振动仿真分析网络交换设备加固设计

(江苏自动化研究所，江苏 连云港 222061)

振动仿真分析网络交换设备加固设计

简继红

(江苏自动化研究所，江苏 连云港 222061)

对网络交换设备进行了二次加固减振设计，同时利用ANSYS仿真分析对产品进行减振辅助设计，以缩短产品开发周期，降低设计成本。通过对网络交换设备进行合理简化，建立了其有限元网格模型。利用ANSYS对网络交换设备进行振动冲击有限元计算，分别获取了网络交换模块印制板在冲击振动下的应力及位移响应曲线。通过ANSYS有限元分析的后处理功能，得到隔振器的最大伸长量以及各部件最大位移量和最大等效应力值。结果表明，隔振器的伸长量在额定范围之内，设备结构的最大等效应力与材料的屈服强度还相差甚远，结构没有产生塑性变形，验证了结构设计的合理性。为网络交换设备的抗振动冲击设计提供了一定的理论参考依据。

加固；振动；冲击；隔振器； 有限元

0 引言

目前,舰船用网络交换设备通常采用商用的网络交换板对其进行二次加固来实现其强大的网络交换功能，商用网络交换板在抗振动冲击方面显然弱于抗恶劣环境的产品。因此,对其进行减振设计非常关键。电子设备的减振设计必须以振动分析为基础，掌握减振的原理和方法才能更好的解决所面临的问题[1]。传统的电子设备减振设计主要依靠经验设计和大量的摸底试验来保证。产品研制过程往往需要多次反复,周期较长。随着环境平台的日益复杂,研制周期日趋紧张,传统设计方法很难满足研制要求[2]。利用ANSYS有限元分析软件，在设备的概念设计阶段进行振动冲击有限元分析，对结构设计起指导作用，可有效提高产品设计水平，避免生产浪费，并缩短了产品开发周期，降低成本[3]。运用基于有限元分析技术的加固网络交换机的减振设计方法,利用ANSYS有限元分析软件模拟振动环境, 对加固网络交换机进行冲击振动和谐响应振动分析, 确定减振器的规格，验证减振设计的可靠性。

1 加固网络交换机的结构设计

加固网络交换机设备如图1所示，主要由框架、网络交换模块、电源、前面板、后面板、减振器和减振器垫板等部分组成，其中网络交换模块由印制板、导热板及锁紧装置组成，其是通过锁紧装置和框架连接；框架采用整体钎焊形式，其目的在于减小零件间的接触热阻，提高散热效果，同时也提高了机箱的密封性、电磁兼容性和整体的强度。其余前后面板部分采用螺钉连接；框架上安装有4个钢丝绳减振器与减振器垫板连接；整个加固网络交换机设备通过减振器垫板安装。

图1 加固网络交换机

整个加固网络交换机设备具有下列特点：

网络交换机框架采用钎焊工艺形成一个整体。可做成单一零件处理，其余除网络交换模块外其他零部件的连接方式相对固定，均是采用螺钉连接，而且连接点很多，可认其为刚性连接；网络交换模块通过锁紧装置和框架连接，采用摩擦接触关系。

加固网络交换机设备减振设计的重点是网络交换板的二次加固和隔振器的选择[4],网络交换板的加固设计采用楔形锁紧机构，其结构示意图如图2所示。

楔形锁紧机构具有高度可靠的锁紧功能、较小的接触热阻以及方便灵活的拆卸性能，通过铆钉牢靠地铆在导热板的两侧，与箱体侧板的导向槽相配合，可以使印制板在垂直方向上插入。设备选用五节锁紧机构，当顺时针旋动螺钉时，两滑块和两滑座平滑向虚线方向移动而锁紧，反之，在簧片的作用下，恢复到原来位置。

图2 楔形锁紧机构

减振器的设计与选型原则，减振器在系统中的安装布点应尽量使系统刚度中心和质量中心重合，有利于消除该系统其他方向的振动耦合。在优先保证隔振系统静、动结构强度要求的前提下尽量提高系统的隔振、缓冲效果，降低振动、冲击传递率。一般情况下，设备底部用4个承载式的减振器支撑，基于以上原则根据设备的重量预选GS系列某不锈钢丝绳隔振器。其规格参数通过有限元仿真来确定隔振器选型的合理性，在冲击载荷作用下隔振器的伸长量不应超过额定伸长量。

