摘要：近年來，我國成熟單軌式運輸機普遍采用鉸接于軌道的工作模式，存在無法隨時拆卸、使用地點受限的問題。為明確優(yōu)化后牽引鞍座對輕量化自走輸運車作業(yè)適用性及疲勞壽命，開展?fàn)恳白S機振動疲勞壽命仿真分析試驗。以單軌式運輸機牽引鞍座為研究對象，建立實際工況下的等效有限元模型并進(jìn)行模態(tài)分析，利用振型疊加法描述隨機振動下牽引鞍座結(jié)構(gòu)的RMises應(yīng)力響應(yīng)分布，保證模型的合理性。采用GB/T 21563—2018標(biāo)準(zhǔn)中的加速度功率譜作為激勵載荷，根據(jù)頻域隨機疲勞理論，應(yīng)用有限元分析軟件ANSYS Fatigue Tool模塊分析牽引鞍座在隨機振動下的疲勞壽命，評估牽引鞍座的振動疲勞特性。試驗結(jié)果表明，單軌式運輸機牽引鞍座的隨機振動疲勞壽命約為35 863.5 h，為后續(xù)研制、優(yōu)化丘陵山地輸運通用裝載裝置提供一定理論基礎(chǔ)。

關(guān)鍵詞：單軌式運輸機；牽引鞍座；模態(tài)分析；隨機振動；疲勞壽命

中圖分類號：S229" " " 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A" " " 文章編號：2095?5553 （2024） 09?0166?06

Random vibration and fatigue life analysis of traction saddle of monorail conveyor

Pan Rui Du Zonglin Wang Xiaoyang Li Mingfu Xue Zhong

（1. Institute of South Tropical Crops， Chinese Academy of Tropical Agricultural Sciences， Zhanjiang， 524091， China;

2. Institute of Agricultural Machinery， Chinese Academy of Tropical Agricultural Sciences， Zhanjiang， 524091， China;

3. Department of Mechanical Engineering， Yantai Vocational College， Yantai， 264025， China; 4. School of Mechanical and Information Engineering， Chongqing College of Humanities Science and Technology， Chongqing， 401524， China;

5. Guangdong Engineering Technology Research Center of Pineapple Leaves， Zhanjiang， 524091， China）

Abstract： In recent years， China's mature monorail transport aircraft generally adopts the working mode of hinged on the track， which has the problems of being unable to disassemble at any time and limited use locations. In order to clarify the operation applicability and fatigue life of the optimized traction saddle for the lightweight self?propelled transport vehicles， a random vibration fatigue life simulation test of the traction saddle was carried out.Taking the monorail conveyor traction saddle as the research object， its equivalent finite element model under actual working conditions was established and modal analysis was carried out， and the RMises stress response distribution of the traction saddle structure under random vibration was described by using the mode shape superposition method， ensuring the plausibility of the model. By using the acceleration power spectrum in the GB/T 21563—2018 standard as the excitation load， according to the random fatigue theory in the frequency domain， the finite element analysis software ANSYS Fatigue Tool module was used to analyze the fatigue life of the traction saddle under random vibration， evaluating the vibration fatigue characteristics of traction saddles. The test results show that the random vibration fatigue life of the monorail transport traction saddle is about 35 863.5 h， which provides a theoretical basis for the subsequent development and optimization of the general loading device for hilly and mountainous transportation.

Keywords： monorail conveyor; traction saddle; modal analysis; random vibration; fatigue life

0 引言

我國擁有極豐富的果樹種植資源，目前我國已成為果樹產(chǎn)業(yè)第一大國，果品貿(mào)易在世界果品市場上占有重要地位[1]。我國菠蘿種植區(qū)域多為丘陵山地，部分產(chǎn)區(qū)以梯田形式種植。丘陵山地良好的光照資源利于菠蘿果樹的生長，但地勢起伏不平以及密集型種植模式導(dǎo)致丘陵山地難以建立完善的物料運輸網(wǎng)絡(luò)，常規(guī)農(nóng)業(yè)收獲、運輸機具不具備作業(yè)條件。目前大部分果農(nóng)仍以人工方式運輸肥料、農(nóng)藥、果實等物料，勞動強度大，人力成本高，同時果品極易在人力運輸過程中損傷，損失效益[2， 3]。

