李士保

摘要：對一種懸掛式航天大部件運輸轉接裝置的總體布置、底架、豎支撐及其連接方式等進行了設計。利用軟件對轉接裝置進行滿載工況的強度、剛度及對接法蘭螺栓連接強度分析。結果表明，轉接裝置強度和剛度及螺栓連接強度均滿足設計要求。

Abstract： In this paper， the general layout， underframe， vertical support and connection mode of a kind of transportation and transfer device for suspended aerospace large parts are designed. The strength， rigidity and bolt connection strength of the adapter under full load are analyzed by software. The results show that the strength and rigidity of the adapter and the strength of the bolt connection meet the design requirements.

關鍵詞：航天大部件;螺栓;轉接裝置;強度分析;有限元法

Key words： aerospace components;bolts;adaptor;strength analysis;finite element method

中圖分類號：V423? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文獻標識碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號：1006-4311（2020）14-0184-03

0? 引言

隨著社會發(fā)展，多行業(yè)對航天產(chǎn)業(yè)需求越來越大，航天類產(chǎn)品對公路運輸需求也急劇增長。其中航天類大部件的運輸?shù)暮弦?guī)性及安全性是制約其公路運輸?shù)年P鍵因素。轉接裝置是筆者設計，它是國內首創(chuàng)的懸掛式航天大部件運輸轉接裝置[1]。為了保護大部件的運輸安全及解決裝載空間限制，采用區(qū)別于傳統(tǒng)運輸方式的懸掛式運輸（L型），以最大限度的節(jié)省裝載空間;航天大部件只有接口部位與轉接裝置接口接觸，其余部位在運輸及裝卸過程均無接觸物，另有包裝箱防護，大部件不受其他外力以保障大部件的安全;轉接裝置因承受著大部件自身載荷及運輸車的各類復雜工況所產(chǎn)生的載荷，是保障運輸過程中安全性及可靠性的關鍵件，筆者設計時提高了轉接裝置的強度及剛度，對薄弱位置進行了加強;航天大部件接口與轉接裝置接口通過螺栓連接，在設計時采用10顆M30螺栓連接，且根據(jù)受力的特殊性，對螺栓進行了非對稱布置，在轉接支架上端設置6顆，下部設置4顆[2];轉接裝置裝載狀態(tài)如圖1所示。

筆者考慮轉接裝置的長、寬、高、承載梁等幾何特征、運輸車剛度及螺栓連接等因素，建立完整的車架有限元模型，對轉接裝置靜載狀態(tài)的強度、剛度及螺栓連接強度進行分析及校核，同時對5種工況下轉接裝置的強度進行了分析。

1? 參數(shù)

本轉接裝置，底架采用雙縱箱型梁結構，豎支撐采用箱型梁及箱型斜拉撐結構，對接法蘭螺栓連接方式，滿載質量：6000kg，質心距離對接法蘭2000mm，距離底架下端距離1880mm，豎支撐寬800mm（車輛前進方向）。

運輸車靜載狀態(tài)下安全系數(shù)為3，要求在靜載狀態(tài)下轉接裝置安全系數(shù)要求不低于運輸車的2倍，大部件質心相對底架垂直位移不大于5mm，螺栓連接安全系數(shù)不低于1.6。

2? 模型說明

轉接裝置除受到車輛在運行過程中復雜工況，同時承受大部件的載荷及振動沖擊。在設計過程中考慮到懸臂式運輸?shù)奶厥庑约稗D接裝置受力的復雜性，對豎支撐及與底架連接處進行了加強，提高轉接裝置的抗彎、抗扭、抗剪能力，增大螺栓連接安全系數(shù)，并進行了校核。計算時對轉接裝置進行必要的簡化并建立力學模型：建立簡支梁模型，各簡支梁只發(fā)生純彎曲;各零部件簡化成質心相對位置作用在簡支梁上[3]。轉接裝置主要含底架、豎支撐、對接法蘭、包裝箱、導向柱等組件，分析螺栓受力時忽略托架的承載作用。如圖2所示。

