大型機柜振動工裝仿真優化設計及試驗驗證*

夏雪寶，明志茂，趙可淪，余云加，張 波

(廣州廣電計量檢測股份有限公司，廣東 廣州 510000)

0 引 言

振動試驗最早應用于航空航天領域，現如今被廣泛應用于船舶、車輛、鐵路、動力機械、建筑、地震模擬等領域[1]。振動試驗是檢驗產品適應性、耐久性和可靠性的必要試驗[2]。振動試驗需將樣機通過工裝夾具模擬實際情況進行安裝，設計的振動工裝夾具需具備足夠的剛度及強度，能將振動臺施加的振動完整傳遞給樣機，在振動頻率范圍內工裝夾具不能共振，避免引起試件的過試驗或欠試驗[3-4]。工裝夾具的設計優劣將直接影響著振動試驗的精度[5]，而對大型樣機，其夾具存在著尺寸超大、質量重、結構強度要求高等設計難點。筆者通過有限元仿真分析方法對某大型機柜振動工裝進行模態分析，并對工裝夾具的結構進行優化加強進而提高其固有頻率，根據優化結果加工生產出工裝夾具，最后通過掃頻試驗進行驗證。

1 大型機柜振動試驗工裝要求

某海軍艦船用大型機柜長3 800 mm，寬1 800 mm，高2 000 mm，重約5 t，需要進行1～60 Hz掃頻試驗(其中1～16 Hz振動位移幅值1 mm，16～60 Hz振動加速度幅值1g)。該機柜尺寸大、重量重，采用35 t電磁振動臺進行振動試驗。根據大型機柜結構特性，對其頂部減震器以及底部減震器需設計固定工裝模擬實際使用時的安裝情況，由于該樣品結構尺寸大，重量重，因此工裝的設計是保證試驗順利實施的關鍵。為避免設計的工裝夾具由于設計不合理導致掃頻出現共振，生產加工前需對該大型共振進行模態仿真分析及結構優化，以保證其1階固有頻率大于掃頻頻率上限(大于60 Hz)，同時具備足夠的安全余量，文中取模態仿真計算安全余量為20 Hz。

依照振動模態理論，對于多自由度阻尼系統，系統的固有頻率取決于質量矩陣、剛度矩陣，且一般固有頻率與系統的剛度矩陣成正比，與系統的質量矩陣成反比。對于大型工裝夾具結構，可通過選取合適材料、結構進行優化設計達到降低其質量提高其剛度的目的，從而提升該工裝的固有頻率。鋁合金、鋼材、鎂鋁合金等金屬可用于常用的工裝生產制造[6]，此次工裝選用Q235方管和鋼板，通過結構優化設計，進行減重及提高剛度。

大型機柜通過工裝底部固定在振動臺面上，在機柜與工裝組裝后，振動工裝及機柜的重心要在振動臺面中心的軸線上，以使振動臺受到的偏心盡可能小，避免振動試驗時產生傾覆力矩。

2 大型工裝有限元建模及模型簡化

為保證仿真計算結果結果的準確性及有限元的計算效率，根據大機柜的安裝尺寸接口和35 t臺臺面孔位圖紙，需對工裝進行建模及簡化處理，簡化后的大型機柜工裝導入ANSYS中如圖1所示(該工裝模型長寬高：4 300 mm×1 934 mm×2 203 mm)。

如圖2所示，將簡化后工裝三維實體模型進行網格劃分得到相應的有限元模型。該振動工裝模型的單元數190 169個，節點數量629 095個，網格尺寸為60 mm。

圖1 簡化后的工裝三維實體模型 圖2 網格劃分后的有限元模型

3 模態仿真及結構優化設計

根據樣品重量及尺寸，擬采用35 t振動臺進行振動試驗。由于振動臺臺面尺寸為2 500 mm×2 500 mm，長度方向小于工裝底面尺寸，因此設計擴展支撐滑臺進行水平振動試驗時的輔助支撐(如圖8所示，與工裝底面接觸部分采用氣囊支撐，可自由滑動)。大型機柜工裝底部通過螺栓固定在振動臺面上，伸出臺面部分直接落在擴展滑臺上。因此在對該機柜振動工裝進行模態仿真時，僅需對約束工裝與振動臺面部分施加三個方向固定約束。采用ANSYS進行約束模態仿真計算，計算得到該工裝前4階約束模態如表1所列，振型如圖3～4所示(前2階)。

表1 振動工裝固有模態頻率 /Hz

圖3 第1階模態振型 圖4 第2階模態振型

由分析的結果可以知：工裝的1階固有頻率為70.747 Hz，僅有10 Hz的安全余量，安全余量低，振動試驗過程中可能會引起共振；前2階模態振型表現為工裝頂部的彎曲變形，說明該工裝頂部結構剛度較低，需對工裝的結構進行加強，提高其固有頻率。通過對工裝頂部加支撐鋼板和斜支撐的方式來提高工裝剛度，優化后的工裝結構如圖5所示。

圖5 優化后的結構

對結構優化加強后的機柜工裝進行模態分析，固定約束邊界條件不變，計算得到前4階約束模態如表2所列，振型如圖6、7所示(前2階)。

表2 振動工裝固有模態頻率(優化后) /Hz

圖6 第1階模態振型(優化后) 圖7 第2階模態振型(優化后)

結構優化設計后的工裝，通過仿真分析計算可知：優化后前2階模態振型仍為橫向彎曲、縱向彎曲，但相對變形小，優化后1階固有頻率提升了10～80.686 Hz，具備20 Hz的安全余量，仿真表明結構優化設計后的工裝滿足振動試驗要求。

4 振動工裝掃頻試驗驗證

由上節仿真計算結果可知，該工裝前2階模態均表現為水平方向的彎曲模態，因此對該工裝實物進行水平2個方向的正弦掃頻試驗驗證。根據上節仿真優化的結果加工生產的該振動工裝(凈重約4.5t)，并將工裝分別按水平橫向和縱向安裝至35 t振動臺上分別如圖8、9所示。模擬實際振動量級進行水平橫向和縱向的掃頻試驗，掃頻參數設置為1～16 Hz振動位移幅值1 mm、16～60 Hz振動加速度幅值1 g，掃頻速率1 Oct/min。掃頻振動試驗時振動控制點傳感器安裝在35 t振動臺面與工裝底部連接處中間位置，振動監測點則安裝在機柜工裝頂部主橫梁中間位置(即1、2階模態相對變形大的位置)，其橫向和縱向掃頻試驗曲線分別如圖10、11所示。

圖8 35 t振動臺工裝橫向安裝實物圖 圖9 35 t振動臺工裝縱向安裝實物圖

圖10 振動工裝掃頻頻譜(橫向)

在掃頻曲線中可看出：優化后的工裝，水平2個方向掃頻試驗中控制曲線和監測曲線幾乎重合，在1～60 Hz頻率范圍內無共振頻率，表明該工裝剛性強，實際前2階模態固有頻率大于60 Hz，驗證了仿真優化設計的正確性，保障了大型機柜振動試驗的要求。

圖11 振動工裝掃頻頻譜(縱向)

5 結 語

采用有限元模態仿真分析及結構優化設計方法，對某大型機柜振動工裝進行仿真計算及結構優化加強，有效提高了其第1階固有頻率，保證了20 Hz的安全余量。對生產加工制造大型機柜工裝通過施加實際振動試驗量級正弦振動進行試驗驗證，掃頻試驗結果表明振動頻率范圍內大型機柜工裝不存在固有頻率，可有效滿足該大型機柜工裝振動試驗的要求。