賈 森 劉鵬飛 劉安琴

1煙臺大學文經(jīng)學院 煙臺 264000 2煙臺中集來福士海洋工程有限公司 煙臺 264012

起豎裝置是運載火箭以及起豎火箭的關鍵部分,而上夾鉗是起豎裝置的重要執(zhí)行部件，在運輸火箭及起豎工況中占有重要位置。支撐基座是上夾鉗連接到起豎架的重要部件之一，對其進行結構分析是極為重要的環(huán)節(jié)，本文以Abaqus有限元分析軟件為平臺，對上夾鉗支撐基座進行了有限元靜力學分析，得出了上夾鉗基座在各工況下的應力分布情況及變形情況，對上夾鉗的結構設計和薄弱區(qū)域的加強及合理優(yōu)化提供一定的技術參考。

1 上夾鉗基座的有限元分析

1.1 上夾鉗的有限元模型

由于起豎裝置的上夾鉗支撐基座結構為三維受載的空間板梁結構，宜采用板殼單元來模擬上夾鉗基座的鋼板結構。由于上夾鉗基座部分部位在結構上不符合板殼條件，如上夾鉗液壓缸和起豎架連接支座、限位塊及聯(lián)接螺栓等結構，這些部位均采用實體單元建模，如圖1所示。

圖1 上夾鉗支撐基座三維模型圖

為使建立的分析模型能更好地反映上夾鉗支撐基座結構的實際力學性能，對上夾鉗支撐基座結構做假設為：1) 各平面與支撐框架的焊縫為滿焊，焊縫的強度與母材相同，不考慮焊接應力及殘余應力的影響。2)不考慮結構中的倒角、圓角以及構造等原因需要開的孔，有效地改善網(wǎng)格劃分的質量。3) 不考慮裝配誤差及焊接誤差。

1.2 材料屬性設定

由于起豎裝置要求環(huán)境溫度為-20℃～40℃，對材料的要求比較苛刻，本支撐基座材料選用EH36，屈服強度σs為355 MPa，彈性模量為210 000 N/mm2，材料密度為7 850 kg/m3，泊松比為0.3，抗拉強度為490 MPa。

1.3 上夾鉗支撐基座網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分質量的優(yōu)劣,直接影響結果精度以及求解時間,不合理的網(wǎng)格會導致求解過程的中斷,不合適的網(wǎng)格大小有可能影響計算結果的正誤，可見網(wǎng)格劃分是分析過程中需要重點注意的一個環(huán)節(jié)。劃分網(wǎng)格之前,須將形狀不規(guī)則的上夾鉗支撐基座的幾何模型進行分割，分割成幾個形狀規(guī)則的幾何體，再設置全局種子及局部種子，進而劃分合理的網(wǎng)格。

液壓缸和起豎架連接螺栓、止擋快附近以及底板螺栓處網(wǎng)格劃分較密，上夾鉗基座其他部分及起豎架網(wǎng)格劃分較疏。為提高精度本文采用C3D8R單元,即實體三維八節(jié)點六面體線性縮減積分單元。C3D8R單元的求解結果較精確,且當網(wǎng)格存在扭曲變形時分析精度不會受到較大的影響。劃分完成后網(wǎng)格模型如圖2所示。

圖2 上夾鉗支撐基座網(wǎng)格

1.4 邊界約束條件

邊界約束條件的處理是否合理直接影響到分析結果的正確性，由于實驗計算類型為靜力學分析，計算時必須限制計算分析模型的剛性位移。為提高計算結果的準確性，模型采用子模型，約束條件從起豎架強度整體模型中提取。

1.5 受力分析及載荷施加

上夾鉗支撐基座作為一個復雜的空間結構體系，承受拉力、壓力、彎矩及扭矩的組合作用。由于火箭運輸過程中，需考慮到忽然加速、減速、轉彎、路面不平等不同的工況，其相應的工況載荷也有多種組合。因此，本文根據(jù)載荷分析比較，僅選取最不利的計算工況進行分析，其結構主要受力如圖3所示。

圖3 上夾鉗支撐基座受力圖

根據(jù)以往的設計經(jīng)驗和理論分析，考慮2種工況，工況1為0.3g垂向加速度，上夾鉗中沒有花籃螺桿，火箭對單個上夾鉗的作用力大小為150 kN，方向沿火箭形心指向壓箭板,見圖3a。工況2為1g垂向加速度，上夾鉗通過花籃螺桿連接，火箭對單個上夾鉗的作用力大小為500 kN，方向沿火箭形心指向壓箭板,見圖3b?；鸺龑蝹€上夾鉗的作用力通過壓箭板、上報臂、三角臂、聯(lián)接板及聯(lián)接液壓缸傳遞到上夾鉗支撐基座上，作用載荷大小如表1、表2所示。

