李永華，李會(huì)杰，王 劍，高月華

(大連交通大學(xué)交通運(yùn)輸工程學(xué)院，遼寧 大連 116028)

動(dòng)車組排障器在清除軌道上一些障礙物時(shí)，會(huì)受到各方向的強(qiáng)烈撞擊，故排障器自身應(yīng)具有較高的強(qiáng)度，以保證每次在受到不同外界因素干擾時(shí)，排障器所承受的應(yīng)力大小都在安全的范圍內(nèi)，這就要求動(dòng)車組排障器在靜強(qiáng)度方面具有較高的穩(wěn)健性。

對(duì)排障器結(jié)構(gòu)進(jìn)行穩(wěn)健優(yōu)化設(shè)計(jì)[1]是提高其質(zhì)量特性的重要手段之一。此方法主要通過調(diào)整可控的設(shè)計(jì)變量和容差大小，使被研究對(duì)象對(duì)外界影響因素的敏感度降低，從而實(shí)現(xiàn)產(chǎn)品的穩(wěn)健性[2]。目前，大部分學(xué)者對(duì)排障器的研究重點(diǎn)主要放在對(duì)結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度、疲勞和碰撞仿真分析的研究上，胡坤鏡等[3]通過對(duì)200km/h客運(yùn)機(jī)車排障器進(jìn)行靜強(qiáng)度仿真分析，認(rèn)為縱筋板為其薄弱部位，對(duì)縱筋板結(jié)構(gòu)加以優(yōu)化改進(jìn)，從而提高客運(yùn)機(jī)車排障器的強(qiáng)度；安治業(yè)等[4]對(duì)動(dòng)車組排障器中螺栓的靜強(qiáng)度和疲勞進(jìn)行仿真分析后，以增加螺栓數(shù)量、改變連接孔形狀等方式，提高了排障器連接安裝的可靠性；丁晨等[5]通過對(duì)動(dòng)車組排障器進(jìn)行碰撞仿真分析，以采用新型吸能結(jié)構(gòu)和填充材料的方式，來提高碰撞安全性。很少有學(xué)者從穩(wěn)健性角度出發(fā)，在滿足靜強(qiáng)度、碰撞等要求的同時(shí)，進(jìn)一步分析排障器結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定性問題。

本文在充分考慮了內(nèi)外界因素對(duì)動(dòng)車組排障器靜強(qiáng)度影響的基礎(chǔ)上，提出利用損失模型建立單目標(biāo)穩(wěn)健優(yōu)化模型，利用正交表以及信噪比方差分析得到動(dòng)車組排障器質(zhì)量特性的穩(wěn)健性優(yōu)化解，并通過蒙特卡洛[6]抽樣模擬，確定目標(biāo)響應(yīng)穩(wěn)健性的提高。

1 基于損失模型的穩(wěn)健優(yōu)化

1.1 信噪比

損失模型可以轉(zhuǎn)化為信噪比指標(biāo)來考量產(chǎn)品的特性值[7]。信噪比是用來評(píng)測(cè)噪聲因素對(duì)質(zhì)量特性影響的重要參數(shù)，信噪比越大，表示產(chǎn)品的質(zhì)量水平越高，特性值穩(wěn)定性越好。信噪比計(jì)算公式如下。

望目特性的信噪比：

(1)

望小特性的信噪比：

(2)

望大特性的信噪比：

(3)

式中：y0為質(zhì)量特性的目標(biāo)值；yi為質(zhì)量特性的測(cè)量值；N為測(cè)量值的個(gè)數(shù)。

1.2 正交試驗(yàn)和參數(shù)設(shè)計(jì)

正交試驗(yàn)主要利用正交表技術(shù)，合理地安排試驗(yàn)設(shè)計(jì)，從許多試驗(yàn)條件中選出有代表性的少數(shù)幾項(xiàng)進(jìn)行試驗(yàn)，獲得可靠的試驗(yàn)結(jié)果[8]，減少試驗(yàn)組合的次數(shù)，以降低隨機(jī)誤差的影響，從而獲得較為精確的數(shù)據(jù)，并提高產(chǎn)品的質(zhì)量。

模型參數(shù)和試驗(yàn)結(jié)果參數(shù)的設(shè)計(jì)主要利用正交試驗(yàn)表進(jìn)行參數(shù)組合，并結(jié)合信噪比對(duì)結(jié)果進(jìn)行方差分析，以得到設(shè)計(jì)參數(shù)的最佳組合。