為解決丘陵山地物料運輸困難的現(xiàn)狀，國內(nèi)外學(xué)者開展了丘陵山地運輸裝備研究[4]，開發(fā)了雙軌軟索運輸機、山地果園鏈?zhǔn)剿鞯肋\輸機、自走式山地果園運輸機、電動式山地果園運輸機及牽引式山地果園運輸機等丘陵山地大坡度果園運輸機械。近年來，國內(nèi)主流單軌式果園運輸機用于載貨功能的拖車一般通過V型夾緊輪固定在軌道上，由于軌道架設(shè)路線固定等作業(yè)條件限制，需要運輸?shù)姆柿稀⑥r(nóng)藥、果實等物料仍需人力從拖車搬運裝卸，再通過手推車等方式人力運輸至作業(yè)處，而可架設(shè)在軌道上替代運載車廂、拆卸后可作為自走式運載車的通用裝載裝置仍鮮有研究。

軌道輸運車振動特性分析方面，彭孟菲等[5]應(yīng)用SIMPACK對設(shè)計的架空軌道運輸車進(jìn)行了動力學(xué)仿真分析，通過模擬車輛質(zhì)心垂向振動計算運輸車在S形軌道上行駛時的脫軌系數(shù)，驗證運輸車具有較好的曲線通過能力；仇樹成等[6]以ZC-3GBYD-300型山地果園軌道運輸車為研究對象，通過模擬怠速、水平、上坡、下坡、轉(zhuǎn)彎等10種工況明確了作業(yè)時軌道運輸車振動特性及載物廂不同擺動角度振動特性；Liu等[7]為減小單軌運輸車因滾輪齒輪與齒軌嚙合沖擊而產(chǎn)生的振動，建立了滾輪齒輪與齒軌嚙合的位移模型和瞬時速度模型，分析齒軌參數(shù)對嚙合沖擊振動的影響；Hao等[8]開展了軌道運輸機在不同帶速、不同支撐架間距、不同支撐車廂車輪材料的振動和噪聲試驗，結(jié)果表明，軌道的振動頻率主要集中在200～1 200 Hz，輪軌振動隨帶速增加而增加，隨支撐架間距增大而減小，同時受軌道輪的材料影響顯著。目前國內(nèi)外學(xué)者針對單軌運輸機振動方面的研究多為軌道受力及齒條齒形嚙合分析等，但在單軌運輸車振動特性、結(jié)構(gòu)減振設(shè)計等方面研究較少，且采用牽引鞍座形式的軌道輸運車底盤結(jié)構(gòu)振動及疲勞壽命分析未見相關(guān)報道。

單軌式運輸車在實際牽引運輸過程中承受縱向、橫向和垂向的激勵載荷，從而形成一定的環(huán)境振動狀態(tài)。這種隨機振動狀態(tài)具有一定統(tǒng)計規(guī)律但難以通過確切函數(shù)關(guān)系表達(dá)。隨機振動現(xiàn)象廣泛存在于各類農(nóng)業(yè)機械設(shè)備作業(yè)過程中，是導(dǎo)致設(shè)備故障以及關(guān)鍵結(jié)構(gòu)失效的主要原因。單軌式軌道運輸機牽引鞍座結(jié)構(gòu)的動力學(xué)性能可通過結(jié)構(gòu)隨機振動分析獲得，而隨機振動應(yīng)力和應(yīng)變響應(yīng)可通過概率或統(tǒng)計的方法描述。根據(jù)隨機過程理論，結(jié)構(gòu)的隨機振動響應(yīng)可通過頻域內(nèi)用功率譜密度函數(shù)表達(dá)，疲勞累積損傷和疲勞壽命可通過功率譜密度求解[9]。借鑒并優(yōu)化目前已成熟的掛車牽引鞍座結(jié)構(gòu)，本文為考察單軌式運輸機牽引鞍座在隨機振動下的疲勞可靠性，基于隨機振動疲勞分析方法，采用有限元軟件ANSYS Workbench對其進(jìn)行隨機振動仿真計算，應(yīng)用ANSYS Fatigue Tool模塊對其應(yīng)力薄弱位置進(jìn)行疲勞損傷評估，為后續(xù)優(yōu)化研制丘陵山地輸運通用裝載裝置提供一定理論基礎(chǔ)。

