李 帆，趙升噸，李帥鵬，朱成成，張 鵬，蔣 紅

(西安交通大學 機械工程學院，西安 710049)

0 前言

大直徑薄壁筒體常作為重型火箭芯級箭體、燃料貯箱以及推進器發(fā)動機殼體等關鍵結構件或承力件用于航空航天領域[1-3]。隨著重型火箭技術的突飛猛進，該類零部件的需求日益增多。這些大直徑薄壁筒體具有相當大的加工難度，故解決制造過程中的困難、開發(fā)專用加工設備，具有顯著的重要性和緊迫性。典型液體運載火箭的薄壁筒體直徑尺寸均較大，其中歐洲阿麗亞娜火箭芯級直徑5.4 m，中國長征五號火箭芯級直徑5 m、長征九號火箭芯級直徑10 m[4,5]。

對輪強力旋壓是目前最適用于超大直徑薄壁筒體高質量加工的先進成形工藝[6]。隨著機電液一體化技術的推進和相關強力旋壓產品的需求增大，國外各工業(yè)強國的對輪強力旋壓設備已經取得了長足的進步并形成了完整的體系。美國Ladish Forge公司與1966年研發(fā)了一種臥式對輪強力旋壓設備，為美國軍方及NASA提供了多種規(guī)格的大型高質量薄壁筒體[7,8]。該設備擁有兩對旋輪，左右旋輪對分別安置于獨立的懸臂之上。該設備的加工能力強，可將厚19 mm、直徑812.8 mm直徑的短管，旋壓為壁厚5.2 mm的長管。德國MT Aerospace公司于1986年研發(fā)了高性能的立式數控四對輪強力旋壓機，該設備為歐洲航天局供應運載火箭相關產品[9-11]。該設備采用正交對稱的旋輪分布方式，旋輪的徑向位置由銷釘、鍥塊組成兩級移動裝置。該設備最大加工直徑3.2m，可加工坯料最大壁厚80 mm,最大徑向力1 600 kN,最大軸向力900 kN，設備總功率1 600 kW。

國內部分高校和研究所等科研單位開發(fā)了一些對輪旋壓試驗樣機和設計模型。華南理工大學夏琴香教授團隊采用阿基米德旋盤機構的定位卡盤方式在車床上研制了小型臥式三對輪旋壓實驗機[12,13]。西安交通大學趙升噸教授團隊研制了八個伺服電機驅動的中型立式雙對輪數控旋壓設備，總功率70 kW，旋壓能力為10 t，加工范圍520 ～1 400 mm，具有加工能力強、可控性好、使用方便等優(yōu)點，適用于大中型薄壁筒形件的對輪強力旋壓[14]。目前國內并無成熟的大型對輪旋壓設備用于工程實際，由于此類工藝設備主要用于航天先進制造領域因而受到國外嚴格的技術封鎖。因此，研發(fā)具有自主知識產權的先進全電伺服對輪旋壓設備，既響應了中國機械行業(yè)綠色發(fā)展的目標，同時對我國航天先進制造技術的發(fā)展具有巨大的促進作用。

1 設備技術參數與整體方案

1.1 設備技術參數確定

目前包括我國長征五號在內的世界上主流重載運輸火箭直徑一般在4～6 m，而國內在該加工范圍內的旋壓相關設備尚屬空白。針對這一現(xiàn)狀，擬定了可加工4～6 m大直徑薄壁筒體的對輪旋壓設備的設計目標。通常來說，對輪旋壓工藝成形力的數值模擬結果與工藝試驗結果接近，并且模擬得出的成形力通常大于試驗成形力。因此采用FORGE有限元軟件針對6 m級5052鋁合金筒體的對輪旋壓成形進行數值模擬，以獲得具體的設備設計目標參數。

超大直徑筒體的旋壓需要選取較小的減薄率和低轉速以保證成功率和旋壓質量，并降低設備要求。因此進行3道次的粗旋壓加工和1道次的精旋壓加工。6 m級5052鋁合金筒體的成形數值模擬中單道次旋壓旋輪最大成形力曲線如圖1所示。

