支撐槽鋼與操縱桿框架焊接處發(fā)生斷裂現(xiàn)象，如圖1所示。分析其斷口宏觀形貌特征，發(fā)現(xiàn)其具有明顯的疲勞斷口特征，故初步判定該斷裂現(xiàn)象是由于局部結(jié)構(gòu)疲勞斷裂導(dǎo)致的[2]。

圖1 電子訓(xùn)練臺(tái)局部開(kāi)裂

本文以該電子訓(xùn)練臺(tái)為研究對(duì)象，采用UG NX10.0高級(jí)仿真模塊，建立合理力學(xué)模型，對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)靜力學(xué)和疲勞仿真分析。預(yù)測(cè)該訓(xùn)練臺(tái)在車載運(yùn)輸過(guò)程中的疲勞耐久性能，并提出可行的優(yōu)化改進(jìn)措施，滿足設(shè)備運(yùn)輸性能要求。

1 有限元分析

1.1 創(chuàng)建有限元模型

該電子訓(xùn)練臺(tái)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)采用上、下分體式結(jié)構(gòu)，由1.5mm厚Q235鋼板折彎拼焊加工而成。在UG NX10.0中建立三維模型，對(duì)模型結(jié)構(gòu)進(jìn)行必要簡(jiǎn)化處理，如省略圓角、孔等特征。裝配關(guān)系選擇“面對(duì)面粘連”，進(jìn)而模擬各部件焊接效果。網(wǎng)格劃分類型選擇“3D四面體網(wǎng)格”，單元屬性類型選擇“CTETRA（10）”，單元大小為10mm。為提高結(jié)構(gòu)受載后變形和應(yīng)力計(jì)算精度，在發(fā)生斷裂部分進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化操作，設(shè)置槽鋼與連接架焊接處單元大小為1mm，劃分單元總數(shù)389037個(gè)，節(jié)點(diǎn)總數(shù)793559個(gè)。

1.2 材料屬性

該電子訓(xùn)練臺(tái)安裝架的材料為Q235A，在UG NX的材料庫(kù)中設(shè)置相關(guān)參數(shù)，屈服強(qiáng)度為σS=235MPa，極限強(qiáng)度σb=460MPa，彈性模量為E=2.1×105MPa，泊松比為μ=0.3，密度ρ=7.8g/cm3。

1.3 邊界條件及載荷工況

根據(jù)實(shí)際車載運(yùn)輸情況，對(duì)有限元模型施加的邊界條件及載荷分布情況進(jìn)行分析。對(duì)訓(xùn)練臺(tái)安裝架進(jìn)行靜力學(xué)分析時(shí)，為了使計(jì)算結(jié)果具有唯一性，系統(tǒng)必須消除結(jié)構(gòu)剛體位移，保證結(jié)構(gòu)總剛度矩陣非奇異[3]。電子訓(xùn)練臺(tái)運(yùn)輸時(shí)采用木箱包裝，利用固定板將訓(xùn)練臺(tái)底部與箱體底部壓緊固定，因此在訓(xùn)練臺(tái)底部添加約束，約束類型選擇“固定約束”。

根據(jù)《軍用物資運(yùn)輸環(huán)境條件》（GJB 3493-1998），在運(yùn)輸性試驗(yàn)中，電子訓(xùn)練臺(tái)經(jīng)歷的運(yùn)輸環(huán)境屬于Ⅱ類汽車運(yùn)輸[4]。車輛行駛過(guò)程中，垂向振動(dòng)量級(jí)遠(yuǎn)大于橫向和縱向的激勵(lì)，因此在計(jì)算過(guò)程中，僅考慮訓(xùn)練臺(tái)在垂向的振動(dòng)[5]。根據(jù)Ⅱ類汽車運(yùn)輸情況下的振動(dòng)條件，對(duì)訓(xùn)練臺(tái)整體施加豎直方向幅值為25m/s2的振動(dòng)加速度，結(jié)合訓(xùn)練臺(tái)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)模型進(jìn)行仿真。施加邊界條件和載荷后的安裝架如圖2所示。

圖2 訓(xùn)練臺(tái)所受約束及載荷

1.4 線性靜態(tài)分析及結(jié)果評(píng)價(jià)

在訓(xùn)練臺(tái)有限元分析前完成先關(guān)參數(shù)設(shè)置后，對(duì)模型進(jìn)行必要的綜合檢查，即可進(jìn)行靜力學(xué)分析并進(jìn)行求解處理。本文使用NX NASTRAN求解器，結(jié)算方案類型選擇SOL 101 Linear Statics -Global Constraints。在仿真導(dǎo)航器中，應(yīng)力分析云圖如圖3所示，標(biāo)記出訓(xùn)練臺(tái)安裝架結(jié)構(gòu)中最危險(xiǎn)的部位。

