大型容器單軸雙銷鉸鏈式大門機構設計與分析

王文龍 凌桂龍 蔡國飆

(北京航空航天大學 宇航學院,北京 100191)

大型容器單軸雙銷鉸鏈式大門機構設計與分析

王文龍 凌桂龍 蔡國飆

(北京航空航天大學 宇航學院,北京 100191)

大型臥式容器的鉸鏈式大門機構在裝配和長期使用過程中由于下沉變形會導致大門關不嚴,影響密封性能.針對某在建的大型真空羽流試驗艙直徑 Φ5.5m的大門機構,首次提出了一種新穎的單軸雙銷鉸鏈式大門機構方案,并對該機構的轉動機構、限轉裝置和大門法蘭底部的彈性支撐裝置進行了全新的設計和分析,并通過有限元分析對該大門機構的強度進行了校核.有限元分析結果表明,大門合位移變形主要由大門重力引起的 y方向位移貢獻;在大門法蘭底部施加彈性支撐時,鉸鏈機構與大門法蘭連接處的兩個應力集中范圍縮小、量值降低,并能保證大門合位移小于 10mm.該大門機構的強度和剛度滿足設計要求,對同尺寸的大門設計有重要借鑒意義.

鉸鏈;大門;設計;可靠性分析;有限元

直徑大于 4m的大中型臥式容器是進行各類航天器空間環境地面模擬試驗的主要設備,這類容器的大門直徑通常與容器直筒段的直徑相當,屬于非標準設計.由于這類大門本身的結構較重,加上大門內安裝的附屬裝置(比如熱沉等),大門總重可達幾噸甚至十幾噸,在長期使用中多數大門因為變形會發生工作故障或失效.

對大型臥式容器大門機構,主要的開啟方式有平移式、單門軸式和多門軸式.平移式大門機構又分為吊掛式和小車式.吊掛式是在容器的大門側建有橫梁,大門吊掛在橫梁上,靠電機控制大門在橫梁上移動,橫梁需大于兩倍的大門直徑.由于橫梁的撓度變形較大,吊掛式大門的底部一般也需用鋼架支撐.小車式是將大門安裝在車架上,利用電機驅動小車移動實現大門的開閉,小車式對地面基建的要求較高,且大門沿容器軸線方向的移動設計難度大.平移式大門的缺點是占用的空間大,為使兩法蘭端面準確貼合,大門在容器軸線方向上的移動設計和控制較為困難.

在臥式容器的大門機構設計中,傳統的單門軸開啟方式結構最簡單,但單門軸式在生產和組裝過程中,由于加工和裝配誤差,通常會出現大門法蘭端面與容器直筒段法蘭端面不能完全貼合、容器不能可靠密封的問題.另外,單門軸長期承受整個大門的自重載荷會使大門法蘭產生較大變形,加劇兩法蘭端面的不貼合程度;強行關門時大門法蘭會對密封圈產生斜剪切力,這種不對稱力會把密封圈迅速剪斷或是密封圈性能嚴重降低.

為解決兩法蘭面的不貼合問題,設計人員提出了多門軸結構,每增加一個門軸(回轉中心)就增加一個大門運動的自由度,能有效的解決兩法蘭端面不貼合問題.通常主門軸靠其連接結構固定在地基或容器上,其余門軸懸空,各門軸之間用鋼架相連.但連接鋼架一般不能承受大門及附屬機構的重力,門軸越多受力越復雜.另外大門機構自由度增加會影響大門運動軌跡,增加控制難度,需要額外設計地面導軌或導引槽[1-2].

北京航空航天大學在建的直徑 Φ5.5m大型臥式真空羽流試驗艙為補償大門關閉后大門法蘭端面與容器法蘭端面不貼合的問題,首次設計了一種新型的單軸雙銷鉸鏈式大門機構,單軸為全轉軸,實現大門的開閉;銷軸為限轉軸,當兩法蘭端面出現不貼合時,或容器抽真空后大門法蘭向艙體法蘭平移壓縮密封圈時,單軸和銷軸可以協同微轉動進行調節補償.

