扫石器支架结构优化有限元分析

谢小澜， 彭利， 童晨， 来占立， 严文康

（株洲联诚集团有限责任公司，湖南株洲421001）

扫石器支架结构优化有限元分析

谢小澜， 彭利， 童晨， 来占立， 严文康

（株洲联诚集团有限责任公司，湖南株洲421001）

针对某型机车上设备扫石器支架结构设计改进前后进行有限元计算分析，通过静强度、预应力模态和谐响应分析，比较两种支架结构静力学与动力学特性，以验证设计改进后结构合理性，为支架结构设计进一步优化提供理论基础。

扫石器支架；静强度；预应力模态；谐响应

1 改进前、后的扫石器支架结构

扫石器支架由支座、支承管和悬挂钢板组成，它用于支承扫石器装置，通过对机车导轨和轮缘撒砂以加大轮轨之间摩擦，达到防止机车打滑或空转的目的。某机车公司扫石器支架原型设计如图1（a）所示，采用角焊方式将支座和支承管用4根加强筋焊接在一起。支架材料为Q345E。实践表明，该支架在机车运行过程中受到了垂向、横向和纵向载荷的作用，易导致支架在支座和支承管连接处发生开裂现象。经结构分析，对于圆管类焊接件，对接焊缝受力均匀，承受相同方向的力，强度要高于角焊缝。而角焊缝在振动冲击时容易产生局部应力集中，焊缝受力不均易开裂［1］。因此该公司以焊接件加铸造件的方式改进了原型设计。支座与支承管焊接方式采用对接，改进后支承结构如图1（b）所示。支座用铸造件替代，采用抗冲击性能优良的材质ZG275-485H。本文利用ANSYS Workbench11.0有限元软件对两种支架结构进行有限元计算分析，以比较两种支架在工况下结构强度以及振动特性，验证设计改进的合理性，为扫石器支架结构进一步优化设计提供参考。

图1 改进前、后的扫石器支架结构

2 有限元模型建立

2.1 几何模型与网格划分

将SolidWorks三维实体模型导入ANSYSWorkbench11.0中Simulation模块，建立的几何模型及有限元网格划分结果如图2（a）、图2（b）所示。支架为非对称体，采用10节点的四面体实体单元通过智能自由划分方式［2-3］建立网格模型，划分网格后支架1单元总数为6410，节点总数13538；支架2单元总数为6079，节点总数12678。

图2 改进前、后支架有限元模型

2.2 材料属性

支架1材料采用Q345E，结构改进后支架2中支承管和悬挂钢板仍用材料Q345E，支座材料为ZG275-485H。材料特性如表1所示。

表1 Q345E与ZG275-485H材料特性

2.3 约束条件

支架与支承管，支承管与悬挂钢板之间接触方式皆设为绑定模式，不允许接触面间发生相对滑动或分离。

3 计算结果及分析

3.1 支架静力分析

如图3为两支架静强度分析载荷施加及约束条件，该支架通过4个螺孔与车体连接，故在螺孔处施加固定约束。支架在机车运行过程中受力十分复杂，只初步模拟支架工作环境，在扫石器底部施加远程载荷分别为纵向5000N、横向1 000 N、垂向2 000 N以及扫石器自身和下部悬挂部件重量引起的惯性载荷。

图3 改进前、后支架载荷施加及约束图

通过静强度分析得到支架1应力分布如图4（a）所示。支架1最大等效应力值σe1为239.49 MPa，并且出现在加强筋与支承管焊接位置。一般而言，焊缝强度是等匹配或高匹配于母材强度，但在实际焊接施工过程中，焊接接头不可避免会出现气孔、未焊透等焊接缺陷而导致焊缝强度低于母材［6］。本文将焊缝强度取低值为母材强度的60%，则σe1大于焊缝强度（345 MPa×60%=207 MPa）。此处最容易发生破坏不能满足使用要求。图4（b）为支架2的应力分布，支架2的最大等效应力值σe2＝128.79 MPa，此应力出现在支座与支撑管焊接的位置，且小于焊缝强度（275 MPa×60%=165 MPa）。结果表明：结构改进后支架2结构强度满足设计要求。由于机车运行过程中扫石器支架处于高速振动状态，在支架结构设计中仅进行静强度分析是不够的，需进一步分析其动力学特性。