表1 上夾鉗支撐基座工況1輸入載荷

表2 上夾鉗支撐基座工況2輸入載荷

根據(jù)上述受力分析，對支撐基座進行施加載荷，上夾鉗支撐基座載荷施加情況如圖4所示。

工況1由于壓箭板沒有花籃螺桿連接的作用，上報臂、三角臂及液壓缸均有作用力，作用位置位于圖4上、中、下眼板。而工況2由于壓箭板有花籃螺桿連接結構的作用，僅有上報臂對支撐基座載荷，作用位置位于圖4上眼板。

圖4 上夾鉗支撐基座載荷施加情況

2 計算結果及分析

2.1 許用應力

參考規(guī)范，靜載荷條件下，對于結構基于Von Mises等效設計應力進行強度校核?？紤]到起豎裝置的工作情況及廠家要求，取安全系數(shù)F·S= 2.0，則許用應力為

2.2 屈服強度校核結果

在Abaqus中進行靜力分析，最大應力和最大變形如圖5所示。由圖5可知，該上夾鉗支撐基座最大應力發(fā)生在與起豎架的連接處，最大應力137 MPa，而其余區(qū)域應力均小于90 MPa。最大利用率UC=0.77，屈服強度滿足設計要求。

圖5 上夾鉗支撐基座最大應力云圖

2.3 屈曲強度校核結果

如圖6所示，該上夾鉗支撐基座最大變形量僅為1.553 mm，發(fā)生在上報臂與支撐基座聯(lián)接處，變形量從聯(lián)接處起向起豎架逐漸減小。其剛度滿足設計要求，故該上夾鉗支撐基座的強度及剛度均滿足結構要求。

圖6 上夾鉗支撐基座最大變形云圖

3 上夾鉗基座與起豎架結構聯(lián)接用螺栓的強度

3.1 主要載荷

上夾鉗基座與起豎架結構連接用螺栓主要承受的載荷包括聯(lián)接面受到的反轉力矩以及運輸工況，聯(lián)接面受到的軸向載荷。螺栓主要承受載荷聯(lián)接面受到的反轉力矩為211 kN·m，運輸工況下聯(lián)接面受到的軸向載荷為447 kN。

1）反轉力矩作用下螺栓受到的拉力

在反轉力矩的作用下，連接螺栓的編號見圖7，由反轉力矩產生的最大拉力計算見表3。

圖7 連接螺栓的編號

表3 反轉力矩產生的最大拉力計算

則由反轉力矩產生的最大拉力為

2)軸向力作用下螺栓受到的拉力計算

螺栓群組在偏心力F的作用下的受力不均勻，由于偏心距大，理論上部分螺栓受拉，部分螺栓受壓，實際上由于連接板剛度較大不會引起螺栓受壓，可近似認為轉動中心位于最外排螺栓軸線處，螺栓內力按三角形分布，受力最大處螺栓受力計算見表4。

表4 反轉力矩產生的最大拉力計算

受力最大處螺栓受力為

3）螺栓受到總的工作拉力

在反轉力矩和軸向拉力共同作用下，螺栓受到的工作拉力為

F= 203 +1 00.7 =303.7 kN

由于工作載荷穩(wěn)定，可取殘余預緊力F1=(0.2～0.6)F，取0.25，則殘余預緊力

F1=0.25× 326.7 =81.675 kN

故螺栓受到的總拉力為

F2=F1+F= 81.675 + 303.7 =385.375 kN

3.2主螺栓強度校核

上夾鉗和起豎架的連接螺栓選用的型號為M30，性能等級為12.9，取安全系數(shù)為1.5，則螺栓的許用應力為[σ]=720 MPa.則螺栓危險截面的拉伸應力為

由此，上夾鉗和起豎架聯(lián)接螺栓滿足強度要求。

4 結論

完成了起豎裝置上夾鉗支撐基座的結構設計，為驗證其結構的可靠性，對結構進行了有限元分析，可以比較精確地反映出模型各工況下各點的應力分布和變化情況，為上夾鉗支撐基座的結構設計和優(yōu)化提供理論數(shù)據(jù)。分析表明上夾鉗支撐基座滿足設計要求，該裝置的強度及剛度很好。同時分析了上夾鉗支撐基座和起豎架之間的聯(lián)接螺栓的強度，螺栓滿足強度要求。