高速動(dòng)車組吊耳裝置結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化分析

覃 才，高 陽，韓 健，肖新標(biāo)

（ 1.西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，成都610031；2.西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，成都610031；3.大連交通大學(xué) 交通運(yùn)輸工程學(xué)院，遼寧 大連116028；4.中車長(zhǎng)春軌道客車股份有限公司 國家軌道客車工程研發(fā)中心，長(zhǎng)春130062）

隨著高速列車運(yùn)行速度不斷提高，列車在運(yùn)營(yíng)過程中的異常振動(dòng)問題日益突出，長(zhǎng)期的異常振動(dòng)會(huì)引發(fā)轉(zhuǎn)向架零部件的損傷和破壞，嚴(yán)重時(shí)會(huì)直接影響列車行車安全[2]。高速動(dòng)車組轉(zhuǎn)向架是車輛重要的走行部位，在高速度、高密度運(yùn)行一定里程后車輪圓周方向會(huì)出現(xiàn)不同程度的剝離，進(jìn)而出現(xiàn)車輪多邊形引發(fā)輪軌系統(tǒng)間的劇烈振動(dòng)[13]，較大的振動(dòng)將引發(fā)轉(zhuǎn)向架零部件的損傷和破壞。

目前高速列車轉(zhuǎn)向架零部件的異常振動(dòng)問題大多側(cè)重于成因分析，明白其作用機(jī)理，從產(chǎn)生異常振動(dòng)的源頭上提出控制措施。韓光旭等[5]對(duì)出現(xiàn)車內(nèi)異常振動(dòng)的高速列車展開長(zhǎng)期跟蹤試驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)異常振動(dòng)來源于車輪多邊形，從源頭上分析了異常振動(dòng)的產(chǎn)生機(jī)理。NISELSEN 等[6]以 及BARKE 和CHIU[7]詳細(xì)研究了車輪多邊形對(duì)軌道車輛部件振動(dòng)的影響。SNYDER和STONE[4]結(jié)合車輪沖擊載荷與車輪多邊形的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，分析了車輪多邊形激勵(lì)產(chǎn)生的振動(dòng)對(duì)車輪、軸箱等部件的使用壽命的影響。

現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，我國某型高速動(dòng)車組在運(yùn)營(yíng)過程中（運(yùn)營(yíng)速度為200 km/h）出現(xiàn)了吊耳裝置發(fā)生異常振動(dòng)且個(gè)別存在明顯斷裂裂紋的現(xiàn)象，吊耳裝置結(jié)構(gòu)及其斷裂照片如圖1所示[2]。

圖1 垂向止擋及斷裂現(xiàn)場(chǎng)照片[2]

吊耳裝置是安裝在軸箱上起到起吊作用，同時(shí)限制構(gòu)架垂向位移，防止列車在運(yùn)行過程中構(gòu)架垂向位移過大的裝置。吊耳裝置的異常振動(dòng)導(dǎo)致其發(fā)生斷裂失效，甚至危及行車安全。現(xiàn)場(chǎng)調(diào)查表明，輪軌表面粗糙度的增加，特別是高階車輪多邊形的出現(xiàn)，是吊耳裝置異常振動(dòng)的主要原因。彭來先等[2]從激勵(lì)源頭上分析了吊耳裝置異常振動(dòng)特性，明確了車輪多邊形與吊耳裝置異常振動(dòng)的關(guān)系，并指出對(duì)車輪進(jìn)行鏇修可以明顯改善車輪表面狀態(tài)和零部件的振動(dòng)水平，降低吊耳裝置的異常振動(dòng)，減少斷裂的發(fā)生。但隨著車輛運(yùn)營(yíng)過程中車輪發(fā)生磨耗，異常振動(dòng)仍然會(huì)隨之產(chǎn)生，在吊耳裝置結(jié)構(gòu)可調(diào)整的情況下，對(duì)吊耳裝置進(jìn)行結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化是從根本上解決其異常振動(dòng)及斷裂問題的有效措施。