采用廣泛應用于汽車大梁的T700高強度鋼，屈服強度625MPa，抗拉強度750MPa，彈性模量2.06×1011Pa，泊松比0.26。

本次有限元分析前處理軟件采用Hypermesh，求解器采用采用Abaqus，后處理軟件采用Hyperview。所有可變形部件的網(wǎng)格劃在幾何中面上，采用SHELL單元模擬，并賦予對應的厚度信息和材料信息。對于不可抽取中面的 part，如支座等，采用Solid單元模擬。忽略模型中對整體結構影響較小的的倒邊倒角。承載件之間的連接，采用節(jié)點耦合方式。

3? 靜載狀態(tài)下轉接裝置有限元分析

3.1 載荷與邊界條件

將航天大部件以集中質量單元的形式建立有限元模型，集中質量單元位于質心處，即軸向距離連接支架法蘭面2m，橫向位于連接支架法蘭面幾何中心。質量單元通過剛性板與支架連接，質量單元重6噸。轉接裝置底部與運輸車連接的6處對接法蘭進行固定約束，有限元模型如圖3所示。

3.2 對接法蘭螺栓連接

考察螺栓聯(lián)接部位的應力狀態(tài)，便于計算，在分析中不考慮螺紋結構，將螺栓與螺母融合在一起，建立轉接裝置與大部件間螺栓副的三維及力學模型。為了最大程度的模擬螺栓聯(lián)接結構的力學行為及應力分布，在板與板及螺栓與板之間的各個接觸面間建立摩擦接觸對，由于螺母、螺帽與被聯(lián)接件的材料屬性、表面粗糙度及潤滑方式不同，通常摩擦系數(shù)取0.1-04，根據(jù)工程經(jīng)驗，本分析取摩擦系數(shù)0.3[4]。螺栓聯(lián)接結構如圖4所示。

兩個載荷步進行分析，第一步施加螺栓預緊力，依據(jù)《機械設計手冊》M30，10.9級的螺栓預緊力為3×105N;第二步施加發(fā)動機重力。

3.3 分析結果

轉接裝置位移云圖、應力云圖及螺栓聯(lián)接結構的應力云圖如圖5-圖10所示。

圖6為轉接裝置應力云圖，轉接裝置最大應力值77.8MPa，位于豎支架上端對接法蘭處，遠小于材料屈服強度625MPa，安全系數(shù)為8.03。圖7為轉接裝置位移云圖，轉接裝置的最大位移為2.24mm，位于連接支架的上端，小于技術要求的最大彈性變形量5mm。

圖8是螺栓、螺孔應力隨預緊力和發(fā)動機重力的變化曲線圖。由圖可知，第一個載荷步即螺栓預緊過程中，螺栓及螺孔應力隨預緊力的增加而增加，基本呈線性分布;第二個載荷步即螺栓緊固后，在發(fā)動機重力作用下，螺栓及螺孔周圍應力在發(fā)動機重力增大的情況下，基本保持不變，這表明螺栓聯(lián)接結構一直處于緊固狀態(tài)，沒有出現(xiàn)松動。螺栓聯(lián)接結構中，最大應力出現(xiàn)在螺栓上，應力值為474.9MPa，小于螺栓許用應力900MPa，安全系數(shù)1.9。

4? 總結

分析結果表明：螺栓、關鍵部件及整車在要求載荷工況下強度、剛度及位移等滿足設計要求。

參考文獻：

[1]唐新蓬.汽車總體設計[M].北京：高等教育出版社，2010，4：032521.

[2]徐達，蔣崇賢.專用汽車結構與設計[M].北京：北京理工大學出版社，1998：320.

[3]朱永強，王輝林，叢紅，等.低貨臺半掛車車架靜強度有限元分.

[4]周中堅.機械與汽車構造的有限元分析[M].上海：同濟大學出版社，1997.