圖1 6 m級5052鋁合金筒體對輪旋壓成形力

將工藝數值模擬的成形力和扭矩結果整理得到表1。表1所示的各項數據即為所設計的對輪旋壓設備加工能力的最低設計目標。根據仿真獲取的對輪強力旋壓加工過程中各項成形力要求進行設備整體方案加工能力設定。

表1 6米級筒體數值模擬成形力與扭矩

1.2 設備整體方案

由于設備最大擬加工鋁合金筒體直徑達6 m，質量為5.27 t，考慮到設備裝夾問題和自重引起的變形與不平衡問題，本設備整體采用立式四對輪布置形式。大型立式對輪旋壓設備的三維設計模型如圖2所示。

圖2 大型立式對輪旋壓設備三維模型

參照表1中的數據并結合大型塑性成形設備的工程實際，大型立式對旋設備的各主要技術參數設計如表2所示。

表2 6 m級筒體數值模擬成形力與扭矩

大型立式對輪旋壓設備的成形運動采取筒坯主動旋轉，各對內外旋輪沿筒坯徑向進給至預定位置后沿筒坯軸向進給的方式。為保證設備加工精度，本設計方案中舍棄常見的液壓驅動形式，采用全電伺服驅動方式。并且設備運動功能結構設計采取分散多動力設計思路，即各個主要運動機構帶有獨立動力源，以實現(xiàn)減少傳動系統(tǒng)復雜度，降低單個動力裝置要求，提高設備運動自由度的效果。設備運動功能結構主要包括筒坯旋轉機構、旋輪軸向進給機構和旋輪徑向進給機構。設備的外部支撐采用籠式結構，由上下框架和8根立柱連接組成，整體剛度良好。

2 設備主要運動功能機構

2.1 筒坯旋轉機構

筒坯旋轉運動是對輪旋壓成形過程的主要運動，由于設備加工尺寸巨大，旋轉機構不宜采用常用的轉盤，筒坯旋轉機構設計如圖3所示。

圖3 筒坯旋轉機構設計方案

由于加工中筒坯旋轉所需驅動轉矩巨大，設計方案中采用分散多動力思想，將四個帶有獨立異步電機的雙齒輥旋轉機構呈十字形布置在鑄鐵底座上。機構前端安裝有一對可利用液壓缸調節(jié)中心距的齒輥，用以夾持筒坯底端，其中靠近異步電機一側的齒輥為主動輥，主動輥與異步電機之間依靠伸縮式萬向節(jié)和傳動齒輪連接，整個雙齒輥機構通過底部滑塊安放在閉式導軌上可以滑動，以適應不同直徑筒坯。加工時根據筒坯的壁厚和直徑情況調節(jié)雙齒輥中心距與伸縮式萬向節(jié)的長度，以完成筒坯裝夾，然后各個異步電機通過傳動機構驅動主動輥旋轉，從而帶動筒坯進行旋轉運動。

2.2 旋輪軸向進給機構

旋輪軸向進給運動是成形過程中重要運動，旋輪軸向進給機構設計如圖4所示。內外旋輪軸向進給機構的運動原理一致。機構整體通過滑塊安裝在底座上的徑向閉式導軌上，旋輪機構通過螺母安裝在軸向進給絲杠上，同時通過滑塊與支架內壁的軸向導軌配合。加工時，通過機構頂端的軸向進給電機驅動軸向進給絲杠，即可實現(xiàn)內外旋輪的軸向進給運動。

圖4 旋輪軸向進給機構設計方案

2.3 旋輪徑向進給機構

旋輪徑向進給運動一般是在旋壓加工前將內外旋輪沿筒坯徑向移動至預定位置，加工過程保持旋輪夾緊筒坯，不沿筒坯徑向發(fā)生回退。由于筒坯屬于薄壁結構，并且圓度誤差大，為保證各對內外旋輪以相同減薄率準確地進給至合適徑向位置，設計方案采用兩級徑向位置調節(jié)方式，即由伺服電動缸實現(xiàn)的大位移粗調節(jié)和旋輪機構的微調節(jié)組成。徑向運動的大位移粗調節(jié)機構如圖5所示。

