輔助變流器用變壓器承載結構疲勞強度分析及優化

李大海,何正平,孟昭明,李宇航

(1．中車大連電力牽引研發中心有限公司 技術中心,遼寧 大連 116022;2．機車與動車組牽引控制國家重點實驗室,遼寧 大連 116022;3．大連交通大學 機械工程學院,遼寧 大連 116028)

輔助變流器作為牽引系統中的關鍵設備,為整車的空氣壓縮機、空調、蓄電池、牽引系統風機等提供穩定的三相電源,其性能的穩定性對整車安全運行極為重要。輔助變流器內安裝有質量較大的磁性元件,需要考慮這些產品的安裝可靠性,而這些電氣產品往往受到線路條件、柜體制造工藝、安裝方式等因素的影響,吊座結構等易發生疲勞斷裂,危及行車安全。本文以輔助變流器用變壓器吊座疲勞開裂事件為例,對吊座優化方案前、后的結構強度進行校核。

目前國內外主要通過仿真手段和試驗方法對振動疲勞進行分析和評估。學者們基于ANSYS等軟件建立有限元模型,對柜體進行模態和隨機振動分析,指導產品設計[1-5]。金煒等[6]對機車車輛車體用部件結構耐久性進行了研究,在累計損傷等效的前提下針對部件結構設計校核、耐久性試驗中存在的問題提出了改進建議。丁杰等[7]基于概率統計方法的隨機振動疲勞分析和利用模態疊加法等數值模擬方法分析部件的受力情況和薄弱環節,有效指導產品設計和樣機試驗。王超等[8]采用準靜態法對輔助變流器柜疲勞壽命進行仿真,從而找到變流器柜的薄弱環節。鄧勇等[9]基于頻域法對隨機振動載荷作用下的輔助變流器柜進行疲勞壽命分析。

本文根據柜體樣機變壓器吊座安裝面的實際情況,利用有限元仿真手段對變壓器疲勞斷裂區域進行了分析研究,通過模擬施加強制位移可以反映出疲勞斷裂區域周邊存在顯著的預彎曲應力,同時對優化前、后的吊座強度進行了應力校核,給出了優化方案,并順利通過型式試驗。

1 變壓器吊座疲勞斷裂的問題描述

按照型式試驗大綱中沖擊和振動標準IEC 61373:2010[10], Ⅰ類A級設備對該柜體進行了增強隨機振動量級的模擬壽命試驗、沖擊試驗以及功能隨機振動試驗。在柜體垂向振動試驗過程中,變壓器4號吊座發生疲勞斷裂,具體裂紋位置見圖1。

圖1 變壓器吊座裂紋

變壓器配有4個吊座,采用螺栓安裝在柜體艙內,如圖2所示。其中點1、2、3的安裝座和柜體的吊座安裝表面貼合,點4的安裝平面和柜體上的固定面有3 mm縫隙,利用安裝座鋼板本身的彈性,通過螺栓強制擰緊貼合在柜體吊耳平面上消除了間隙。

圖2 變壓器吊座示意

2 原方案仿真計算

2.1 有限元模型建立

輔助變流器柜體結構采用型材和鈑金件焊接而成。利用HyperMesh軟件建立整體結構有限元模型,遠離主要關注部位的橫梁吊架用中間帶節點的板殼單元SHELL 181模擬,關注部位的吊座及附近連接部位,采用體單元SOLID 185進行模擬。考慮模擬計算的準確性和效率,螺栓連接處用梁單元BEAM 188,通過剛性連接進行模擬。變壓器、功率模塊等柜體內部電氣元件采用質量點單元MASS 21模擬。斷裂吊座用較細的實體網格建模,并在吊座上施加了3 mm的強制位移,在加速度工況中計入預應力的影響,見圖3。

圖3 3 mm強制位移施加位置

2.2 3 mm間隙的強制螺栓緊固模擬

為了驗證3 mm強制位移是否可以模擬螺栓強制擰緊貼合消除間隙帶來的預彎曲應力狀態,在變壓器4號吊座上施加了垂直向下的3 mm強制位移之后,又在上、下板螺栓孔位置處,根據經驗分別施加上、下兩個方向的1 000 N垂向載荷(見圖3),并采用兩個工況計算強制緊固過程中的位移量變化。將預處理好的模型導入ANSYS中進行有限元分析,垂向力作用下吊點附近結構位移變化見圖4。