1 隨機振動疲勞仿真分析方法

近年來，在機械裝備研究領(lǐng)域中Palmgren-Miner線性累積損傷準(zhǔn)責(zé)得到廣泛應(yīng)用，由模態(tài)分析求解得到的應(yīng)力及反作用力反映了系統(tǒng)各節(jié)點在隨機振動環(huán)境中受到載荷的影響。Palmgren-Miner線性累積損傷準(zhǔn)責(zé)基于假設(shè)：根據(jù)材料S-N（疲勞強度—循環(huán)次數(shù)）曲線，各級應(yīng)力水平對結(jié)構(gòu)造成的損傷隨循環(huán)次數(shù)線性增加，當(dāng)結(jié)構(gòu)最終疲勞破壞時，各級應(yīng)力造成的損傷量相互獨立，總損傷通過疊加獲得[10]，其計算如式（1）所示。當(dāng)總疲勞損傷D值達(dá)到1時，表示系統(tǒng)已發(fā)生疲勞損傷。

該方法利用功率譜密度函數(shù)描述輸入載荷，有效模擬載荷的隨機性特點，系統(tǒng)進(jìn)行頻率響應(yīng)計算及模態(tài)分析，從而取得結(jié)構(gòu)應(yīng)力功率譜密度函數(shù)，根據(jù)疲勞失效模型特征及材料屈服特性求解機構(gòu)的疲勞壽命。隨機振動疲勞特性分析流程如圖1所示。

近年來，隨機振動仿真分析及疲勞損傷評估一般參考標(biāo)準(zhǔn)GB/T 21563—2018《鐵路應(yīng)用機車車輛設(shè)備沖擊和振動試驗》[14]，該標(biāo)準(zhǔn)主要適用于固定式軌道系統(tǒng)上的鐵路車輛，由于固定式軌道上的設(shè)備會因運行環(huán)境而受到振動、沖擊，為保證設(shè)備質(zhì)量，需對設(shè)備在相應(yīng)環(huán)境條件進(jìn)行一定時間的試驗。本研究擬通過對建立的有限元模型進(jìn)行模態(tài)分析，以GB/T 21563—2018中的標(biāo)準(zhǔn)功率譜密度曲線作為載荷輸入，施加PSD信號并應(yīng)用Palmgren-Miner線性累積損傷準(zhǔn)責(zé)對仿真結(jié)果進(jìn)行評價。

2 鞍座工作原理

2.1 牽引鞍座結(jié)構(gòu)及工作原理

牽引鞍座一般用于承受半掛車前部載荷，是一種通過鎖止機構(gòu)與半掛車牽引銷聯(lián)結(jié)，傳遞牽引力和制動力，并能自動完成聯(lián)結(jié)半掛車牽引銷的裝置[15]。目前單自由度牽引座應(yīng)用較多，牽引鞍座一般由耐撞擊的鍛鋼件制成，其中心設(shè)計了呈半圓形孔壁的缺口以及缺孔鎖止部件，孔下方設(shè)置有可旋轉(zhuǎn)的U形鎖鉤，鎖栓通過彈簧及連桿機構(gòu)配合可在導(dǎo)槽內(nèi)左右抽動。當(dāng)鎖栓開啟時鎖鉤轉(zhuǎn)動朝外開口，此時掛車主銷進(jìn)入半圓孔，鎖鉤開口旋轉(zhuǎn)至側(cè)面，鎖栓在彈簧的作用下自動回位，側(cè)壁緊托住鎖鉤，使掛車主銷定位在鎖鉤和半圓孔之間。牽引鞍座結(jié)構(gòu)示意如圖2所示。

2.2 單軌式運輸機牽引鞍座結(jié)構(gòu)及工作原理

近年來國內(nèi)軌道式果園運輸技術(shù)日益成熟，果園運輸機主要由牽引車、拖車、驅(qū)動系統(tǒng)、傳動系統(tǒng)以及剎車系統(tǒng)等組成。運輸機工作時，牽引車通過皮帶將動力傳遞給減速箱，減速箱通過傳動鏈將動力傳遞給與驅(qū)動輪同軸的鏈輪，驅(qū)動輪與軌道上齒形結(jié)構(gòu)嚙合，帶動運輸機在軌道上向前或向后運動，拖車與牽引車通過萬向節(jié)相連[16]，如圖3所示。