圖3 訓(xùn)練臺(tái)應(yīng)力分析云圖

應(yīng)力分布圖顯示該訓(xùn)練臺(tái)上最大的應(yīng)力發(fā)生在支撐槽鋼與操縱桿框架連接處，與實(shí)際發(fā)生斷裂的位置一致。該安裝架受到最大的Von Mises應(yīng)力為109.84MPa。而Q235A的屈服強(qiáng)度σS=235MPa，安全系數(shù)nS=1.8，則許用應(yīng)力[σ]=σS/nS=130MPa，可知在此運(yùn)輸條件下訓(xùn)練臺(tái)結(jié)構(gòu)所受應(yīng)力小于材料許用應(yīng)力，滿足靜強(qiáng)度要求。模型處于彈性變形階段時(shí)，結(jié)構(gòu)存在局部應(yīng)力集中現(xiàn)象，在運(yùn)輸過(guò)程中受到垂直向的循環(huán)往復(fù)振動(dòng)，可能出現(xiàn)疲勞破壞，需在UG NX高級(jí)仿真模塊進(jìn)行疲勞耐久性分析。

2 疲勞分析

疲勞壽命可定義為由于“零件由于循環(huán)加載而逐漸疲勞，導(dǎo)致裂紋的擴(kuò)展，最終導(dǎo)致結(jié)構(gòu)斷裂而破壞”[6]。疲勞計(jì)算基于線性結(jié)構(gòu)裂紋損傷累計(jì)（MINER線性累計(jì)）原理，假定N為對(duì)應(yīng)于恒幅載荷水平S的疲勞壽命，則每個(gè)循環(huán)造成的損傷為D=1/N，n個(gè)等幅載荷循環(huán)造成的損傷為D=n/N；若Ni為對(duì)應(yīng)于當(dāng)前載荷水平Si的疲勞壽命，n個(gè)變幅載荷破壞準(zhǔn)則為D=1，即D=1時(shí)模型發(fā)生破壞。若時(shí)間Td內(nèi)的損傷為D，則疲勞壽命為T(mén)f=Td/D。

UG NX根據(jù)材料疲勞屬性確定材料的應(yīng)力/疲勞周期（S-N）曲線，并采用半周期或全周期比例函數(shù)的方式，模擬零件所受到循環(huán)載荷，然后在一定的疲勞壽命準(zhǔn)則下估算出結(jié)構(gòu)各個(gè)部分的疲勞壽命，整個(gè)疲勞分析操作流程如圖4所示。最終根據(jù)疲勞分析生成的壽命云圖，查看所有單元節(jié)點(diǎn)的疲勞壽命情況。

圖4 疲勞分析操作流程圖

在UG NX材料庫(kù)中添加Q235A的疲勞屬性參數(shù)，其中疲勞強(qiáng)度系數(shù)σ′=658.8MPa，疲勞強(qiáng)度b=-0.0709，疲勞韌性系數(shù)εf′=0.2747，疲勞韌性指數(shù)c=-0.4907。在上述靜力學(xué)分析得到的結(jié)構(gòu)應(yīng)力、應(yīng)變結(jié)果的基礎(chǔ)上，按照疲勞分析操作流程，新建“耐久性結(jié)算方案”，應(yīng)力準(zhǔn)則選擇“極限應(yīng)力”，疲勞壽命準(zhǔn)則選擇“Smith Watson Topper（SWT模型）”，利用垂直于最大主應(yīng)變平面的最大正應(yīng)力與最大正應(yīng)變變幅，建立疲勞壽命分析模型[7-8]。SWT模型計(jì)算公式如式（1）所示。

式中，Δεmax為最大正應(yīng)變幅值；σn為最大正應(yīng)變面上的最大正應(yīng)力。疲勞載荷采用1.5倍Von Mises名義應(yīng)力值載荷，作用周期106次循環(huán)，比例函數(shù)為全周期[9]。解算疲勞安全因子、疲勞壽命分布圖如圖5、圖6所示。

圖5 疲勞安全因子分析云圖

圖6 疲勞壽命分析云圖

根據(jù)疲勞安全因子（FSF）云圖可知，支撐槽鋼與操縱桿框架連接區(qū)域單元FSF值為0.819＜1，說(shuō)明該區(qū)域最先產(chǎn)生裂紋和破壞，分析結(jié)果與實(shí)際故障情況相一致。根據(jù)疲勞壽命（FSF）云圖可知，支撐槽鋼與操縱桿框架連接區(qū)域單元疲勞壽命值最短，為1.03×107次工作周期，意味著該區(qū)域首先遭到疲勞破壞。