(a) 1 000 N載荷垂直向上

計算結果表明,在模擬螺栓強制緊固情況中,變壓器吊座部分(A)的位移為5.54 mm,遠大于安裝座(B)的垂向位移(0.19 mm)。這是因為載荷垂直向下時,強制位移預彎曲應力與載荷方向相同,疊加載荷造成的垂向位移較大;反之亦然,載荷垂直向上時,強制位移的預彎曲應力抵消了部分載荷,垂向位移減小。這說明3 mm強制位移施加可以真實反映強制緊固導致的預彎曲應力。

2.3 原方案仿真結果

吊座裂紋出現在垂向振動試驗過程中,根據標準IEC 61373:2010中對I類A級設備振動試驗要求,在經過預彎曲應力模擬后,對模型施加4.25 m/s2的垂向加速度。原方案變壓器吊座處主應力云圖見圖5,圖中也分別給出了4個吊座點的焊趾處主應力值。

圖5 原方案變壓器吊座處主應力云圖

計算結果表明,原方案中吊座的應力分布相對集中于焊趾處。這是因為變壓器吊座立板處存在剛度突變,易導致應力集中。斷裂位置局部有限元模型見圖6,吊座4通過螺栓強制擰緊消除間隙的方法,導致了在振動試驗之前吊座立板焊縫焊趾處就存在顯著的預彎曲應力,兩方面因素的疊加使得該處應力集中加劇,這對后續的疲勞振動試驗有顯著影響。斷裂位置剛好處在焊趾處,同時該處也是抗彎剛度突變的位置,立板區域(斷裂位置右側)抗彎剛度較大,而斷裂位置左側剛度較小。

圖6 斷裂位置局部有限元模型

3 改進方案仿真計算

為了增大吊座筋板附近焊趾處抗彎剛度,改進方案在原方案的基礎上在吊點位置增加了U型加強板,改進方案與原方案對比見圖7。

圖7 兩方案對比

改進方案與原方案采用相同的前處理,再次導入有限元軟件中進行仿真。圖8給出了改進方案中變壓器吊座處主應力。

圖8 改進方案變壓器吊座處主應力云圖

從圖8可知,改進方案比原方案在變壓器吊座焊趾處的主應力顯著降低。由于結構整體得到了剛度協調,焊趾處的應力集中得到極大緩解,整體應力分布更加均勻,提高了結構整體的疲勞壽命。

4 兩種方案壽命預測對比

雖然在隨機振動疲勞的計算中無法計入3 mm引起的預應力效應,無法直接計算其準確壽命。但是通過引入BS 7608:2014+Al:2015標準,就可以得到改進方案的壽命提升效果。

BS 7608:2014+Al:2015標準[11]將焊接結構細節分為10個等級、50多種具體的接頭形式,并給出了相應的S-N曲線。S-N曲線不僅考慮了焊接接頭應力集中、尺寸與形狀的不連續性,還考慮了應力方向、殘余應力、焊接工藝和焊后處理工藝對焊縫疲勞強度的影響。其中,疲勞壽命與應力范圍的關系為:

N=C/Δσm或N=C/Δτm

(1)

其S-N曲線表達形式為:

logN= logC-mlog Δσ

(2)

可以看出,通過減少應力集中、降低應力范圍可以顯著提高結構的疲勞壽命。根據焊縫的結構與載荷形式,選擇了標準中F等級的S-N曲線參數(標稱失效概率為2.3%),并分別計算了改進前、后吊座焊趾處的疲勞壽命,結果對比見表1,其中吊座2與吊座4的應力小于等級要求的40 MPa,可視為無限疲勞壽命。

表1 改進前、后兩種吊座焊趾處壽命對比

從主應力下降程度來看,吊座壽命會有顯著提升。但是焊縫實際壽命受到工藝、制造誤差、材料缺陷等多方面因素的影響,壽命提升比例僅供參考。

5 結論

(1)本文通過分析變壓器吊座貫穿式裂紋斷口位置以及安裝方式,找出了發生斷裂的原因,并應用有限元法對優化后的吊座進行了強度校核,改進方案下吊座抗彎剛度大幅提升的同時顯著降低疲勞應力,提高了產品壽命。

(2)雖然樣機整體吊耳焊接平面度超差是導致吊座產生裂紋的主要原因,但同時也暴露出變壓器吊座結構設計的缺陷,在吊座結構優化的同時,樣機及批量產品吊耳上增加了厚度為0.5～1 mm的調整墊片,輔助變流器柜體在后續的型式試驗中順利通過,同時批量產品也經歷了近5年的安全載客運營考核,證明了優化后的方案能夠滿足安全運用需求。