借鑒于已相對成熟的掛車牽引鞍座結(jié)構(gòu)，本研究提出將其結(jié)構(gòu)優(yōu)化后架設(shè)于軌道，并隨牽引車牽拉輕量化自走輸運車，其試驗臺結(jié)構(gòu)如圖4所示。輕量化自走輸運車整體由鋁合金材料研制，底部焊接定位銷，通過將定位銷推入軌道式牽引鞍座的缺孔鎖止部件，完成輕量化自走運輸車的固定；軌道式牽引鞍座通過螺栓固定于鞍座支撐板上，鞍座支撐板底部沿中心線安裝軌道滾輪，輕量化自走運輸車通過萬向節(jié)與牽引車連接，由牽引車提供動力。

3 有限元疲勞分析

3.1 模型建立及模態(tài)計算

3.1.1 牽引鞍座有限元模型

本研究基于ANSYS Workbench18.0軟件平臺，在不同工況條件下對單軌運輸機牽引鞍座結(jié)構(gòu)模型進(jìn)行CAE有限元分析，通過靜力學(xué)分析、模態(tài)分析、隨機振動對結(jié)構(gòu)的最大等效應(yīng)力、最大等效應(yīng)變和總變形量的結(jié)果來驗證結(jié)構(gòu)的安全性。Ansys Workbench支持結(jié)構(gòu)、電、磁、熱、流體等五大模塊的分析需求，因此選擇結(jié)構(gòu)靜力學(xué)模塊進(jìn)行求解分析。Ansys Workbench與Solidworks等3D建模軟件有許多數(shù)據(jù)接口，將牽引鞍座X_T文件導(dǎo)入Ansys Workbench，建立相關(guān)分析系統(tǒng)。對所建立的等效有限元模型采用默認(rèn)網(wǎng)格劃分單元進(jìn)行劃分，設(shè)置網(wǎng)格尺寸大小（Element Size）為5 mm，如圖5所示。

對牽引鞍座結(jié)構(gòu)簡化，為滿足裝置的輕量化需求，設(shè)置材料為鋁合金，并對Mass質(zhì)量單元修正以及對模型底部螺栓孔添加約束條件，其物理特性如表1所示。

3.1.2 模態(tài)分析

隨機振動指給定時刻內(nèi)無法精確預(yù)測瞬時值的振動。模態(tài)分析是隨機振動分析的基礎(chǔ)[17]，利用振型疊加法求解系統(tǒng)的特征問題，以獲得各階固有頻率和相應(yīng)的主振型（主模態(tài)）。為進(jìn)一步研究牽引鞍座在運行工況中受到隨機振動激勵的結(jié)構(gòu)損傷狀態(tài)，首先對牽引鞍座進(jìn)行模態(tài)分析。

為減少計算量本研究模態(tài)分析取十二階振型，前6階振型云圖如圖6所示。1階模態(tài)固有頻率為115.97 Hz，振型表現(xiàn)為牽引鞍座拉手受到一定程度縱向變形；2階模態(tài)固有頻率為259.26 Hz，振型表現(xiàn)為牽引鞍座拉手受橫向及縱向變形，且座板總成上端及左側(cè)邊緣受一定變形影響；3階階模態(tài)固有頻率為375.08 Hz，牽引鞍座整體變形與2階相差不大；4階模態(tài)固有頻率為389.46 Hz，牽引鞍座變形主要集中在座板總成四周邊緣；5階模態(tài)固有頻率為523.21 Hz，振型表現(xiàn)為由鎖鉤處成放射狀向座板總成邊緣擴(kuò)散，其前端變形塌縮現(xiàn)象明顯；6階模態(tài)固有頻率為595.21 Hz，振型表現(xiàn)為座板總成左右兩端邊緣受影響較嚴(yán)重。

3.1.3 應(yīng)力響應(yīng)分析

在完成模態(tài)分析后，利用振型疊加法從而描述隨機振動下牽引鞍座結(jié)構(gòu)的RMises應(yīng)力響應(yīng)分布。在ANSYS中選擇菜單Random Vibration右鍵插入PSD G Acceleration，選擇約束表面，分別選擇載荷方向為X方向、Y方向、Z方向，輸入隨機振動載荷表，施加載荷的效果圖如圖7所示。