針對(duì)高速動(dòng)車組在運(yùn)營(yíng)過程中出現(xiàn)的吊耳裝置異常振動(dòng)且個(gè)別存在明顯斷裂裂紋的問題，從參數(shù)優(yōu)化的角度，對(duì)解決吊耳裝置異常振動(dòng)的措施展開研究。以吊耳裝置為研究對(duì)象，開展吊耳裝置在運(yùn)行狀態(tài)下的振動(dòng)、應(yīng)力響應(yīng)特性和靜態(tài)力錘模態(tài)測(cè)試，掌握吊耳裝置異常振動(dòng)的加速度和應(yīng)力響應(yīng)頻譜特性，分析其成因，明確參數(shù)優(yōu)化目標(biāo)。進(jìn)而，基于有限元方法，建立吊耳裝置的有限元分析模型，模擬運(yùn)行狀態(tài)下吊耳裝置的激勵(lì)和邊界條件，分析吊耳裝置振動(dòng)特性、應(yīng)力和疲勞壽命，研究吊耳裝置厚度和倒圓角半徑對(duì)其振動(dòng)水平、應(yīng)力水平和疲勞壽命的影響，給出厚度和倒圓角半徑參數(shù)改變后量化效果和優(yōu)化參數(shù)，為吊耳裝置的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參數(shù)參考范圍。

1 吊耳裝置動(dòng)態(tài)響應(yīng)測(cè)試與分析

為了掌握吊耳裝置異常振動(dòng)的加速度和應(yīng)力響應(yīng)頻譜特性，在高速動(dòng)車組運(yùn)營(yíng)過程中同步測(cè)試軸箱、吊耳裝置的振動(dòng)和吊耳裝置斷裂裂紋部位的應(yīng)力。在軸箱、吊耳裝置頂部布置振動(dòng)傳感器，測(cè)試軸箱、吊耳裝置的橫/垂雙向振動(dòng)響應(yīng)。同時(shí)，在吊耳裝置底部（對(duì)應(yīng)圖1的斷裂位置）布置應(yīng)變片，測(cè)試吊耳裝置底部的應(yīng)力響應(yīng)。測(cè)點(diǎn)布置圖如圖2所示。

圖2 測(cè)點(diǎn)布置示意圖

1.1 振動(dòng)響應(yīng)特性

軸箱和吊耳裝置的橫、垂向加速度頻譜圖如圖3所示。

由圖3(a)可見，軸箱和吊耳裝置的垂向振動(dòng)加速度頻譜在300 Hz～330 Hz 及470 Hz～520 Hz 頻率段內(nèi)存在顯著峰值，在0～1 000 Hz頻段內(nèi)均存在以19 Hz為間隔的頻率峰值，峰值頻率吻合，振動(dòng)水平相當(dāng)，吊耳裝置振動(dòng)與軸箱的振動(dòng)存在顯著的相關(guān)關(guān)系。圖3(b)中軸箱和吊耳裝置的橫向振動(dòng)在300 Hz～330 Hz及470 Hz～520 Hz兩個(gè)頻率段內(nèi)也存在顯著峰值，在0～1 000 Hz 頻段內(nèi)均存在以19 Hz為間隔的頻率峰值，峰值頻率吻合。吊耳裝置的振動(dòng)加速度水平高于軸箱，在470 Hz～520 Hz 頻率段內(nèi)尤為顯著。

圖3 吊耳裝置和軸箱的振動(dòng)頻譜特性

綜上所述，吊耳裝置異常振動(dòng)的主要原因是橫向振動(dòng)在470 Hz～520 Hz頻率段振動(dòng)峰值顯著。

1.2 應(yīng)力響應(yīng)特性

橫向振動(dòng)異常是吊耳裝置異常振動(dòng)的主要原因，吊耳裝置橫向應(yīng)力頻譜圖如圖4所示。

圖4 吊耳裝置橫向應(yīng)力頻譜特性

由圖4可見，吊耳裝置橫向應(yīng)力頻譜在477 Hz～515 Hz頻段存在顯著峰值，在515 Hz處峰值最顯著，顯著高于其他頻率處應(yīng)力幅值。橫向應(yīng)力頻譜存在以19 Hz 為間隔的頻率峰值，橫向應(yīng)力顯著峰值頻率與橫向振動(dòng)顯著峰值頻率相對(duì)應(yīng)。結(jié)合圖3（b）分析可知，吊耳裝置的橫向應(yīng)力在477 Hz～515 Hz 的顯著峰值與470 Hz～520 Hz 頻率段的異常振動(dòng)存在顯著的相關(guān)關(guān)系，計(jì)算得頻譜應(yīng)力總值為19.8 Mpa。

1.3 吊耳裝置斷裂原因分析

軸箱在300 Hz～330 Hz 和470 Hz～520 Hz 2個(gè)頻段存在顯著峰值，吊耳裝置受到軸箱振動(dòng)的激勵(lì)，在470 Hz～520 Hz 頻段產(chǎn)生異常顯著的橫向振動(dòng)，導(dǎo)致橫向應(yīng)力過大，在運(yùn)營(yíng)過程中發(fā)生斷裂。

