1.3 實(shí)驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)
國標(biāo) GB/ T 4857. 23-2003 給出了包裝件的隨機(jī)振動測試方法及隨機(jī)振動的 PSD 曲線 ，如圖 3 所示，該曲線引用自美國材料與試驗(yàn)協(xié)會標(biāo)準(zhǔn)。
從表 1 可知，無論公路、鐵路還是空中運(yùn)輸，運(yùn)輸能量都主要集中于 4~16H z，因此如果包裝件的第一階固有頻率大于20H z，則認(rèn)為運(yùn)輸風(fēng)險較低。
2 直聯(lián)式離心風(fēng)機(jī)系統(tǒng)有限元分析
采用 ANSYS 對電機(jī)支架進(jìn)行隨機(jī)振動分析，找出電機(jī)支架的最大應(yīng)力分布，再通過 M i ner疲勞線性累計理論校驗(yàn)其疲勞壽命。
2.1 直聯(lián)式離心風(fēng)機(jī)系統(tǒng)有限元模型的建立
直聯(lián)式離心風(fēng)機(jī)系統(tǒng)如圖 4 所示，蝸殼屬于板殼結(jié)構(gòu)，在ANSYS 中使用 Shel l -63 彈性殼單元模擬，由于網(wǎng)格精度過小則單元數(shù)過多，導(dǎo)致運(yùn)算時間大大增加，網(wǎng)格精度過大則單元數(shù)太小，導(dǎo)致運(yùn)算結(jié)果誤差太大。本例采用自適應(yīng)網(wǎng)格劃分，蝸殼和電機(jī)網(wǎng)格精度為 4m m ，其余減震墊，螺栓等緊固零件的網(wǎng)[ 3] 。
2.2 載荷及材料參數(shù)
在隨機(jī)振動分析中采用圖 3 所示的參考曲線作為激勵載荷，電機(jī)重 7. 63kg ；蝸殼壁厚 2m m ；電機(jī)支架材料采用Q235A 和鋼絲兩種，Q235A 材料密度 / kg m 78503t =，彈性模量E GPa 200 = ，泊松比 . 0 32c=，屈服強(qiáng)度 MPa 235 y0 v = ，取安全系 . n 17 s = ，則許用應(yīng)力[ ] /n MPa 138 s s 0 0 v v = = ，鋼絲材料為 Q195，其屈服強(qiáng)度 MPa 195 y1 v = ，取安全系數(shù) . n 17 s = ，則其許用應(yīng)力[ ] /nMPa 115s s 1 1 v v = =[ 4] 。
2.3 計算結(jié)果分析
通過隨機(jī)振動有限元分析獲得鋼絲電機(jī)支架處動應(yīng)力分布，最大的 1σ 應(yīng)力為 151M Pa, 發(fā)生在內(nèi)側(cè)卡箍與支腳焊接處，如圖6 所示，超過其許用應(yīng)力 115M Pa，運(yùn)輸風(fēng)險較大。
2.4 實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析
為驗(yàn)證理論計算的準(zhǔn)確性，實(shí)驗(yàn)按照 GB/ T 4857. 23-2003《包裝 運(yùn)輸包裝件 隨機(jī)振動試驗(yàn)方法》 測試風(fēng)機(jī)組件的結(jié)構(gòu)可靠性。
試驗(yàn)方法：
a)將一件試驗(yàn)樣品按正常運(yùn)輸?shù)臄[放狀態(tài)或試驗(yàn)要求的擺放方式擺放在振動臺上，在樣品周圍安裝護(hù)欄加以保護(hù)，護(hù)欄與樣品間距大約為 15 m m 。
b)按 (表 2)目標(biāo)普設(shè)置試驗(yàn)參數(shù)。
c)隨機(jī)振動目標(biāo)普加速度均方根 1. 14 G，頻率為 2 -200 H z之間隨機(jī)，振動時間 4 h。
通過實(shí)驗(yàn)結(jié)果與有限元分析對比顯示， 風(fēng)機(jī)最大應(yīng)力部位，與有限元理論分析位置一致。
