某机载设备柜振动工装设计

李文志， 潘 哲， 慎利峰， 贺 勇

（1.中国电子科学研究院， 北京 100041； 2.空装驻北京地区第四军事代表室， 北京 100041）

0 引言

对于机载设备柜， 振动试验是其研制过程中必须进行的环境试验[1]， 其目的是考核设备柜能否承受载机起飞、巡航、降落及滑行过程中可能遇到的振动和冲击等动态环境。

机载设备柜一般通过底部和背部（或顶部）连接点与载机固定，且设备柜高度一般会超过1.7m，无法直接固定在振动台面上进行试验，因此需要设计振动工装，将设备柜与振动台连接起来。 振动工装性能的好坏决定了振动试验的可靠度和真实度。 为了将振动台的振动特性如实地传递给设备柜， 对振动工装的一般要求如下： ①机械：满足设备柜的安装要求，尽量模拟设备柜的实际安装状态； 满足振动试验设备的安装要求， 关注重心的重合度；同时考虑加工工艺及周期、经济性等；②质量：在满足试验条件和振动试验设备能力要求下尽可能轻； ③传递特性：固有频率一般要高于设备柜固有频率的3～5 倍，振动响应放大因子＜3[2]。

本文针对某型36U 高度机载设备柜进行振动工装结构设计， 并基于有限元仿真技术对振动工装进行有限元建模，对模型进行模态分析，通过加载真实的振动条件，对工装进行振动响应分析，对工装强度做出评价，并将求解结果用于振动工装结构优化设计。

1 机载振动环境

机载振动谱一般为窄带+宽带的振动谱，以螺旋桨飞机为例，振动谱见图1，图中L0=0.3g2/Hz。

图1 螺旋桨飞机振动谱

2 振动夹具结构设计

图2 为某型36U 高度机载设备柜振动工装效果图，设备柜通过底部和顶部固定点与振动工装连接。 振动工装采用图2 所示结构形式，为减轻工装重量，采用铝合金（ZL101A）材料铸造成型。外形尺寸为940mm（宽）×880mm（深）×1930mm（高），侧面壁厚均为120mm。 试验时，工装通过底面固定到振动台面上。

图2 振动工装效果图

3 有限元建模

3.1 材料参数

振动工装主要材料为铝合金 （ZL101A）， 其弹性模量E=71Gpa，密度ρ=2700kg/m3，泊松比ν=0.33，屈服极限σ0.2=223Mpa，抗拉强度σb=253Mpa[3]。

3.2 有限元模型

设备柜振动工装必须工作在材料弹性范围内， 故本文在建模、加载及求解过程中均只考虑弹性情况，而不考虑材料塑性的影响。

为了建模更为合理，建模时依据如下基本原则：①模型能较全面、准确地反映振动工装的结构的特点；②模型受载与实际工作中载荷相同； ③模型的约束条件处理与实际工作时保持一致。 在有限元建模时根据实际情况进行必要简化。

振动工装有限元模型参见图3。

图3 振动工装有限元模型

3.3 约束条件

结合振动工装的外形尺寸和重心位置， 并根据实际的约束条件， 确定振动工装采用底部固定的安装方式并确定安装点位置。 对建立的有限元模型在安装点施加约束，约束六个方向的自由度。

4 模态分析

本次计算了前10 阶模态，见表1。

表1 振动工装的前10 阶固有频率

计算结果显示，振动工装第1 阶模态为165.29Hz，主要表现为振动工装顶部左右方向的扭转，其振型见图4。对照图1 中激振频率范围， 可见振动工装整体结构能够避开与振动源的共振。 而机载设备柜的一阶固有频率一般在50Hz 以下，此时，振动工装的固有频率仅是设备柜固有频率的3 倍，固有频率偏低，需进行优化。

图4 第1 阶模态振型

5 振动动应力分析

对振动工装进行振动动应力分析， 在振动工装的约束点分别输入X、Y、Z 三个方向的振动，振动量值见图1。振动工装上不同部位在整个频率范围内的3σVon Mises应力响应幅值统计见表2 及图5～图7。

表2 各方向的3σVon Mises 应力响应幅值

图5 X 方向3σVon Mises 应力云图

图6 Y 方向3σVon Mises 应力云图

图7 Z 方向3σVon Mises 应力云图

计算结果显示，X 方向（即振动工装前后方向）振动时，振动工装应力响应幅值最大。 对照3.1 节中材料的屈服极限σ0.2=223Mpa， 可见振动工装在图1 的振动条件下能够满足要求，此时安全系数为1.47，满足要求。

6 振动响应分析

对振动工装进行振动响应分析， 在振动工装的约束点分别输入X、Y、Z 三个方向的振动，振动量值见图1，输入振动的加速度均方根值为Grms=6.4g。

取工装的右前顶点进行分析，计算响应的加速度均方根值见表3。 工装右前点Y 方向的功率谱密度响应见图8。

表3 各方系响应的加速度均方根值

图8 右前顶点Y 方向功率谱密度响应

计算结果显示， 振动工装各方向响应的加速度均方根值放大倍数均不超过3，满足要求。

7 优化设计

通过上述对振动工装进行模态分析和振动分析， 可见振动工装除固有频率偏低外均满足设计要求。 要提高工装的固有频率需增加侧面壁厚， 这就会增加工装的重量，增大成本。 在优化设计时，为了在提高固有频率的同时不增加重量， 对振动工装四根立柱采用变截面的形式，增加立柱底面的截面积，减小立柱顶面的截面积，见图9。 重新仿真后，振动工装第1 阶模态为247.68Hz，见图10，比优化前提高了近50%，已经是设备柜固有频率的5 倍；3σVon Mises 应力响应幅值为137.62MPa，见图11，此时安全系数为1.6；振动工装各方向响应的加速度均方根值放大倍数均不超过3；同时，优化后工装重量较优化前减小10%，优化效果明显。

图9 优化后振动工装效果图

图10 第1 阶模态振型

图11 X 方向3σVon Mises 应力云图

8 结论

本文利用有限元软件ANSYS 建立了某机载设备柜振动工装的模型， 并进行模态分析和机载振动条件下的振动动应力和响应分析。 并依据仿真结果对振动工装进行优化设计，通过优化前后的结果对比，得出振动工装的最优设计方案。

以上分析方法可用于其他同类设备的振动工装设计。