1 結構設計

1.1 轉動機構

圖 1所示的單軸雙銷鉸鏈式大門的上半部分(單軸連同上銷軸)或下半部分(單軸連同下銷軸)機構可簡化為三連桿機構,如圖 2所示,用連桿 1、連桿 2和連桿 3表示,連桿 1代表單軸到艙體法蘭上的連接件(后梁)、連桿 2為銷軸與單軸之間的鉸鏈連接件,連桿 3為銷軸到大門法蘭上的連接件(銷軸座).設連桿 2的軸線與艙體的軸線間的夾角為 φ1,設兩法蘭端面不貼合距離為w,為了補償不貼合距離,單軸的轉動角度 φ2,s為連桿 3也即大門法蘭沿垂直于艙體軸線方向的錯位位移.

圖 1 單軸雙銷鉸鏈式大門機構簡圖

圖 2 單軸雙銷鉸鏈式大門機構三連桿簡化圖

1)由于加工裝配誤差或大門長期運行的結構變形,大門會偏離理想設計狀態.當大門繞單軸關閉,靠近單軸鉸鏈一端的大門法蘭已觸到艙體法蘭端面,但另一端若不貼合,就可繞銷軸微轉進行調節補償,使大門法蘭與艙體法蘭完全貼合.

2)大門關閉羽流試驗艙抽真空后,大門法蘭沿艙體軸線移動 w距離壓縮密封圈,基于此 w值連桿 2會繞單軸轉動 φ2,連桿 3再繞銷軸回轉,使大門法蘭與艙體法蘭緊密貼合.可見大門繞單軸和銷軸的協同微轉能使大門關閉后、抽真空工作時,大門有可靠的密封.

3)單軸雙銷機構選單軸為全轉軸,銷軸為限轉微調軸,能使連桿 3始終垂直于艙體軸線,大門法蘭總是平行于艙體法蘭,保證大門有好的密封.

4)為補償兩法蘭端面不貼合距離 w,連桿 2繞單軸微轉 φ2角,從圖 2中可得以下幾何關系:

由于 φ2角是由 w決定的微調角度,絕對值較小,s取決于 φ角,當 φ接近 90°可使 s值減小,提高法蘭密封可靠性.為此單軸不能在艙體法蘭的平面上,而應靠近大門法蘭平面使 φ1角盡量接近 90°.

當大門運行時,選擇不同的軸作為全轉軸,會有 2種不同情況.假設銷軸為全轉軸,大門繞銷軸開閉時大門的運行軌跡最小,大門運行所需的空間較小,此時將銷軸作為全轉軸較為理想.但是將銷軸作為全轉軸,大門處于打開狀態時,上下鉸鏈連接件(連桿 2)受到的力不在上下鉸鏈連接件所在的平面內,上鉸鏈連接件受到大門重力產生的拉力,下鉸鏈連接件受到大門重力產生的推力,兩個力與上下鉸鏈連接件所在的平面所成的角度接近 90°.由于上下鉸鏈連接件為平面鋼架結構,對平面鋼架所在平面內的力的承載效果較好,對不在平面內的力的承載效果較差.從上述分析可知,單軸雙銷鉸鏈式大門機構不宜選擇銷軸作為全轉軸.單軸作為全轉軸,大門運行時,上下銷軸座(連桿 1)組成的平面鋼架與上下鉸鏈連接件組成的平面鋼架基本位于同一平面內,位于同一平面內的組合鋼架可較好的承受大門重力對鉸鏈機構的力和力矩.