额定载荷为120N;静刚度为28000N/m;额定伸长量为0.004 m;阻尼比为120。

2 加固网络交换机设备的有限元模型

为便于加固网络交换机设备振动仿真分析，根据实际模型的特点，对加固网络交换机设备几何模型进行简化，重点关注设备整体和关键部件----网络交换板的整体和局部动力学特性，以下是具体简化方式。

a.加固网络交换机前面板、后面板和减震器安装板等薄板结构建模时使用用 ANSYS 中的壳单元；其中网络交换板建模使用多层板单元，忽略网络交换板上元器件安装产生的附加结构刚度，只考虑网络交换板上的元器件的质量，将其均布于交换板上；将前面板上的航插连接器简化成质量点忽略其对设备的刚度影响。

b.将不关心的螺钉连接处的局部应力变形简化掉，将螺钉连接简化为有限元模型中结点之间的自由度耦合，采用绑定接触方式。对于整体动力学特性影响不大的孔、槽等结构在实际模型中忽略不计，包括螺纹孔，散热槽等。

c.网络交换模块的连接方式通过设置楔形锁紧机构侧壁的摩擦接触来实现，底端采用定位块限制其自由度。

d.减振器等效成弹簧阻尼单元。在设置减振器参数时需要弹簧刚度及阻尼系数，可采用的计算方法是弹簧刚度是根据隔减振器的受力与变形关系得到的。其刚度k为28000N/m，每个减振器用4个弹簧-阻尼单元代替，即4个减振器由16个弹簧-阻尼单元代替，所以每个单元的弹簧刚度ks为7 000N/m，阻尼系数是根据阻尼比来确定的。减振器的阻尼比为ξ=0.25，其阻尼系数cv计算式为:

设定整个网络交设备的质量为30kg，所有弹簧所承受质量m=30kg，由16个弹簧阻尼单元组成，所以每个弹簧阻尼单元所分担的质量为1.875kg，再根据弹簧刚度ks=7 000N/m，可计算出系统阻尼系数cv为57.28Ns/m。

根据以上分析对几何实体模型进行简化，利用ANSYS前处理功能对模型进行有限元网格划分，得到设备的有限元分析模型如图3所示。整个模型的单元总数约为452719，节点总数约为536120。

图3 设备有限元模型

3 冲击有限元分析

冲击是指系统在很短的时间内,受到瞬态激励，其加速度、速度和位移发生瞬间变化的物理现象。冲击往往具有几个特点:冲击作用的时间非常短暂，能量的释放、转换和传递是在很短的时间内骤然完成的；冲击激励不呈现周期性，系统所产生的运动为瞬态作用；在冲击的作用下，系统的运动响应与冲击作用的持续时间和系统的固有频率或周期有关[5-6]。

设备主要采用减振器垫板和设备相连的方式，应对减振器垫板设置固支约束条件，根据试验大纲的要求，在模型的Y向上施加为历时0.011s，峰值为30g的半正弦加速度来验证在载荷冲击作用下，设备结构的位移量和等效应力值是否许用值范围内。

通过ANSYS有限元瞬态分析数据，在网络交换模块印制板上选取5个节点分别在左右前后中间位置，画出它们的位移量随时间变化曲线，等效应力随时间变化曲线，如图4所示。

图4 网络交换印制板时间历程曲线

由图4可以看出，在载荷量最大的0.0055s时网络交换模块印制板的最大等效应力和最大位移量并没有出现，而是出现在0.007 5s和0.009 1s处，这是由于阻尼减振器的存在导致了冲击响应的滞后。于是通过ANSYS有限元仿真后处理功能结果，可以分别得到3个时间点处的设备总体、印制板的位移量、等效应力值如表1所示。

表1 位移量时间、等效应力值

在冲击载荷作用下，弹簧的最大伸长量为0.00625m，小于减振器的额定伸长量0.018m，证明了减振器的选型是正确的。由表3的数据可以看出，在冲击载荷作用下，各部件的最大等效应力均远小于材料的屈服强度，结构没有发生任何的破坏性形变，说明该网络交换设备的结构设计满足设计要求。