對樣品觀察發(fā)現(xiàn)， 卡箍斷裂發(fā)生后， 卡箍出現(xiàn)明顯的缺口，屬于材料出現(xiàn)嚴(yán)重的斷裂損傷，鋼絲結(jié)構(gòu)已經(jīng)遭到破壞?？紤]到鋼材料實(shí)際允許疲勞極限，164M Pa的疲勞應(yīng)力的確存在較強(qiáng)疲勞斷裂風(fēng)險。焊料的屈服強(qiáng)度一般都達(dá)到 300M Pa 以上，故判斷與焊接關(guān)系不大，斷裂發(fā)生的根本原因是結(jié)構(gòu)和材料不合適。
圖 8 自帶支架電機(jī) CAD 模型
圖 10 電機(jī)支架動應(yīng)力分布
圖 9 有限元分析網(wǎng)格劃分
圖 11 風(fēng)機(jī)系統(tǒng)第一階振型
3 電機(jī)支架改進(jìn)及驗(yàn)證
3.1 改進(jìn)方案
結(jié)合上述分析結(jié)果，改變焊接單點(diǎn)連接的卡箍方式，采用電機(jī)自帶鈑金支架連接取代鋼絲點(diǎn)焊，具體如圖 8 所示。這種結(jié)構(gòu)的電機(jī)在電機(jī)殼生產(chǎn)的時候利用工裝焊接，三腳的定位孔能得到有效的保證，具有支架焊接面積大，安裝方便的特點(diǎn)。
3.2 改進(jìn)結(jié)構(gòu)的分析結(jié)果
改進(jìn)后的電機(jī)支架結(jié)構(gòu)動應(yīng)力分布如圖 10 所示，最大動應(yīng)力約為 76. 5M Pa，裕度比較大，安全系數(shù)較高。由以上分析結(jié)果顯示，最大動應(yīng)力均低于 Q235A 材料許用應(yīng)力為 138M Pa。模態(tài)分析如圖 11 所示，風(fēng)機(jī)系統(tǒng)第一階固有頻率約為 26H z，避開了運(yùn)輸能量集中頻率段 4 ～ 16H z，減少了風(fēng)機(jī)系統(tǒng)運(yùn)輸風(fēng)險。
3.3 疲勞強(qiáng)度校核
根據(jù) M i ner疲勞線性累計理論，計算改進(jìn)前后結(jié)構(gòu)受隨機(jī)振動的疲勞破壞準(zhǔn)則，由式 ( 7)可得：
改進(jìn)前，改進(jìn)前鋼絲支架1σ等效應(yīng)力164M Pa， D 1 =227>1不能滿足 ；改進(jìn)后電機(jī)自帶支架 1σ 等效應(yīng)力為 49M Pa，D 2 =2. 12e -4 <1，滿足疲勞破壞要求，在 4 小時的隨機(jī)振動實(shí)驗(yàn)內(nèi)不會發(fā)生破壞。
3.4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證
經(jīng)再次運(yùn)輸實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，電機(jī)自帶支架完整無損，如圖 12 所示，結(jié)構(gòu)穩(wěn)定可靠。
4 結(jié)論
本文基于有限元法和實(shí)驗(yàn)方法分析了電機(jī)支架可靠性及提出結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案，總結(jié)如下：
1)風(fēng)機(jī)系統(tǒng)隨機(jī)振動分析最大動應(yīng)力分布與實(shí)驗(yàn)破壞部位一致；與樣品斷裂形態(tài)的對比分析，斷裂發(fā)生的根本原因是結(jié)構(gòu)和材料問題，與焊接關(guān)系不大。
2)根據(jù)分析結(jié)果進(jìn)行了結(jié)構(gòu)改進(jìn)，對改進(jìn)后的電機(jī)支架隨機(jī)振動分析，最大動應(yīng)力改善明顯；基于 M i ner疲勞線性累計理論進(jìn)行了檢驗(yàn)，驗(yàn)證了改善效果，同時也通過運(yùn)輸實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證其可靠性。
3)最終確定了一種新的電機(jī)支架，提高了風(fēng)機(jī)的可靠性，同時降低了成本，這種方法科學(xué)可靠，因此其經(jīng)驗(yàn)值得嘗試和推廣。