出現(xiàn)吊耳裝置異常振動(dòng)問題的高速列車車輪存在嚴(yán)重的16、22、27階多邊形，當(dāng)列車以192 km/h的速度運(yùn)行時(shí)，產(chǎn)生的輪軌激勵(lì)頻率為305 Hz、420 Hz、515 Hz，使軸箱振動(dòng)在300 Hz～330 Hz 及470 Hz～520 Hz頻段存在顯著峰值[2]。軸箱振動(dòng)是吊耳裝置發(fā)生受迫振動(dòng)的直接激勵(lì)源，在對(duì)應(yīng)的段內(nèi)，吊耳裝置的垂向振動(dòng)水平和軸箱相當(dāng)，橫向振動(dòng)則異常顯著。

為了研究橫向振動(dòng)在470 Hz～520 Hz頻段異常顯著的原因，對(duì)吊耳裝置進(jìn)行了力錘敲擊測(cè)試。圖5給出了吊耳裝置的頻響特性。

圖5 吊耳裝置橫向頻響函數(shù)

由圖5可見，吊耳裝置的橫向頻響函數(shù)在512 Hz處存在峰值，在470 Hz～520 Hz頻段振動(dòng)傳遞率較大。軸箱橫向振動(dòng)（激勵(lì)源）在470 Hz～520 Hz頻段存在顯著峰值，吊耳裝置在軸箱振動(dòng)激勵(lì)下發(fā)生共振，在470 Hz～520 Hz 頻段橫向振動(dòng)產(chǎn)生較大的振動(dòng)響應(yīng)。在500 Hz 附近的固有頻率對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型為橫向彎曲模態(tài)[2]，吊耳裝置產(chǎn)生顯著的橫向彎曲振動(dòng)和橫向應(yīng)力，引發(fā)斷裂。

因此，為了改善吊耳裝置的異常振動(dòng)，抑制斷裂發(fā)生，以振動(dòng)水平、應(yīng)力特性和疲勞壽命為目標(biāo)變量，采用有限元分析，研究吊耳裝置結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)目標(biāo)變量的影響。

2 數(shù)值仿真與參數(shù)優(yōu)化

吊耳裝置的振動(dòng)是受迫振動(dòng)，直接激勵(lì)源來自軸箱，結(jié)構(gòu)改變不會(huì)對(duì)激勵(lì)源產(chǎn)生明顯影響，因此，可以通過實(shí)測(cè)激勵(lì)源對(duì)不同結(jié)構(gòu)參數(shù)下的吊耳裝置進(jìn)行有限元分析。

2.1 動(dòng)態(tài)響應(yīng)仿真

采用有限元法，研究吊耳裝置的振動(dòng)特性、應(yīng)力特性和疲勞壽命。將吊耳裝置的3D 實(shí)體模型離散為26 490個(gè)solid45單元，如圖6所示。

圖6 吊耳裝置有限元模型

吊耳裝置通過螺栓連接在軸箱上，安裝處與軸箱振動(dòng)加速度測(cè)點(diǎn)處振動(dòng)水平近似，可由軸箱測(cè)點(diǎn)處的振動(dòng)加速度替代實(shí)際吊耳裝置安裝處的振動(dòng)加速度，作為激勵(lì)輸入。考慮吊耳裝置在軸箱上的實(shí)際安裝情況，在底部圓孔及圓孔附近的夾持部分作為激勵(lì)輸入邊界，在Ansys 軟件環(huán)境下對(duì)吊耳裝置進(jìn)行諧響應(yīng)分析和應(yīng)力分析，得到吊耳裝置的加速度頻譜和應(yīng)力分布（提取結(jié)果的位置與第1 小節(jié)中的測(cè)試點(diǎn)位置相同）。基于諧響應(yīng)分析和應(yīng)力分析的力載荷結(jié)果，在Fe-safe 軟件環(huán)境下，對(duì)吊耳裝置進(jìn)行疲勞壽命分析。

由于橫向振動(dòng)在470 Hz～520 Hz頻段內(nèi)異常顯著是吊耳裝置發(fā)生異常振動(dòng)的主要原因，因此，在研究吊耳裝置的振動(dòng)特性、應(yīng)力分布和疲勞壽命時(shí)，主要針對(duì)橫向進(jìn)行研究。

