曹海蘭

摘要：由于受路面不平度、線路結(jié)構(gòu)、列車表面風(fēng)壓的變化等因素影響，可能會引起車輛橫向和縱向振動加速度增大，通過轉(zhuǎn)向架傳遞到機車車體，以較高頻率產(chǎn)生車體的彈性振動，嚴重影響車體和其組成部分結(jié)構(gòu)的強度和疲勞壽命。因此，通過有限元分析得出了通風(fēng)機結(jié)構(gòu)的隨機振動 Von- Mises 均方根應(yīng)力，采用基于高斯分布和 Miner 線性累計損傷定律的三區(qū)間法，計算隨機振動疲勞損傷，得到了疲勞薄弱部位及疲勞分析結(jié)果，為離心通風(fēng)機在隨機振動環(huán)境下的疲勞分析提供參考。

關(guān)鍵詞：隨機振動;功率譜密度;三區(qū)間法;振動疲勞

0 ?引言

隨著列車行駛速度不斷的提升，對列車各部分的結(jié)構(gòu)強度提出了更高的要求。列車運行過程中產(chǎn)生振動的因素有：氣流擾動、空氣阻力以及軌道不平順等[1]。為了保證列車高速運行，通風(fēng)機作為機車的關(guān)鍵構(gòu)成部件，若不能保證通風(fēng)機結(jié)構(gòu)在沖擊和振動等隨機載荷作用下的疲勞性能，則會導(dǎo)致機車無法正常工作，甚至引起安全隱患，因此必須對通風(fēng)機結(jié)構(gòu)進行疲勞研究。

1 ?隨機載荷下的振動理論

常用的隨機振動疲勞分析方法有：基于統(tǒng)計計數(shù)的時域分析和基于功率譜密度的頻域分析兩種方法，由于頻域法這種方法操作起來比較簡單，因此使用的比較多一些。在Miner 線性累積損傷和高斯分布的基礎(chǔ)上，Steinberg 提出了三區(qū)間法，可對隨機振動應(yīng)力進行簡化處理[2]。國內(nèi)學(xué)者對振動疲勞理論也進行了深入研究，姚起杭等將疲勞分為靜態(tài)疲勞和振動疲勞兩類進行研究，并在結(jié)構(gòu)振動疲勞方面取得很多科研成果，姚衛(wèi)星和王明珠提出了結(jié)構(gòu)隨機振動疲勞壽命估算的樣本法[3]。

2 ?隨機振動疲勞計算方法

隨機振動分析是一種基于概率統(tǒng)計學(xué)的譜分析技術(shù)。隨機振動分析中功率譜密度（PSD）記錄了激勵和響應(yīng)的均方根值同頻率的關(guān)系，是一條功率譜密度——頻率值的關(guān)系曲線[4]。通風(fēng)機在隨機載荷作用下，采用ANSYS Workbench對通風(fēng)機結(jié)構(gòu)進行動態(tài)性能分析，得到在頻域隨機振動載荷激勵下的應(yīng)力和位移響應(yīng)，再依據(jù) Miner 累積損傷計算方法，得出疲勞分析結(jié)果。

3 ?有限元數(shù)值仿真分析

標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定了1類A級車體安裝設(shè)備的ASD頻譜，如圖1 所示。通風(fēng)機質(zhì)量約為148kg，可選取f1=5Hz、f2=150Hz的ASD頻譜。當(dāng)質(zhì)量小于500kg時，f1=5Hz，f2=150Hz;當(dāng)質(zhì)量在500kg到1250kg之間時：f1=（1250/質(zhì)量）×2Hz，f2=（1250/質(zhì)量）×60Hz;當(dāng)質(zhì)量大于1250kg時，f1=2Hz，f2=60Hz。功能試驗ASD量級：垂向0.0166，橫向0.0041，縱向0.0073（m·s-2）2/Hz。長壽命試驗ASD量級：垂向0.532，橫向0.131，縱向0.234（m·s-2）2/Hz。

圖2～圖4為功能試驗橫向、縱向、垂向隨機振動時1σ應(yīng)力分布。由圖可知：垂向隨機振動時，連接螺栓上應(yīng)力最大;橫向隨機振動時，止推墊圈上應(yīng)力最大;縱向隨機振動時，電機前蓋上應(yīng)力最大。其中，垂向1σ應(yīng)力為3.2185MPa;橫向1σ應(yīng)力為0.40951MPa;縱向1σ應(yīng)力0.4199MPa。故最大應(yīng)力出現(xiàn)在垂向，2σ應(yīng)力為6.437MPa，3σ應(yīng)力為9.6555MPa。

圖5～圖7分別為長壽命試驗橫向、縱向，垂向隨機振動時1σ應(yīng)力分布。由圖可知：垂向隨機振動時，連接螺栓上應(yīng)力最大;橫向隨機振動時，止推墊圈上應(yīng)力最大;縱向隨機振動時，電機前蓋上應(yīng)力最大。其中，垂向1σ應(yīng)力為18.226MPa;橫向1σ應(yīng)力為2.3142MPa;縱向1σ應(yīng)力2.3721MPa。故最大應(yīng)力出現(xiàn)在垂向，2σ應(yīng)力為36.452MPa，3σ應(yīng)力為54.678MPa。

由圖可知，在長壽命垂向試驗時，最大應(yīng)力出現(xiàn)在螺栓GBT5783M8×25上，最大值為18.226MPa。在螺栓材料的疲勞壽命曲線上，由相應(yīng)應(yīng)力值可得到其循環(huán)次數(shù)。1σ應(yīng)力對應(yīng)的N1σ=+∞，2σ應(yīng)力對應(yīng)的N2σ=+∞，3σ應(yīng)力對應(yīng)的N3σ=+∞。

假設(shè)隨機振動時的振動平均頻率為f0=77.5Hz，3個方向各試驗T=5h=18000s，則：

n1σ=0.683f0T=9.53e5，n2σ=0.271f0T=3.78e5，n3σ=0.0433f0T=6.04e4。

將上述數(shù)值代入總損傷的計算公式：

綜上所述，垂向、橫向、縱向的總體損傷均遠遠小于1，因此本設(shè)計的通風(fēng)機結(jié)構(gòu)滿足疲勞強度要求。

4 ?結(jié)論

①采用三維軟件進行建模，利用有限元進行通風(fēng)機結(jié)構(gòu)的振動響應(yīng)分析，得到結(jié)構(gòu)在隨機振動載荷下的應(yīng)力響應(yīng)，并結(jié)合三區(qū)間法進行振動疲勞分析，得出了疲勞分析結(jié)果，為 通風(fēng)機結(jié)構(gòu)的隨機振動疲勞分析提供了工程實用的方法。②參考機車行業(yè)規(guī)范，確定了通風(fēng)機系統(tǒng)的隨機振動載荷譜及試驗要求，并對試驗要求進行了仿真分析。

參考文獻：

[1]李曉峰，楊波.動車組吊裝設(shè)備隨機載荷下振動疲勞壽命分析[J].鐵道機車與動車，2019，12.

[2]嚴文軍.液壓管路系統(tǒng)隨機振動下疲勞分析[J].民用飛機設(shè)計與研究，2020，1.

[3]胡磊.一種隨機振動疲勞壽命分析技術(shù)研究[D].南京航空航天大學(xué)，2011：2-3.

[4]兆文忠，李向偉.焊接結(jié)構(gòu)抗疲勞設(shè)計理論與方法[M].北京：機械工業(yè)出版社，2017.