圖5 旋輪徑向進給粗調機構設計方案

結合圖5，各個旋輪機構的支架底部依靠滑塊安裝在底座的閉式導軌上，支架頂部采用銅基自潤滑導板安裝在頂端滑軌上，使得各個旋輪機構可以沿徑向移動。外旋輪機構兩兩之間采用重型伺服電動缸連接，當四個伺服電動缸同時伸長或同時收縮相同長度，即可實現(xiàn)外旋輪機構的徑向進給或回退，加工過程中伺服電動缸可以實現(xiàn)自鎖，同時結合設備框架上的止退樁，可以防止旋輪在徑向力作用下回退。內旋輪徑向進給粗調機構采用同樣的設計通過電動缸完成的旋輪徑向大位移粗調進給運動，難以使所有旋輪到達準確的預定徑向位置，容易導致各個旋輪受力不均，筒體成形結果差。為彌補粗調導致的誤差，各個旋輪機構上設計有徑向進給微調機構，如圖6所示。

圖6 旋輪徑向進給微調機構設計方案

各個旋輪機構上安裝有獨立伺服電機，電機減速器輸出軸與蝸桿軸端通過齒輪嚙合；蝸輪與絲杠螺母通過鍵連接；旋輪軸固定安裝在徑向梯形絲杠一端。啟動電機即可實現(xiàn)旋輪的徑向進給運動。

3 設備機架設計與有限元校核

3.1 設備機架結構

設備的機架結構設計三維圖與基本尺寸如圖7所示。機架底部為十字形鑄鐵底座，采用高強度HT250鑄鐵分段鑄造并拼焊加工。底座的四個臂兩兩之間安裝有空心支撐臂。機架頂部為承力框，框頂部為承力頂板，采用140 mm厚45鋼板拼焊后機加完成，框架側面和底面采用薄鋼板拼焊完成。承力框和鑄鐵底座之間由4對直徑340 mm的45鋼立柱連接，每對立柱固定安裝在底座一個臂上，靠近旋輪加工區(qū)域。機架結構整體呈籠形，滿足除重力外內部加工力系封閉。

圖7 立式對輪旋壓設備機架結構設計

3.2 設備機架安全性有限元校核

3.2.1 設備機架的剛強度有限元分析

設備工作時，筒坯的成形阻力和阻力矩最終會傳遞到設備機架上，如果機架的結構剛強度不足，會產生巨大變形甚至破裂而無法完成筒體成形。因此本節(jié)采用Ansys Workbench對設備機架在加工6 m級5 052鋁合金筒體平穩(wěn)工況下的剛強度進行校核。

設備機架結構中的核心承力部件是HT250鑄鐵底座、4對45鋼立柱和由45鋼軋制鋼板拼焊的承力框。將模型導入Ansys Workbench并劃分網格，如圖8所示。網格選用四面體網格，網格尺寸為30 mm。

圖8 設備機架結構網格劃分

6 m級5 052鋁合金筒體加工過程中，鑄鐵底座部分埋入水泥澆筑地基，底座可以視為fixed約束，其他零部件無約束。加工載荷主要包括：4個旋輪的軸向力各76.9 t，通過軸向絲杠作用在承力框上，方向向上；4個旋輪的徑向力各175.4 t，其中113 t由伺服電動缸的推力抵消，剩余的62.4 t通過旋輪支架作用在承力框和底座上，方向指向設備外；旋輪受到的切向摩擦力和變形抗力產生的阻力矩4 660 000 Nm，通過旋輪支架作用在承力框和底座上，方向順時針。依照上述約束，6 m級5 052鋁合金筒體成形過程設備機架的等效應力、等效應變、總體變形與軸向變形情況如圖9所示。