4 谐响应振动有限元分析

谐响应用于分析结构在承受随时间正弦(简谐)规律变化的载荷作用下的稳态响应。通过分析，获得结构位移对频率的幅频特性曲线及其他结果随频率的变化情况。从这些曲线上找到“峰值”响应，并进一步观察峰值频率对应的应力。预测结构的持续动力特性，验证设计是否可以克服共振、疲劳及其他受迫振动引起的有害结果。因此，在结构设计和实际应用中有着很大的指导作用。

谐波响应分析计算稳态受迫振动，求解通用运动方程为:

为了验证在振动冲击载荷作用下总体结构的位移量和等效应力值是否在允许的范围之内。施加表2中的振动载荷。

表2 振动载荷

选取网络交换模块印制板上前后左右中位置处的5个节点，画出它们的位移量随频率变化曲线，等效应力随频率变化曲线，如图5所示。

图5 位移随频率、等效应力随频率变化曲线

由图5可以看到，网络交换模块印制板在振动载荷的作用下，其位移量和等效应力均在33.5Hz处有峰值，通过ANSYS的应力曲线图可以得到，频率33.5Hz时设备的最大位移量为0.000751m，最大等效应力为15.465MPa。由此可知，在振动载荷作用下设备的位移量很小，弹簧的伸长量在额定范围之内；模块印制板的最大等效应力均远小于材料的屈服强度，结构没有发生破坏。

5 结束语

对网络交换机设备进行了二次加固设计，同时运用大型有限元分析软件，通过模拟实验条件和加载方式对加固网络交换机设备进行了冲击与谐响应振动分析，对隔振器的选型进行了验证，选择适合的隔振器作为网络交换设备的隔振装置。

通过有限元的分析结果可以得到：加固网络交换机模型在载荷的作用下，其结构的位移量和等效应力值均很小，结构的最大等效应力远远小于材料的屈服强度，结构未发生塑性变形。特别对所关心的网络交换模块印制板的计算结果进行提取和观察，得到其在载荷作用下的最大等效应力均在要求的范围之内。网络交换设备有限元分析结果充分验证了结构设计的合理性。对设计工作具有重要的指导意义。可见，使用数值模拟仿真分析的方法缩短了产品研发周期，降低了生产成本，确保了产品的质量[9]。

[1] 徐立颖.加固计算机板卡振动分析与设计[J].计算机工程与设计,2008,29(10)：2635-2639.

[2] 杨文芳.基于有限元分析的机载电子设备减振设计[J].振动与冲击,2010,29(5):230-234.

[3] 李聪，常颖，张风波.基于ANSYS的转子系统不平衡响应分析[J].测控技术,2011，30(12)：116-118.

[4] 李晓颜,王建月，赵云峰,等.某电子设备的阻尼减振设计[J].宇航材料工艺,2013(1)：39-41.

[5] 王雁涛.仿真技术在舰船电子设备抗强冲击设计中的应用[J].装备环境工程,2008,4(5)：51-56.

[6] 陈高华，王鹏，余锋,等.机车车辆设备振动冲击试验系统的技术研究[J].机车电传动，2012(2)：54-58.

[7] 孙海波.某电子设备的振动分析[J].国防制造技术,2013,04(2)：36-39.

[8] LIU Yanpin.Random vibration analysis of the electronic equipment cabinet[J].Journal of Wuhan University of Technology,2006(S2):709-713.

[9] 李昆，杨连发，庞伟志.抗恶劣环境机箱结构设计及其动力学仿真[J].机械设计与制造,2012,9(9)：35-37.

Network Exchange Equipment Strengthening Design Based on Vibration Analysis

JIANJihong

(Jiangsu Automation Research Institution,Lianyungang 222061,China)

The network switching equipment are strengthened vibration design,and using ANSYS simulation analysis for vibration aided design of products,to shorten the product development cycle,reduce the design cost.By reasonably simplifying the network switching equipment,established the finite element calculation of network exchange equipment by using ANSYS,were obtained by the network switching module PCB under impact vibration of the stress and the displacement response curve.Processing function by ANSYS finite element analysis, get maximum stretching vibration isolator and the components the maximum displacement and maximum equivalent device structure should yield strength and material is also far,no plastic deformation, verified the rationality of the structure design.Provides some theoretical references for the anti vibration design of network switching equipment.

strengthening；vibration;impact;vibration isolator;finite element

2014-03-27

TH12

A

1001-2257(2014)08-0018-04

简继红(1982-)，女，江西新余人，硕士研究生，工程师，研究方向为加固计算机结构设计。