图4 改进前、后支架等效应力云图

3.2 模态分析

支架结构的固有频率和振型是支架结构的一个重要特性［7］，对支架结构的动力学性能有很大影响。本文在静强度分析的基础上进行支架模态分析,即预应力模态分析。在实际结构中，低阶固有频率及相应振型对动态特性影响要大于高阶固有频率及振型，本文只需了解前六阶的固有频率和振动特性。机车上各种设备一般承受振动频率为1～50 Hz垂向、横向和纵向振动，根据模态分析结果，本文重点分析支架结构的前1阶模态特性。改进前支架1和改进后支架2前6阶固有频率见表2，从表2看出支架结构前6阶固有频率均较高，则在工作状态下不会发生共振现象。前1阶振动模态如图5（a）、（b）所示。支架1前1阶固有频率大小为111.59 Hz，最大振幅12.6 mm，支架2前1阶固有频率大小156.56 Hz，最大振幅12.7 mm。由图可知，当支架整体振动时，最大振幅均出现在钢板边缘处，这主要是由于钢板边缘结构相对较薄所引起。因此，仅仅从模态分析结果还无法判定支架结构设计优劣，还需进行谐响应分析。

表2 改进前、后支架前6阶模态固有频率

图5 改进前、后支架第1阶模态应变云图

3.3 谐响应分析

基于模态分析，对支架结构采用模态叠加法进行谐响应分析并求解，响应曲线的输出方式为幅值和相位角。施加载荷及约束方法参照上述静力分析并忽略扫石器自身质量及阻尼影响，图6为支架谐响应施加激振力及约束图。求解频段设为5～200 Hz，载荷子步数为5。对支架基体的有限元模型进行谐响应分析，得到激振频率为5～200 Hz时支架各节点频率响应曲线，并从中找出纵向最大幅值响应的频率点，输出该频率点下支架响应应力。

图6 改进前、后支架谐响应约束与加载图

如图7为支架在各自激振力频率下响应应力云图，由图可知，支架1在激振力频率120 Hz下最大等效应力值为1561.9 MPa，说明此频率下支架1共振现象很厉害。而支架2在激振力频率150 Hz下共振现象明显，最大等效应力值为877.3 MPa。

图7 改进前、后支架在各自激振力频率下响应应力云图

此谐响应分析的目的是计算支架结构在5～200 Hz频率范围内的振动情况，并得到响应应力曲线如图8所示。图8给出了两种支架上Max点随激振力频率变化响应应力大小，从图中可以看出，当激振力频率在5～40 Hz时，两支架Max点处的响应应力不发生变化，说明此频率范围的激振力对支架结构影响较小，不容易发生共振破坏。当激振力频率在50～120 Hz时，支架1Max点处的响应应力急剧增加，当频率再增加至150 Hz时，应力值急剧下降，可以进一步确定，支架1共振频率在120 Hz附近。同样分析支架2发现其共振频率在150 Hz附近。当激振力频率在50 Hz附近时是机车上设备工作时激振力最大频率范围，此频率附近支架1Max点处的最大响应应力值216.3 MPa＞207 MPa。而支架2Max点处的最大响应应力值94.9MPa＜165MPa。由此可得，结构改进后支架2的振动特性要优于支架1且满足设计要求。

图8 改进前、后支架Max点响应应力随频率变化趋势

4 结语

本文通过对扫石器支架改进前后两种结构进行静载荷计算，结果表明支架支座与支承管连接处有应力集中现象，产生最大应力，是支架容易发生破坏的地方，其中支架1最大等效应力值σe1＝239.49 MPa，大于母材强度（Q345E）60%；支架2最大等效应力值σe2＝128.79 MPa，小于母材强度（ZG275-485H）60%，因此优化后结构支架2静强度满足设计要求。通过预应力模态分析以及谐响应分析，得出支架1共振频率为120Hz，支架2共振频率为150 Hz均在固有频率附近。且在激振力频率50Hz时，支架1Max处的最大响应应力值216.3 MPa＞207 MPa。支架2Max处的最大响应应力值94.9 MPa＜165 MPa。表明结构改进后支架2振动特性满足设计要求。利用ANSYS Workbench软件，计算模拟扫石器支架改进前、后结构在工况下工作时产生最大应力值及其位置，验证了结构设计优化的合理性，为进一步优化支架结构提供理论依据。

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［5］ Q/CSR015-2006机车车辆用铸钢件通用技术条件［S］.北京：中国标准出版社，2007.

［6］ 王任莆，薛钢，王明林，等.结构钢焊接匹配性研究进展［J］.材料开发与应用，2012，27（3）：64-68.

［7］ 曹树谦，张文德.振动结构模态分析-理论、实践与应用［M］.天津：天津大学出版社，2001.

（编辑：立 明）

TP 391.7

A

1002－2333（2014）04－0141－03

谢小澜（1971—），女，工程师，主要从事机械加工工艺方面的工作。

2013-11-07