圖9 機架剛強度分析結果

由圖9a可以看出等效應力主要分布在承力框上與旋輪機構支架接觸部分以及立柱局部區(qū)域。承力框上主要應力區(qū)等效應力值集中分布在15～35 MPa范圍，局部最大等效應力約為50 MPa；立柱上主要應力區(qū)等效應力值集中分布在5～22 MPa范圍。而承力框與立柱材料的屈服強度約為355 MPa。由圖9b可以看出等效應變分布區(qū)域與等效應力分布區(qū)域基本一致，機架上最大等效應變值約為0.000 26。由圖9c可以看出機架在軸向上的最大變形主要分布在承力框遠離立柱安裝位置的四邊及立柱上半部分，其中承力框最大變形量約為0.41 mm，立柱被拉長約0.05 mm。由圖9d可以看出設備總體變形主要分布在承力框架遠離立柱安裝位置的四邊，最大變形量約為0.55 mm，該變形量對實際加工影響很小。

通過本文分析可知，設備機架在平穩(wěn)加工狀態(tài)下等效應力與應變值很小，不會破壞機架結構，因此機架結構強度足夠；總變形量和軸向變形量很小，對加工精度影響不大，因此機架設計剛強度足夠。

3.2.2 設備機架的模態(tài)有限元分析

為了保證工作過程中，設備不會因為共振現(xiàn)象產生劇烈振動和噪聲，故對設備機架結構進行模態(tài)有限元分析。有限元分析模型由本文靜力分析模型去除各項載荷得到。利用Ansys Workbench有限元軟件，在靜力學分析的基礎上對機身及關鍵零部件進行模態(tài)分析。取模態(tài)擴展的階數為六階，得到機架前六階模態(tài)振型如圖10所示。

圖10 設備機架模態(tài)分析各階振型

設備機架的各階模態(tài)頻率如表3所示。

表3 設備機架前六階模態(tài)頻率

其中筒坯加工的額定工作轉速10 r/min，換算為工作頻率為0.167 Hz。上述激勵源的頻率避開了機架的前六階模態(tài)頻率。綜上所述，在設備進行平穩(wěn)工作時，機架的應力、應變和變形量均較小，并且設備工作頻率遠離各階模態(tài)頻率，因此機架結構設計安全。

4 結論

本文設計了一種6 m直徑立式全電伺服對輪旋壓設備,根據實際加工需求確定了設備具體性能參數和整體方案，細化設計了設備的運動功能部件。利用Ansys Workbench有限元軟件對設備機架進行了強度、剛度以及模態(tài)分析，得到以下結論：

(1)確定了可加工6 m直徑薄壁筒體的大直徑對輪旋壓設備采用立式四對輪布置方案，建立了設備分散多動力傳動方案。運動原理為筒坯主動旋轉形式。通過有限元數值模擬的方法，制定了設備主要技術參數：加工范圍4 000～6 000 mm，總功率6 100 kW。

(2)完成了設備運動功能機構的結構設計，其中筒坯旋轉機構采用雙齒輥夾持驅動方式；旋輪軸向進給機構采用軸向絲杠帶動方式實現(xiàn)；旋輪徑向進給機構采用兩級調節(jié)結合方式實現(xiàn)徑向位置的精確定位，其中大位移粗調方式選用了伺服電動缸實現(xiàn)，小位移微調方式選用了具有自鎖功能的蝸輪蝸桿傳動方式。

(3)設備機架設計為籠式框架結構，主要包括了鑄鐵底座、45鋼承力框與4對支撐立柱。通過有限元分析發(fā)現(xiàn)框架最大等效應力為49.6 MPa，遠低于材料屈服強度355 MPa；最大等效應變?yōu)?.000 26，最大總體變形量0.545 mm，最大軸向變形量0.410 mm,以上值均在安全范圍內。設備機架的六階模態(tài)固有頻率均遠離各階模態(tài)固有頻率。因此設備是安全的。