圖7給出了吊耳裝置橫向振動(dòng)加速度頻譜的仿真結(jié)果與測(cè)試結(jié)果。

由圖7可見，仿真結(jié)果與實(shí)測(cè)結(jié)果在0～1 000 Hz頻段的峰值頻率吻合，峰值大小平均相對(duì)誤差為1.3%，斷裂位置處計(jì)算應(yīng)力為20.2 Mpa，與測(cè)試值19.8 Mpa 誤差為2.0%。仿真結(jié)果與實(shí)測(cè)結(jié)果誤差較小，在分析吊耳裝置振動(dòng)特性隨結(jié)構(gòu)參數(shù)的變化規(guī)律時(shí)可以忽略，有限元模型滿足分析要求。

2.2 參數(shù)靈敏度分析

圖7 吊耳裝置橫向振動(dòng)仿真與實(shí)測(cè)頻譜特性

為了明確對(duì)目標(biāo)變量有較大影響的參數(shù)，進(jìn)而選取有效的結(jié)構(gòu)參數(shù)和參數(shù)變化形式進(jìn)行分析，提高優(yōu)化分析效率，以吊耳裝置加速度測(cè)點(diǎn)處橫向加速度在0～1 000 Hz內(nèi)的有效值、應(yīng)力測(cè)點(diǎn)處的應(yīng)力值作為靈敏度分析的目標(biāo)變量對(duì)吊耳裝置的主要設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行了靈敏度分析。

以結(jié)構(gòu)參數(shù)改變后的目標(biāo)變量對(duì)初始結(jié)構(gòu)下的目標(biāo)變量的變化率刻畫參數(shù)靈敏度，引入靈敏度因子，計(jì)算公式為

式中，A為初始結(jié)構(gòu)下的目標(biāo)變量，B為改變參數(shù)后的目標(biāo)變量。

表1給出了不同結(jié)構(gòu)參數(shù)靈敏度分析的結(jié)果，黑體部分為吊耳裝置的初始結(jié)構(gòu)參數(shù)。

對(duì)比表1中的數(shù)據(jù)，改變厚度和倒圓角半徑，目標(biāo)變量靈敏度較大，在厚度和倒圓角半徑增大時(shí)目標(biāo)變量減小。在工況變化范圍內(nèi)，厚度增加1 cm（過渡圓角半徑增大1 cm），0～1 000 Hz 內(nèi)的振動(dòng)加速級(jí)的變化為2.3 dB～4.2 dB，最大應(yīng)力值的變化為3.3 MPa～5.1 MPa。因此，優(yōu)化分析有效結(jié)構(gòu)參數(shù)是厚度和倒圓角半徑，優(yōu)化方向是增大參數(shù)。

基于靈敏度分析，選取厚度和倒圓角半徑作為優(yōu)化參數(shù)，從量化角度分析二者的變化對(duì)振動(dòng)水平、應(yīng)力水平和疲勞壽命的影響。

2.3 厚度優(yōu)化

圖8給出了吊耳裝置在不同厚度下的橫向加速度頻譜，原始厚度為17 mm。

由圖8可見，增加吊耳裝置厚度，0～1 000 Hz內(nèi)振動(dòng)峰值明顯降低，吊耳裝置橫向振動(dòng)的總體水平下降。不同厚度下主要峰值頻段均在470 Hz～520 Hz。該頻段振動(dòng)加速度有效值隨厚度增加3 cm、6 cm和9 cm，依次降低4.6 dB、6.1 dB和8.9 dB。

原始厚度下的吊耳裝置，515 Hz 處的峰值最顯著，對(duì)應(yīng)吊耳裝置的1階彎曲模態(tài)頻率，對(duì)異常振動(dòng)和斷裂的發(fā)生起主要作用，圖9給出了吊耳裝置厚度由17 mm增加到26 mm時(shí)最大峰值處的加速度值和對(duì)應(yīng)頻率。

表1 吊耳裝置結(jié)構(gòu)參數(shù)靈敏度

圖8 厚度對(duì)加速度響應(yīng)影響

由圖9可見，厚度增大3 mm，最大峰值減小12.9%；厚度增大6 mm，最大峰值減小18.4%；厚度增加大9 mm，最大峰值減小26.9 %。隨著厚度增加，最大峰值頻率向左略有偏移，吊耳裝置的1階彎曲模態(tài)對(duì)應(yīng)頻率仍在軸箱振動(dòng)（激勵(lì)源）顯著的470 Hz～520 Hz頻段內(nèi)。