參數(shù)設(shè)計(jì)的流程如圖1所示。

圖1 參數(shù)設(shè)計(jì)流程圖

2 實(shí)例分析

2.1 動(dòng)車組排障器有限元模型

利用HyperMesh對(duì)排障器進(jìn)行有限元建模，整體采用任意四節(jié)點(diǎn)和三節(jié)點(diǎn)的殼單元網(wǎng)格進(jìn)行劃分，螺栓連接采用Beam188單元模擬。模型有65 661個(gè)單元，64 980個(gè)節(jié)點(diǎn)，如圖2所示。

圖2 動(dòng)車組排障器有限元模型

依據(jù)鐵路車輛標(biāo)準(zhǔn)EN12663:2010，動(dòng)車組排障器前端面(0.5m寬范圍)必須能承受137kN的壓縮靜載荷，在圖2所示的有限元模型中，137kN的載荷力被平均分配到相應(yīng)的節(jié)點(diǎn)上。同時(shí)在排障器的尾部和支架的螺栓連接橢圓孔處施加橫向、縱向和垂向的線位移約束來最大真實(shí)化地模擬排障器在實(shí)際工作中的約束狀態(tài)。

2.2 損失模型

2.2.1試驗(yàn)參數(shù)設(shè)計(jì)

根據(jù)設(shè)計(jì)要求，結(jié)合造成排障器應(yīng)力大小變化的內(nèi)外界影響因素，選取組成排障器型材板件7種不同的厚度參數(shù)A,B,C,D,E,F,G作為控制因素，每個(gè)因素對(duì)應(yīng)3個(gè)不同水平，見表1；對(duì)于噪聲因素，外界沖擊載荷的大小以及外載荷的方向(與排障器縱向中心軸橫向夾角的大小)會(huì)對(duì)質(zhì)量特性值產(chǎn)生影響，故選取外載荷F和載荷角θ為噪聲因素，每個(gè)因素對(duì)應(yīng)2水平，見表2。

表1 控制因素水平表 mm

表2 誤差因素水平表

根據(jù)因素和水平的不同，選取對(duì)應(yīng)的常用正交表。本文的控制變量為7因素3水平，可選取L18(21×37)作為內(nèi)表，安排可控因素的第一列用來考查試驗(yàn)誤差[9]，用參數(shù)e表示。由于噪聲因子屬于2因素2水平，對(duì)其可進(jìn)行全排列組合后作為外表。將外表和內(nèi)表組合起來，得到動(dòng)車組排障器應(yīng)力試驗(yàn)數(shù)據(jù)表。因排障器所受應(yīng)力值越小越好，故信噪比應(yīng)符合望小特性。根據(jù)式(2)得出信噪比，如圖3所示。

2.2.2試驗(yàn)結(jié)果分析

試驗(yàn)因素試驗(yàn)次序列號(hào)可控因素11234567eABCDEFG試驗(yàn)次序123412121122噪聲因素Fθ信噪比111111111310.20312.39312.39310.20-49.86211222222204.84206.29206.29204.84-46.26311333333165.34166.51166.51165.34-44.40412112233310.18312.37312.37310.18-49.86512223311204.81206.26206.26204.81-46.26612331122166.72167.90167.90166.72-44.47723121323310.14312.34312.34310.14-49.86823232131205.45206.91206.91205.46-46.29923313212166.15167.33167.33166.15-44.441021133221310.18312.37312.37310.18-49.861121211332204.73206.18206.18204.73-46.251221322113166.00167.17167.17166.00-44.431332123132310.31312.50312.50310.31-49.871432231213204.88206.33206.33204.88-46.261532312321165.33166.50166.50165.33-44.401633132312310.17312.37312.37310.17-49.861733213123205.04206.48206.48205.04-46.271833321231166.32167.50167.50166.32-44.45

