基于ANSYS 的工控机冲击分析
1 前言
众所周知，舰用设备在工作的过程中，不可避免地受到各种外界干扰力的作用，例如发动机引起的振动、波浪的冲击、风力影响等干扰力的作用。这些干扰力对舰用设备的适用性和结构完好性具有重要影响。
随着电子计算机的发展，有限元技术在工程中得到了广泛的应用。国外在60 年代末期把有限元用于船舶设计计算，我国造船界于70 年代后期将该法引入。本文以某一型号舰用工控机为对象，利用ANSYS 软件，对舰用工控机的结构系统进行了有限元分析。通过建立弹簧-阻尼单元等效隔振器的静力学分析模型，解决了工控机隔振器的有效简化问题，并确定了GH 型隔振器的规格，并通过动力响应分析，获得工控机模型在冲击载荷作用下的结构位移量和最大等效应力，验证了在冲击载荷作用下的工控机结构的完好性，为工控机的结构设计提供了依据。
2 工控机结构系统及其有限元模型建立
2.1 结构系统模型的简化
应用有限元分析软件对工控机结构进行动力响应分析之前需要建立弹簧-阻尼单元等效隔振器的静力学分析模型，解决工控机隔振器的有效简化问题，并确定GH 型隔振器的力学特性。该分析要求设计者有熟练的理论基础和计算经验，其中隔振系统的阻尼参数的计算十分关键。
本文将实际工控机模型进行简化，建立了如图1 所示的几何模型。它由外壳、内框、GH 型隔振器、塑料导轨、等效印制板等部分组成，等效印制板被安插在塑料导轨上。外壳和内框之间通过8 个GH 型隔振器相联接，它的主要功能是提供弹性支撑，存储吸收冲击载荷通过工控机外壳传递进去的破坏能量，避免对内部的电路板等电子设备造成振动破坏，其性能直接影响到工控机系统的精度、可靠性及工作稳定性。
图 1 工控机几何模型
2.2 材料数据
计算中各部件所对应的材料属性如表1 所示。
表1 结构部件及其材料属性
表2 为待选的GH 型隔振器规格
表2 中的额定伸长量是由垂向额定载荷除以垂向静刚度得到的，在冲击载荷作用下隔振器的伸长量不应超过此值。
GH 型隔振器在模型计算过程中由弹簧-阻尼单元等效，初步选择隔振器的型号为GH50，从而它所对应的弹簧系数及阻尼系数的计算如下：
弹簧系数是根据隔减振器的受力与变形关系得到的。隔振器的型号为GH50，其刚度k 为20000N/m，分别由8 个弹簧—阻尼单元代替(8 个隔振器等效为 个弹簧)，所以每个单元的弹簧刚度Ks为2500 N/m
阻尼系数是根据阻尼比来确定的。隔减振器的阻尼比为ξ=0.2，其计算式为
已知弹簧承受质量m=6kg，由 个弹簧—阻尼单元承担，所以每个单元分配的质量为0.094kg，再根据弹簧刚度系数K=2500N/m，从而可确定系统阻尼系数= 6.13 v c Ns /m。
2.3 载荷和约束条件
设备通过导轨和定位面与机柜相连，在导轨和定位面上设置约束条件。为验证所选GH 型隔振器规格的合理性及考察工控机在受到严重冲击时的适应性和结构完好性，先进行静力分析，然后进行冲击分析。冲击载荷的数值如表3 所示。
表3 冲击载荷数值
2.4 有限元模型网格划分
对设备采用实体单元，对隔减振器采用弹簧-阻尼组合单元。根据几何模型划分有限元网格，从而得到设备的有限元分析模型，如图2 所示。整个模型的单元总数约为32000，节点总数约为69700。
图2 设备有限元模型
3 计算分析
3.1 静力分析
在工控机模型Y 方向上施加30g 加速度，计算得到设备总体的位移量，如图3 所示。
图3 设备在Y 向30g 加速度的位移量