由于鉸鏈機構通常連接在大門法蘭上,而大門重心的位置距離大門法蘭還有一段距離,所以在結構設計時應盡量使鉸鏈機構的平面鋼架靠近大門重心,否則大門重力在垂直鋼架所在平面方向會產生一個分力,該分力對鉸鏈機構的受力不利,會加劇大門變形的程度.在結構設計時,受力單元采用滑動軸承或滾動軸承也與全轉軸的確定有關,全轉軸上的受力單元應采用滾動軸承,滾動軸承能承受更大的力和力矩,且軸做全轉時滾動軸承比滑動軸承的運行摩擦力更小.限轉軸采用滑動軸承主要是考慮其轉角較小,滑動軸承即可滿足其設計要求,且滑動軸承加工裝配方便.

1.2 限轉裝置

設計了限轉裝置用以使大門沿容器軸線方向作微調時大門法蘭端面能和容器艙體法蘭端面完全貼合.單軸雙銷鉸鏈式大門機構的限轉裝置主要由限轉桿、調節彈簧組成,銷軸上、下各有一套限轉裝置,限轉桿的一端固定到銷軸座上,用圓柱銷定位并承受轉動的剪切力,用螺栓鎖緊并承受翻轉力矩,限轉裝置可隨大門旋轉而轉動.調節彈簧安裝在上、下鉸鏈連接件上,限轉角度由限轉裝置上的螺釘調節彈簧壓縮量實現,其結構原理圖如圖 3所示,限轉桿的有效長度為 v,彈簧壓縮量為 t,假設補償兩法蘭不貼合距離為 w,由圖 3中可得

因為 u為無窮大,u-v≈u,所以 w≈t,即大門的軸向調節距離與彈簧壓縮量 t有關,而與限位桿的長度 v無關,該結論有利于減小全轉軸軸線與限轉軸軸線間的距離,使鉸鏈機構的受力更合理.

圖 3 限轉裝置結構原理圖

1.3 輔助加強機構

為防止局部應力過大,單軸雙銷鉸鏈式大門機構的鉸鏈機構與大門法蘭和艙體法蘭連接時都設計有弧形加強覆板.在上下鉸鏈后梁之間、上下鉸鏈連接件之間有立柱連接,使上下鉸鏈組成整體鋼架結構,提高鉸鏈機構的強度和剛度.由于鉸鏈式大門機構單側固定,受力不平衡,為降低大門自重導致的下沉變形過大,在與容器中軸面成60°的大門法蘭底部有遠端彈性支撐滾輪.單軸雙銷鉸鏈式大門機構簡圖如圖 1所示,大門封頭及法蘭、限轉裝置和遠端彈性支撐裝置未包含在圖中.

2 有限元分析

2.1 有限元模型

利用有限元方法[3-4]對單軸雙銷鉸鏈式大門機構做靜態線性結構強度校核,去除限轉裝置、去除單軸和雙銷等部件,對單軸雙銷鉸鏈式大門機構建立簡化的等比例三維有限元幾何模型,如圖4所示.模型中,法蘭、封頭、弧形加強覆板、上下銷軸座、上下鉸鏈連接件的材料為 304不銹鋼(0CR18Ni9),前立柱、后立柱、上下鉸鏈后梁為普通碳鋼(Q235A),滑動軸承材料為鋁青銅(ZCuAl10Fe3),滾動軸承材料為軸承鋼,各材料的性能參數如表 1所示.

圖 4 三維有限元幾何模型

表 1 材料參數表

2.2 網格劃分

采用 2階 10節點四面體網格單元,基于曲率的參數設置,采用區域網格劃分,對上下鉸鏈連接件、銷軸座及裝配連接部位進行局部加密,如圖 5所示,網格單元數 38075,節點數 72903.

圖 5 網格劃分圖

2.3 約束與載荷

基本模型(算例 1)中,約束上下鉸鏈后梁與艙體法蘭連接部位所有的自由度,上下鉸鏈后梁末端定為固定;大門重心位于 O點,整個大門機構的總質量為 6.2 t,對單軸雙銷鉸鏈型大門機構施加分布質量載荷;所有與軸承、軸瓦的接觸面及可能接觸面定義為無穿透接觸類型.由于實際使用中大門內部要安裝熱沉等附屬裝置,算例 2中在大門封頭的上部和下部各施加 10kN的集中載荷.算例 3和算例 4是大門法蘭底部施加不同彈性支撐力時的工況,彈簧剛度為 1×106N/m.各算例詳細載荷情況如表 2所示.