圖3 動(dòng)車組排障器應(yīng)力正交試驗(yàn)數(shù)據(jù)表

表3 動(dòng)車組排障器應(yīng)力大小信噪比方差分析表

方差分析結(jié)果表明，由于因素B的統(tǒng)計(jì)量QB?Q122(0.01),貢獻(xiàn)率為99.994 76%，故因素B對(duì)信噪比的影響(即對(duì)輸出特性波動(dòng)的影響)是非常顯著的，而其他影響小的因素原則上水平大小可以任選。為了減輕排障器總質(zhì)量，應(yīng)選擇水平小相對(duì)應(yīng)的型材板厚，即得出最佳組合為A1B2C1D1E1F1G1(A1=3.0mm；B2=6.0mm；C1=9.0mm；D1=11.0mm；E1=14.0mm；F1=18.0 mm；G1=24.0mm)。

2.2.3優(yōu)化前后結(jié)果對(duì)比分析

利用ANSYS軟件對(duì)最佳型材板厚參數(shù)組合成的排障器結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析，得到優(yōu)化后排障器所受應(yīng)力大小S、總質(zhì)量M以及安全系數(shù)n。優(yōu)化前后試驗(yàn)結(jié)果見表4。為了更加貼切地體現(xiàn)出應(yīng)力最大的位置，圖4給出了在噪聲因素F,θ都為1水平作用下排障器優(yōu)化前后的von Mises應(yīng)力云圖。

表4 優(yōu)化前后試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

圖4 排障器優(yōu)化前后von Mises應(yīng)力云圖

通常需要通過計(jì)算被研究對(duì)象的均值和均方差來確定排障器應(yīng)力指標(biāo)優(yōu)化后的穩(wěn)健性是否提高，目前常用的計(jì)算方法有解析法、矩陣法和蒙特卡羅法等[10]。蒙特卡羅法能很直觀地顯示優(yōu)化結(jié)果，故本文選用此方法。利用Isight軟件中的蒙特卡羅方法對(duì)優(yōu)化前后的設(shè)計(jì)變量分別抽樣1 000次，各獲取1 000個(gè)數(shù)據(jù)樣本，并對(duì)優(yōu)化前后的質(zhì)量特性值進(jìn)行分析，得到目標(biāo)響應(yīng)的樣本平均值和均方差，見表5。

表5 優(yōu)化前后目標(biāo)響應(yīng)的平均值和均方差結(jié)果對(duì)比

為了更直觀地觀察目標(biāo)響應(yīng)優(yōu)化前和穩(wěn)健優(yōu)化后目標(biāo)響應(yīng)的均值和均方差，體現(xiàn)組成排障器的焊接型材板厚參數(shù)對(duì)目標(biāo)響應(yīng)穩(wěn)健性的影響，圖5中分別給出了目標(biāo)函數(shù)優(yōu)化前后的概率分布直方圖。

圖5 排障器優(yōu)化前后目標(biāo)響應(yīng)的抽樣分布直方圖

從表5的數(shù)據(jù)對(duì)比和圖5的概率分布直方圖可以得知，穩(wěn)健優(yōu)化后目標(biāo)響應(yīng)的平均值和均方差都有所減小，穩(wěn)健性有所提高。

3 結(jié)論

本文利用損失模型對(duì)動(dòng)車組排障器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行穩(wěn)健性優(yōu)化設(shè)計(jì)，結(jié)果表明，5mm厚度的排障器板材對(duì)外界載荷作用力是最敏感的，故在容差范圍內(nèi)，將其厚度設(shè)置為6mm，使排障器對(duì)外力的敏感度降低，應(yīng)力由217.214MPa降低到173.240MPa，優(yōu)化率達(dá)到20.15%；考慮到其他可控因素的不敏感性，在容差范圍內(nèi)減小型材板件厚度，使動(dòng)車組排障器的質(zhì)量由173.97kg減小到161.17kg，優(yōu)化率為7.53%；隨著排障器所受應(yīng)力的降低，安全系數(shù)也由1.21提高到1.51，優(yōu)化率為24.79%。

通過抽樣模擬可知，動(dòng)車組排障器的應(yīng)力平均值由374.98MPa降低到279.18MPa，樣本的均方差由191.760MPa降低到96.063MPa，故其穩(wěn)健性有所提高。排障器型材板厚參數(shù)合理的組合，不僅提高了動(dòng)車組排障器結(jié)構(gòu)性能的穩(wěn)健性和安全性，還一定程度上減輕了其質(zhì)量。本文的優(yōu)化設(shè)計(jì)為動(dòng)車組其他由型材組成的結(jié)構(gòu)進(jìn)行穩(wěn)健優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了可借鑒的經(jīng)驗(yàn)，具有較強(qiáng)的工程實(shí)用性。