牽引鞍座結(jié)構(gòu)的RMises應(yīng)力響應(yīng)分布如圖8所示。根據(jù)應(yīng)力響應(yīng)分布仿真結(jié)果，分別確定牽引鞍座在X、Y、Z方向下最大RMises應(yīng)力部位，從而確定最大風(fēng)險位置。其中橫向隨機振動下，最大RMises應(yīng)力出現(xiàn)在鞍座底部支座部位，為77.064 MPa；垂向隨機振動下，最大RMises應(yīng)力出現(xiàn)在牽引鞍座拉手部位，為164.53 MPa；縱向隨機振動下，最大RMises應(yīng)力同樣出現(xiàn)在牽引鞍座拉手部位，為48.471 MPa。由此可知，三種方向下隨機振動產(chǎn)生的最大RMises應(yīng)力均小于鋁合金材料屈服極限200 MPa，滿足強度條件，因此牽引鞍座能夠在所施加的載荷作用下安全工作。

3.2 疲勞計算

根據(jù)Palmgren-Miner線性累積損傷準(zhǔn)責(zé)，結(jié)構(gòu)所受響應(yīng)應(yīng)力由不同水平應(yīng)力分量線性疊加求解取得。式（1）中Ni可通過材料S-N曲線獲得，如圖9所示。

根據(jù)參考標(biāo)準(zhǔn)GB/T 21563-2018規(guī)定試驗方法，對牽引鞍座進(jìn)行隨機振動垂向、橫向和縱向的模擬長壽命試驗，分別在三個互相垂直的軸上分別進(jìn)行λ為5 h的隨機振動過程。隨機振動試驗ASD（加速度頻譜密度）技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)如圖10所示，本研究隨機振動試驗中ASD、RMS（均方根值）選用參數(shù)如表2所示，牽引鞍座隨機振動垂向、橫向和縱向仿真結(jié)果如圖11所示。

由圖11可知，在持續(xù)時間為5 h的垂向、橫向、縱向的隨機振動模擬仿真中，牽引鞍座垂向功率譜密度系數(shù)為7 172.7，橫向功率譜密度系數(shù)為6.478 7×106，縱向功率譜密度系數(shù)為9.438 9×108，將數(shù)值代入式（1）中，可求解出λ=1 h時，3種方向隨機振動結(jié)構(gòu)累積疲勞損傷數(shù)值，如表3所示。

由表3可知，在三種方向持續(xù)1 h隨機振動的情況下，牽引鞍座結(jié)構(gòu)累積疲勞損傷數(shù)值均小于1。其中垂向振動工況下累計損傷值最大且遠(yuǎn)大于橫向、縱向，該牽引鞍座的使用壽命主要取決于垂向隨機振動的試驗時間，由于機構(gòu)疲勞壽命T等于功率譜密度系數(shù)與隨機振動試驗持續(xù)時間λ（λ=5）之積，可預(yù)測牽引鞍座的隨機振動疲勞壽命約為35 863.5 h。

4 結(jié)論

1） 本文采用隨機振動理論，應(yīng)用有限元分析軟件ANSYS Fatigue Tool模塊對單軌式運輸機牽引鞍座進(jìn)行仿真分析，明確其在頻域隨機振動下的疲勞壽命。根據(jù)模態(tài)分析結(jié)果，利用振型疊加法描述隨機振動下牽引鞍座結(jié)構(gòu)的RMises應(yīng)力響應(yīng)分布，保證模型的合理性。對裝備實際工況中的振動分析具有一定的指導(dǎo)意義。

2） 分析得出隨機振動工況下X軸方向最大RMises應(yīng)力為77.064 MPa；Y軸方向最大RMises應(yīng)力為164.53 MPa；Z軸方向最大RMises應(yīng)力為48.471 MPa。其中垂向振動應(yīng)力響應(yīng)最大，根據(jù)鋁合金材料特性，該結(jié)構(gòu)滿足強度條件，能夠在所施加的載荷作用下安全工作。

3） 經(jīng)測算，每小時各向隨機振動產(chǎn)生累積損傷均小于1。其中橫向隨機振動產(chǎn)生的損傷最大，由此估計其使用壽命約為35 863.5 h。

參 考 文 獻(xiàn)

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