圖9 厚度對(duì)振動(dòng)響應(yīng)特性影響

圖10給出了厚度由17 mm 增加到26 mm 時(shí)吊耳裝置斷裂處的橫向應(yīng)力值和疲勞壽命。

圖10 厚度對(duì)應(yīng)力響應(yīng)和疲勞壽命影響

由圖10可見，厚度增大3 cm，斷裂處橫向應(yīng)力減小11.8%，疲勞壽命提高1.9 倍；厚度增大6 mm，最大應(yīng)力減小19.0%，疲勞壽命提高3.3 倍；厚度增大9 cm，斷裂處橫向應(yīng)力減小23.9%，疲勞壽命提高4.3倍。

由圖9、圖10可知，當(dāng)厚度超過20 cm，增加厚度對(duì)降低最大峰值、應(yīng)力水平和增大疲勞壽命的效果開始減弱，且厚度為20 cm時(shí)，應(yīng)力水平均低于測(cè)試應(yīng)力值。由此可見，20 cm為吊耳裝置較為合理的設(shè)計(jì)厚度。實(shí)際吊耳裝置的厚度根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)安裝厚度的要求可適當(dāng)增大。

2.4 過渡圓角優(yōu)化

圖11給出了吊耳裝置在不同倒圓角半徑下的橫向加速度頻譜，倒圓角原始半徑為6 mm。

圖11 倒圓角半徑對(duì)加速度響應(yīng)影響

由圖11可見，增加吊耳裝置倒圓角半徑，0～1 000 Hz 內(nèi)振動(dòng)峰值明顯降低，吊耳裝置橫向振動(dòng)的總體水平下降，非振動(dòng)顯著頻率區(qū)域的620 Hz～700 Hz 頻段降低效果顯著。倒圓角半徑增加3 cm、6 cm和9 cm，對(duì)應(yīng)的顯著振動(dòng)頻段依次為476 Hz～535 Hz、496 Hz～573 Hz 和512 Hz～604 Hz，顯著振動(dòng)頻段加速度依次有效降低6.8 dB、10.9 dB 和15.7 dB。顯著振動(dòng)頻段的頻帶變寬，振動(dòng)水平降低。

對(duì)于原始倒圓角半徑下的吊耳裝置，515 Hz 頻率下對(duì)應(yīng)的峰值最顯著，對(duì)應(yīng)吊耳裝置的1 階彎曲模態(tài)頻率，圖12給出了倒圓角半徑由6 mm 增加到15 mm時(shí)最大峰值處的加速度值和對(duì)應(yīng)頻率。

圖12 倒圓角半徑對(duì)振動(dòng)響應(yīng)特性影響

由圖12可見，倒圓角半徑增大3 mm，最大峰值減小25.9 %；半徑增大6 mm 時(shí)，最大峰值減小38.6 %；半徑增大9 mm 時(shí)，最大峰值減小52.9 %。隨著倒圓角半徑增加，最大峰值頻率向右明顯偏移，吊耳裝置的1階彎曲模態(tài)對(duì)應(yīng)頻率逐漸遠(yuǎn)離軸箱激勵(lì)最為顯著的區(qū)域，吊耳裝置的1 階彎曲振動(dòng)得到抑制。

圖13給出了半徑由6 mm增加到15 mm時(shí)吊耳裝置的斷裂處橫向應(yīng)力和疲勞壽命。

圖13 倒圓角半徑對(duì)應(yīng)力響應(yīng)和疲勞壽命影響

由圖13可見，倒圓角半徑增大3 mm，斷裂處橫向應(yīng)力減小25.7%，疲勞壽命提高1.8 倍；半徑增大6 mm，斷裂處橫向應(yīng)力減小38.6%，疲勞壽命提高3.6 倍；半徑增大9 mm，斷裂處橫向應(yīng)力減小52.9%，疲勞壽命提高5.1倍。斷裂處橫向應(yīng)力降低幅度很大，可能與1 階彎曲模態(tài)頻率偏離軸箱激勵(lì)的顯著區(qū)域和倒圓角變化改善了應(yīng)力集中現(xiàn)象有關(guān)。

由圖12、圖13可知，當(dāng)?shù)菇前霃匠^9 cm，增加半徑對(duì)降低最大峰值和應(yīng)力水平的效果開始減弱，疲勞壽命趨于線性增大，且倒角半徑為9 cm 時(shí)，應(yīng)力水平均低于測(cè)試應(yīng)力值。由此可見，9 cm 為吊耳裝置倒角較為合理的設(shè)計(jì)半徑。實(shí)際吊耳裝置的倒角半徑根據(jù)疲勞強(qiáng)度的要求可適當(dāng)增大。

