基于ANSYS Workbench的某支撐架結構改進

薛 闊，張宇飛，顧睿峰

(中國船舶重工集團公司第七二四研究所，南京 211153)

0 引 言

某裝備天線支撐架在使用過程中由于質量過大每次開合都需要至少兩人小心操作，裝備維修時也不方便拆卸安裝。針對該問題，現場考察后，發現支撐架選用槽鋼較厚，推測設計安全裕量較多，有改進空間。為了進一步明確改進方向，提出改進方案，本文利用ANSYS Workbench對該支撐架作了相應仿真分析。ANSYS Workbench是ANSYS公司提供的協同仿真環境，集成了多學科異構CAE技術[1]。該軟件具有友好的用戶界面，與Pro/E等CAD軟件可無縫對接，操作簡便，功能強大，在工程分析中應用廣泛[2]。

1 原支撐架靜力分析

在Pro/E中建立的支撐架模型如圖1所示。該支撐架選用16#b槽鋼焊接而成，主要分為橫梁、左支柱、右支柱3個部分。支撐架通過安裝板上軸孔與基座旋轉連接，打開立起時利用銷孔固定位置。

將模型導入ANSYS Workbench，材料選擇Q235鋼，此時支撐架質量約為53 kg，與實際基本相符。該仿真的目的為模擬零件受力狀態，明確改進方向，不必太精細處理，故考慮求解效率和實際需要后，模型的網格劃分選擇系統默認設置即可，網格劃分結果見圖2。

雷達設備工作時，天線架起，支撐架不工作；設備停止工作，天線收起時，支撐架工作狀態分為兩種情況。設備停放狀態時，支撐架只受到天線的靜壓力；設備轉場運輸過程中，由于車體振動，支撐架受到上下方向為主、前后左右方向為輔的動荷載。該動荷載受到路面狀況、行車速度、輪胎充氣程度及駕駛員技術水平等一系列因素的影響，產生非規律性的不穩定變應力。考慮到裝備實際使用情況及支撐架較大的原始設計裕量，較合理的處理方法是將該問題簡化為靜荷載。

設備機動轉場過程中，較極端的情況是車輛越野路面不平時，此時支撐架可能會短時間過載。結合車輛輪胎、懸掛系統及支撐架與天線間隔振器的減振作用，本文粗略估計后選擇給支撐架施加2～3倍天線反射面質量約1.5 t的較大裕量靜荷載作為支撐架極端受力狀態進行模擬。圖3為模型施加的邊界條件，支撐架荷載對稱分布，故A、B兩處分別施加7 500 N豎直向下的力。同時，在軸孔與銷孔處設置與地面間的旋轉副，然后求解。

圖4為支撐架總體變形云圖。由圖可知，變形主要趨勢為橫梁受壓向下彎曲，左右支柱分別向模型外側彎曲。最大變形點位于橫梁中部，變形值為0.45 mm，亦即為橫梁撓度，此時橫梁撓度與跨長比為1/3111。最小變形位于下部安裝板上，因為該處與安裝基座相配合，幾乎無位移。

圖5為支撐架等效應力云圖。由圖可知，左右支柱內側區域應力相對較大，但是最大應力點位于銷孔內上側，最大值為76.94 Mpa，遠小于鋼的許用應力170 Mpa。圖6為安全系數云圖，其最小值為3.25，亦說明了支撐架槽鋼較厚，設計裕量較多。

由以上分析可知，仿真結果驗證了最初的推斷。該支撐架的改進可以考慮選用較薄的低型號槽鋼。又考慮到該支撐架的實際安裝、使用情況，對其結構樣式不予改變，故下文選用12#槽鋼建立支撐架模型，并進行仿真分析，以驗證方案可行性。

2 改進后支撐架仿真分析

2.1 靜力分析

支撐架改進前后基本結構外形未變，只是將原來16#b槽鋼改用12#槽鋼，所以其仿真設置與前文相同，求解后得到其總體變形云圖、等效應力云圖及安全系數云圖。

圖7為改進后支撐架的總體變形云圖，最大和最小變形點位置與改進前相同，分別位于橫梁中部和下部安裝板上。最大變形值為0.93 mm，比改進前增加了一倍，但是撓度與跨度比為1/1505，依然較小，說明橫梁滿足剛度條件。

圖8為等效應力云圖。由圖可知，支撐架最大應力點位于左支柱和橫梁連接處，最大值為155.82 Mpa，小于鋼材許用應力170 Mpa，說明改進后支撐架滿足強度要求。

圖9為安全系數云圖，其最小值為1.60，鑄鋼為塑性材料，安全系數一般在1.5～2.0，所以改進后支撐架滿足要求。該支撐架改進后質量約為33 kg，比改進前減輕了37. 8%。

2.2 模態分析

該支撐架安裝在機動型載車平臺上，應保證支撐架固有頻率遠離車輛上所有的激振源頻率，所以本文對改進后支撐架做了預應力模態分析，以保證支撐架在車輛行駛過程中不會發生共振。

模態分析是計算機械結構振動特性的數值分析技術，可得到結構的固有頻率和模態形狀[3]。模態分析中假設：(1)結構剛度矩陣和質量矩陣不發生改變；(2)除非指定使用阻尼特征求解方法，否則不考慮阻尼效應；(3)結構中沒有隨時間變化的載荷。

無阻尼系統中，求解結構模態參數的運動方程為[1]

(1)

{u}={φi}cosωit

(2)

其中，{φi}為第i階模態形狀的特征向量，ωi為第i階固有振動頻率，t為時間。

由以上兩式可得

(3)

所以，支撐架振動特征方程為

(4)

通過該式可以求得第i階固有振動頻率ωi，進而可以求得第i階模態形狀的特征向量{φi}。

預應力模態分析與靜力分析共享數據，求解后得到支撐板前6階固有頻率見表1，各階固有頻率對應的模態振型見圖10。

表1 改進后支撐板前6階固有頻率

由圖10再結合仿真動畫可知，第1階模態振型為支撐架在X軸方向的直線振動；第2階模態振型為支撐架在Z軸方向的直線振動；第3階模態振型為支撐架在Y軸方向的直線振動；第4階模態振型為支撐架繞橫梁中部Y向軸左右擺動；第5階模態振型為支撐架的扭轉運動；第6階模態振型為支撐架繞橫梁中部Z向軸的擺動。

針對該載車平臺，其主要激振源為發動機，正常行駛時發動機轉速約為1 000～1 500 r/min，即16.67～25 Hz。由表1可知，改進后支撐架各階固有頻率均大于發動機頻率，所以車輛行駛時不會形成共振。

3 結束語

本文針對某支撐架過重的工程實際問題，運用ANSYS有限元分析的方法進行了改進，改進后支撐架質量為33.071 kg，比改進前減輕了37. 8%。該問題中的研究對象不是簡單的梁、桿結構，理論分析方法需要將問題簡化才能研究。對于更復雜的結構，有時難以理論計算，ANSYS有限元分析法則不會受此限制，方便對復雜結構求解[4]，體現了較高的優越性。