首先假设待选的GH 型隔振器规格是GH50，通过计算我们得到此时的弹簧伸长量为0.01512m，远远超出了GH50 隔振器的额定伸长量0.0025m，同样在刚度相差很小的情况下，GH100、GH200隔振器的额定伸长量都达不到设备的实际伸长量要求。因此对于GH300 和GH500 隔振器，刚度和伸长量可按照线性计算：
如果选择GH300 隔振器，其达到的伸长量为：
0.01512×20000/110000=0.00275m，超出GH300
隔振器的额定伸长量0.0027m。
如果选择GH500 隔振器,其达到的伸长量为：0.01512×20000/150000=0.00202m，小于GH5300隔振器的额定伸长量0.0033m。
所以最终选择规格为GH500 隔振器作为设备的减振装置。它所对应的每个弹簧-阻尼单元的弹簧刚度K=18500N/m，从而可确定系统阻尼系数= 16.8 v c Ns/m。在冲击分析和振动分析中，我们使用GH500 隔振器的相关力学特性做计算。
3.2 冲击分析
在确定了GH 型隔振器的规格(GH500)之后，随后再对工控机结构进行瞬态动力学分析，分析其在冲击载荷作用下的响应情况，瞬态动力学分析(亦称时间历程分析)是用于确定承受任意的随时间变化载荷结构的动力学响应的一种方法。
3.21 原理
瞬态动力学分析的求解基本运动方程是：
式中：
在任意给定的时间t，这些方程可看作是一系列考虑了惯性力[M]{u}和阻尼力[C]{u}的静力学平衡方程。ANSYS 程序使用Newmark 时间积分方法在离散的时间点上求解这些方程。
在工控机模型的 Y 向上施加幅值为30g，时间宽度为11ms 的半正弦冲击加速度载荷，以此计算工控机关键部位的位移响应和最大等效应力。
根据计算结果，选取等效印制板上前后左右中位置处的五个节点，画出它们的位移量vs.时间变化曲线，等效应力vs.时间变化曲线，如图4 所示。
位移量vs.时间变化曲线 等效应力vs.时间变化曲线
图4 等效印制板时间历程曲线
由图4 中我们可以看出，等效印制板的最大位移量和最大等效应力不是出现在施加最大载荷值时的0.0055s，而是出现在0.0077s 处，这是由于有弹簧阻尼的存在，冲击响应产生了滞后。
图5 是设备在t=0.0055s 和0.0077s 时冲击载荷作用下的有限元计算结果。
图5 设备在冲击载荷作用下的有限元分析结果
两个时间点处的设备总体、等效印制板和塑料导轨的位移量、等效应力值如表4 所示。
表4 关键部位最大位移量和最大等效应力
从表4 的计算结果可以看出，工控机在冲击载荷作用下，各部件的最大等效应力均远小于材料的屈服强度，结构没有发生任何的破坏，说明设备结构设计合理。
4 总结
通过 ANSYS 软件对工控机设备冲击问题的分析计算，得到如下结论：
1.确定工控机有限元模型，使用弹簧阻尼单元代替隔振器，并计算得到弹簧的相应参数;
2.根据弹簧在载荷作用下的伸长量不能超过额定伸长量的原则，合理的选择GH500 型隔振器作为工控机外壳和内框的减振装置;
3. 隔振器等效为粘性阻尼弹簧，模拟了隔振系统的弹性、阻尼特性，该特性能有效地削减共振峰值、降低大冲击载荷对关键部件的破坏作用，缩减整个系统的振动由动态进入稳态的时间;
4.工控机模型在冲击载荷的作用下，其结构的位移量和等效应力值均很小，结构的最大等效应力远远小于材料的屈服强度，结构未发生塑性变形。等效印制板在冲击载荷作用下的最大等效应力也在要求的范围之内;
5.工控机设备冲击有限元分析结果充分验证了结构设计的合理性;
6.ANSYS 软件具有界面非常友好、三维图形功能强大、计算速度快和后处理功能好的特点。基于有限元法的数值模拟技术，可以减少物理模拟，减少试验费用;预测某一研究对象所得到的最终结果，为验证结构设计合理性提供科学的依据。
