变流器悬臂梁抗疲劳设计与研究

宋森，赵清良，耿志东，谢伟，饶沛南，何学雄，易滔

(株洲中车时代电气股份有限公司,湖南 株洲412001)

0 引 言

在轨道交通领域，变流器的安装方式主要有两种方式：采用搭车体过渡横梁的托装方式和采用车体纵向C型槽挂钩托/吊装方式。随着车底设备的增多，车下的安装空间受限，车辆厂为简化车体底架设备安装，提出另一种车下设备安装方式：省略车体过渡横梁，车体底架设备直接搭在车体底架两侧边梁的安装方式。因此对车下设备变流器而言，由于变流器宽度（车体横向）最大尺寸比车体宽度尺寸小500～1000 mm，针对这种安装方式，设计变流器本体结构时，悬臂的长度取决于车体宽度和变流器宽度。而悬臂梁结构在实际使用过程中，经常要承受各种集中载荷、分布载荷、弯矩和转矩的综合作用，在梁的任何一处都有可能产生较大的应力和变形，从而使得悬臂梁结构破坏或者失效[1]，这样不但影响变流器的寿命，还将引起结构疲劳损伤，对行车安全产生巨大风险。悬臂梁在空间结构中是常见的一种柔性结构，受到外力作用时很容易引起振动，并且振动衰减较慢，对变流器结构设计工作非常不利，为此开展了边梁安装变流器悬臂梁的研发和验证工作。

1 悬臂梁结构设计及试验验证

为了验证悬臂梁设计的可行性，以某款变流器需求为例，设计出一种悬臂梁结构的变流器柜体，质量为800 kg，主承重梁采用不锈钢材料，外部蒙板、门结构采用铝合金，柜体尺寸为2660 mm(长)×1454 mm（宽）×641 mm（高），柜体安装悬臂梁长度为430 mm，通过8个M20的螺栓安装，如图1所示。

图1 悬臂梁柜体尺寸

变流器柜体一般安装在车体下面，其结构的疲劳寿命对整车的运行安全至关重要。特别是悬臂梁结构更需特别关注，因此为了验证悬臂梁抗疲劳设计的可行性，按照GB/T21563-2008《轨道交通 机车车辆设备冲击和振动试验》标准，进行长寿命随机振动试验考核[2]，振动等级1类A级，标准规定了长寿命随机振动试验的ASD频谱，被试设备在垂向、横向、纵向3个轴向各自完成5 h的试验。

把变流器柜体固定到振动架上，首先进行垂向振动试验，振动试验2 h后，发现柜体悬臂梁处出现断裂并伴随铆钉松动的现象，如图2所示。为了避免故障扩大化，损坏设备，故终止试验，检查故障现象并作分析。

图2 悬臂梁柜体故障现象

2 结果分析及仿真验证

针对此次断裂现象进行分析和研究，提出以下3种原因：

1）材料本身特性或者加工、焊接过程中存在的损伤影响材料的寿命，故此悬臂梁出现疲劳断裂。需要分析是否由于悬臂梁本身材料缺陷导致了此次故障的发生。为此，对悬臂梁进行切割，对切割的悬臂梁进行微观金相分析（如图3），发现组织为奥氏体，晶内有较多的滑移线，图像放大至500倍后也未发现材料内有明显的冶金缺陷，因此悬臂梁的材料不存在问题。

图3 金相图片

2）变流器柜体与通用振动架可能存在共振现象。此柜体的振动架由方钢管、H钢等焊接而成，经过仿真振动架的一阶频率是152 Hz,柜体承重梁的一阶频率是24 Hz，因此判定不是由于共振引起的疲劳断裂问题。

3）由于柜体抗疲劳设计不达标导致疲劳断裂。疲劳裂纹断口的形貌是描述疲劳裂纹宏观、微观外貌的一个重要参考。在失效分析中，这些断口特征对于鉴别疲劳断裂、包括脆性断裂在内的静载荷断裂、应力腐蚀断裂及蠕变断裂等具有重要的作用。疲劳断裂的特征有两个方面，即：a.微观特征。穿晶裂纹扩层（大多数情况）、疲劳条纹。b.宏观特征。无宏观塑性变形、扩展条带、扩展方向垂直于最大主应力方向、径向台阶、不同数量的疲劳裂纹核存在[3]。

断裂发生前的疲劳寿命包括裂纹起始和裂纹扩展两个阶段，裂纹起始阶段包括位于材料表面的裂纹形核和微观结构小裂纹扩展；裂纹扩展阶段包括离开材料表面后的裂纹扩展。从图4悬臂梁断裂处的物理表象推测：断裂部位的光滑断点是裂纹形核或者微观结构小裂纹造成的，其他位置的撕裂纹路是材料裂纹扩展后形成的疲劳纹路，同时结合疲劳断裂的特征，初步判定本次悬臂梁断裂属于疲劳断裂。

图4 悬臂梁断裂处

经过上述3步分析，初步判定可能由于悬臂梁处受力过大引起的疲劳破坏，为此对整柜进行模态和疲劳仿真分析，进一步证实悬臂梁断裂的根本原因。

模态分析是计算变流器柜体结构的固有频率和确定柜体结构的振动形式，根据模态结果判定结构的整体或者局部刚度，模态仿真除悬臂梁与整车安装处约束外，不施加其他载荷[4]，对变流器柜体主承重梁进行模态仿真，第1阶～第6阶的振动频率及振型如图5所示，其固有频率依次是24.3、27.7、29.9、32.1、38.0、38.9 Hz。通过前6阶模态发现：各阶模态最大位移处多数出现在悬臂梁的端部，即悬臂梁的端部是整个主承重梁最薄弱的部位，因此应该关注悬臂梁处柜体的抗疲劳设计和结构优化。