在車輛行駛過(guò)程中，由于路面不平引起的車身振動(dòng)是車載設(shè)備產(chǎn)生疲勞破壞的主要原因。根據(jù)相關(guān)文獻(xiàn)，近似的認(rèn)為Ⅱ類汽車運(yùn)輸條件下車體所受振動(dòng)沖擊的頻率f為10Hz，以運(yùn)載汽車在Ⅱ類汽車運(yùn)輸狀態(tài)，時(shí)速v=50km/h條件下，估算訓(xùn)練臺(tái)安裝架發(fā)生疲勞破壞之前的安全運(yùn)輸距離L，如式（2）所示。

式中，t為運(yùn)輸總時(shí)間；T為車體振動(dòng)周期。代入相關(guān)數(shù)據(jù)，可得到訓(xùn)練臺(tái)安裝架的安全運(yùn)輸距離L約為14000km。在電子訓(xùn)練臺(tái)進(jìn)行運(yùn)輸性試驗(yàn)之前，在各地已完成一系列性能試驗(yàn)，累計(jì)運(yùn)輸里程約18000km，考慮到疲勞壽命計(jì)算誤差，認(rèn)為訓(xùn)練臺(tái)安裝架局部已達(dá)到疲勞壽命極限，最終導(dǎo)致結(jié)構(gòu)開(kāi)裂。

3 改進(jìn)方案

3.1 結(jié)構(gòu)改進(jìn)及分析

從上述靜力學(xué)分析和疲勞壽命分析可知，訓(xùn)練臺(tái)安裝架局部存在應(yīng)力集中，這是導(dǎo)致安裝架發(fā)生局部開(kāi)裂的主要原因，因此最終改進(jìn)方案如下：

第一，增加支撐槽鋼的截面尺寸和材料厚度；第二，增加操縱桿框架的截面尺寸和材料厚度；第三，支撐槽鋼與操縱桿框架間增加“U”型加強(qiáng)筋。改進(jìn)后的模型如圖7所示。

圖7 安裝架改進(jìn)前后對(duì)比圖

在約束和載荷條件不變的前提下，對(duì)改進(jìn)后的模型進(jìn)行疲勞分析，計(jì)算得到的疲勞壽命云圖如圖8所示。從疲勞壽命云圖可以看出，訓(xùn)練臺(tái)結(jié)構(gòu)最低疲勞壽命提高至5.8×1015次工作周期，可認(rèn)為訓(xùn)練臺(tái)安裝架為無(wú)限壽命，即在本文給出的振動(dòng)條件下，訓(xùn)練臺(tái)安裝架結(jié)構(gòu)不會(huì)發(fā)生疲勞破壞。

圖8 結(jié)構(gòu)改進(jìn)后疲勞壽命云圖

3.2 后續(xù)試驗(yàn)驗(yàn)證

對(duì)電子訓(xùn)練臺(tái)安裝架結(jié)構(gòu)改進(jìn)后，在試驗(yàn)地點(diǎn)和運(yùn)輸里程不變的情況下進(jìn)行運(yùn)輸性試驗(yàn)。試驗(yàn)后進(jìn)行開(kāi)箱檢查，訓(xùn)練臺(tái)整體結(jié)構(gòu)完好無(wú)損傷，可認(rèn)為改進(jìn)后的訓(xùn)練臺(tái)安裝架能夠承受Ⅱ級(jí)汽車運(yùn)輸條件下的振動(dòng)與沖擊，滿足運(yùn)輸要求，改進(jìn)方案可行。

4 結(jié)論

本文首先分析了車架斷裂特征，根據(jù)實(shí)際運(yùn)輸性試驗(yàn)條件，應(yīng)用UG NX10.0高級(jí)仿真模塊對(duì)安裝架結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)分析和疲勞分析，得到安裝架所受的應(yīng)力應(yīng)變狀況以及疲勞性能，確定疲勞失效是導(dǎo)致局部開(kāi)裂的主要原因。既而針對(duì)安裝架應(yīng)力集中部位提出改進(jìn)方案，對(duì)改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，對(duì)比改進(jìn)前后疲勞壽命云圖可知，改進(jìn)后安裝架壽命明顯提高。最后在運(yùn)輸試驗(yàn)條件不變的情況下，對(duì)改進(jìn)后訓(xùn)練臺(tái)重新進(jìn)行試驗(yàn)，驗(yàn)證了改進(jìn)后的安裝架能有效解決局部開(kāi)裂問(wèn)題。

本文使用的分析方法對(duì)于后續(xù)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)零部件的開(kāi)發(fā)具有借鑒意義，在設(shè)計(jì)階段可通過(guò)有限元分析法，初步估算出產(chǎn)品性能，并根據(jù)分析結(jié)果進(jìn)行產(chǎn)品修正，降低后續(xù)試驗(yàn)成本，具有一定的工程應(yīng)用價(jià)值。