由第2.2小節(jié)分析可知，螺孔半徑和中間幅板寬度的變化對(duì)目標(biāo)變量的影響較小，不作為設(shè)計(jì)的目標(biāo)變量。吊耳裝置的合理設(shè)計(jì)參數(shù)由表2給出。

表2 吊耳裝置的設(shè)計(jì)參數(shù)

3 結(jié)語

對(duì)吊耳裝置開展運(yùn)行狀態(tài)下的振動(dòng)響應(yīng)特性和靜態(tài)力錘模態(tài)測(cè)試，分析吊耳裝置異常振動(dòng)的原因，明確參數(shù)優(yōu)化的目標(biāo)變量。然后建立吊耳裝置有限元分析模型，通過結(jié)構(gòu)參數(shù)靈敏度分析確定有效優(yōu)化參數(shù)和優(yōu)化方向，采用有限元法，對(duì)吊耳裝置的振動(dòng)特性、應(yīng)力和疲勞壽命進(jìn)行分析，從具體數(shù)值上量化分析厚度和倒圓角半徑的變化對(duì)振動(dòng)水平、應(yīng)力水平和疲勞壽命的影響，為吊耳裝置的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)提供量化數(shù)值參考。得到主要結(jié)論如下：

（1）吊耳裝置斷裂處的應(yīng)力變化、疲勞壽命變化和顯著振動(dòng)頻段內(nèi)的振動(dòng)特性變化是參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)變量。

（2）在振動(dòng)特性方面，增加吊耳裝置厚度，橫向振動(dòng)水平總體下降，主要峰值頻段均在470 Hz～520 Hz。該頻段振動(dòng)加速度有效值隨厚度增加3 cm、6 cm 和9 cm 依次降低4.6 dB、6.1 dB 和8.9 dB；最大峰值依次減小12.9%、18.4%和26.9%。隨著厚度增加，最大峰值頻率向左略有偏移，1階彎曲模態(tài)對(duì)應(yīng)頻率仍然在激勵(lì)源顯著的470 Hz～520 Hz頻段內(nèi)。增大倒圓角半徑，橫向振動(dòng)水平總體下降，隨著倒圓角半徑增加3 cm、6 cm 和9 cm，最大峰值依次減小25.9%、38.6%和52.9%，對(duì)應(yīng)的顯著振動(dòng)頻段的頻帶變寬，該頻段加速度依次有效降低6.8 dB、10.9 dB和15.7 dB。隨著倒圓角半徑增加，最大峰值頻率向右明顯偏移，吊耳裝置的1 階彎曲模態(tài)對(duì)應(yīng)頻率逐漸遠(yuǎn)離軸箱激勵(lì)最為顯著的區(qū)域，吊耳裝置的1階彎曲振動(dòng)得到抑制。

（3）在應(yīng)力特性方面，厚度增大3 cm，斷裂處橫向應(yīng)力減小11.8%；厚度增大6 mm，最大應(yīng)力減小19.0 %；厚度增大9 cm，斷裂處橫向應(yīng)力減小23.9%。倒圓角半徑增大3 mm，斷裂處橫向應(yīng)力減小25.7%；半徑增大6 mm 時(shí)，斷裂處橫向應(yīng)力減小38.6 %；半徑增大9 mm 時(shí)，斷裂處橫向應(yīng)力減小52.9%。增大倒圓角半徑，斷裂處橫向應(yīng)力降低幅度很大，可能與一階彎曲模態(tài)頻率偏離軸箱激勵(lì)的顯著區(qū)域和倒圓角變化改善了應(yīng)力集中現(xiàn)象有關(guān)。

（4）在疲勞壽命方面，厚度增大3 cm，疲勞壽命提高1.9倍；厚度增大6 mm，疲勞壽命提高3.3倍；厚度增大9 cm，疲勞壽命提高4.3倍。倒圓角半徑增大3 mm，疲勞壽命提高1.8倍；半徑增大6 mm，疲勞壽命提高3.6倍；半徑增大9 mm，疲勞壽命提高5.1倍。

（5）在滿足實(shí)際安裝尺寸的條件下，吊耳裝置優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)參數(shù)：厚度為20 cm，倒圓角半徑為9 cm，中間幅板寬度為30 cm，螺孔半徑為8.5 cm。