图5 第1～第6阶频率及振型图

随机振动疲劳分析，根据标准GB/T21563-2008中规定的ASD频谱，柜体本身的质量约为800 kg，计算出起始频率分别是f1=3.42 Hz，f2=102.74 Hz，图6中的（a）、（b）、（c）分别是垂向、纵向、横向随机振动1σ应力分布。

从 图6（a）中可以看出垂向随机振动1σ应力最大值为150.1 MPa，发生在悬臂梁与柜体相交的位置，而此处正是做长寿命振动试验悬臂梁断裂的位置，通过计算得出垂向的疲劳损伤Dy=2.8，该值大于1，不满足该方向的疲劳强度要求。

图6 随机振动1σ应力分布

从 图6（b）中可以看出纵向随机振动1σ应力最大值为84.5 MPa，发生在悬臂梁与柜体相交的位置，通过计算得出纵向的疲劳损伤Dx=0.16，该值小于1，满足该方向的疲劳强度要求。

从图6（c）中可以看出横向随机振动1σ应力最大值为35.4 MPa，发生在部件悬挂处的位置，通过计算得出纵向的疲劳损伤Dz=0.002，该值小于1，满足该方向的疲劳强度要求。

综合图6数据，该柜体整个疲劳损伤D=Dx+Dy+Dz=2.962，该值大于1，说明该柜体的疲劳强度无法满足要求，需要进行抗疲劳设计。

综上所述，经过对断裂处的材料进行微观和宏观分析，加之模态、疲劳仿真进行验证，可以判定柜体悬臂梁处的断裂属于疲劳断裂，上述分析和仿真为后续柜体的优化及抗疲劳设计指明了方向。

3 抗疲劳设计与仿真验证

通过上述分析和仿真验证，本次悬臂梁断裂为疲劳破坏。薄弱点在悬臂梁与柜体连接处，此处应力集中，挠度较大，为此对此柜体进行多次仿真分析和优化设计，最终优化后的承重梁如图7所示。

图7 优化后的承重梁

主要优化点：1）在Y垂向方向增加4根竖直梁；2）在YZ平面增加斜撑；3）在XZ平面增加斜加强板。优化后在YZ平面内，竖直梁、斜撑和悬臂梁形成一个稳定的三角形结构，在XZ平面内，斜加强板、纵梁和悬臂梁也形成了稳定的三角形结构，这样悬臂梁伸出部分的刚度、强度和稳定性均得到提升，应力集中的部位得以转移和分散。

为了验证优化设计后的柜体结构是否满足要求，对优化后的柜体进行模态和疲劳仿真分析，优化后对变流器柜体主承重梁进行模态仿真，第1阶～第6阶的振动频率及振型如图8所示。其固有频率依次是24.3、31.9、37.9、38.7、39.4、41.4 Hz。

根据相关文献提出的振动体系固有频率计算公式分析中得出，不同方法下得出的系统的刚度与质量及固有频率的平方成正比[5]：

式中：E代表系统刚度；M代表系统质量；ω代表系统固有频率。对比优化前后的频率值和最大位移发生的位置，如图5和图8所示，可以看出优化后的柜体骨架整体频率值ω均有提升，优化后的整体质量M有所增加。根据式（1）可知，优化后的柜体刚度显著增强，另外，最大位移的发生位置均没有发生在悬臂梁处，说明悬臂梁的薄弱位置均得到加强。

图8 优化后第1～第6阶频率及振型图

优化后柜体主承重的垂向、纵向、横向随 机 振 动1σ 应力分布如图10所示，最大值分别是82.5、50.7、39.1 MPa，通过计算得出的疲劳损伤值分别是：Dy=0.14，Dx=0.012，Dz=0.003，D=Dx+Dy+Dz=0.155。由此可知，无论是单方向的疲劳强度，还是整体的疲劳强度，疲劳损伤值均小于1，柜体的疲劳强度均满足抗疲劳设计要求。

图9 优化前后频率对阶数的变化曲线

图10 优化后随机振动1σ应力分布

目前，优化后的悬臂梁柜体一次性通过长寿命振动试验和冲击试验，已经在整车上考核近2 a，完全满足要求，说明悬臂梁柜体的强度、刚度、抗疲劳性能完全能经受现场各种交变载荷、冲击振动的考验，已经具备推向市场的能力。

4 悬臂梁抗疲劳设计要点

针对悬臂梁抗疲劳设计的总结和思考：1）柜体的设计不但要关注强度的设计，同时也要关注刚度的设计、抗疲劳设计，比如提高悬臂梁局部材料的厚度及材料等级等，能够进一步提升和改善悬臂梁的承载能力，从而达到抗疲劳设计的目的；2）悬臂梁是空间结构中常见的一种柔性结构，受到外力时容易引起大变形和振动，且振动衰减较慢，因此针对悬臂梁的设计，凸出来的部分应重视稳定性设计，建议设计成具有稳定性的三角形结构或者由此延伸出的一些稳定性的结构；3）柜体设计过程中，对结构应力比较大、比较集中的地方，铆钉、螺栓及焊缝的布置应避开这些位置，以免造成断裂、脱落等不可预测的风险；4）针对轨道交通用悬臂梁设计的柜体，需对其进行强度、刚度及疲劳仿真校核，提前规避设计薄弱点。