表 2 不同載荷工況下有限元分析算例

2.4 結果分析

圖 6為算例 1的 vonMises應力分布圖,圖 7為算例 1局部 vonMises應力分布圖,從整個大門機構的 vonMises應力分布可以看出,大門法蘭和封頭的應力值很小,只有在上、下鉸鏈連接處及延伸區域平均 vonMises應力值約 100MPa,最大應力發生在前立柱與上鉸鏈連接件的接合處,達到135.6MPa,但都沒有超過材料的屈服應力.由于大門重心與鉸鏈機構所在的平面不共面,鉸鏈機構受到大門重力產生的對鉸鏈平面鋼架的翻轉力,該力主要由前立柱承擔,由受力分析可知前立柱上部受到順時針的翻轉力、下部受到逆時針的翻轉力,另外前立柱將上、下鉸鏈連接件固連組成平面鋼架結構,所以前立柱上部還受到大門的拉力,下部受到壓力.從圖 7中可以看出,整個前立柱的受力較為嚴峻,平均應力值約 80MPa,但仍在許用應力值以下.圖 7右半側圖顯示,由于大門法蘭分別受到上、下銷軸座的拉壓力,致使大門法蘭與銷軸座的連接處及延伸區域產生應力集中,并使得與該部位連接的大門封頭處的局部應力也增大,但都在許用應力范圍內,可見弧形加強覆板起到了分擔應力、提高法蘭局部強度的作用,如果去掉弧形加強覆板,受力情況可能會變差.

圖 6 算例 1應力分布圖

圖 7 算例 1局部應力圖

相比較算例 1,算例 2增加了大門封頭內集中載荷,圖 8為算例 2的 vonMises應力分布圖,圖9為算例 2的局部 vonMises應力分布圖,從圖中可以看出上下銷軸座與大門法蘭連接處的應力值明顯提高,最大應力發生在下銷軸座與法蘭的連接處,達到了 187.2MPa.由于在大門封頭內增加了集中力負載,在大門法蘭和封頭的上部和下部加載區域 vonMises應力相比算例 1也有所增加,達到 35MPa,但仍遠低于屈服應力.與鉸鏈連接處的大門法蘭及封頭的相應區域,應力集中情況更加明顯,算例 1中的應力集中范圍僅限于上下鉸鏈連接處各自較小區域內,而算例 2中應力集中范圍幾乎涵蓋上下鉸鏈連接處的整個區域,并進一步向大門封頭更遠處延伸,這對大門法蘭和大門封頭的受力極其不利,應進一步加強該區域.與算例 1相比,算例 2中前立柱的應力分布值也都有所提高,所以在結構布局允許的情況下應適當增大前立柱的剛度和強度,可以將工字形截面改為方鋼.

圖 8 算例2應力分布圖

圖 9 算例2局部應力圖

算例 3增加了大門法蘭底部遠端彈性支撐力,圖 10為算例 3局部 vonMises應力圖,從圖中可以看出增加彈性支撐力可以明顯改善大門鉸鏈連接處及其延伸區域的應力狀況,最大應力位于前立柱與下鉸鏈連接件的接合處,最大值為146.7MPa,與算例 1的最大應力值相當,上下銷軸座與大門法蘭連接處及延伸區域的應力值大小也與算例 1相當.在遠端增加彈性支撐力時,可以不對鉸鏈連接處再加強.從算例 1,算例 2和算例3可知,單軸雙銷鉸鏈式大門機構的結構強度基本滿足要求.

圖 10 算例 3局部應力圖

圖 11為算例 1中大門法蘭外緣線的位移圖.如前所述,由于鉸鏈式大門機構受力不對稱,大門自重過大會導致大門機構下沉變形,致使大門關不嚴,密封性能下降.由于大門重心與鉸鏈機構所在平面不共面,在大門重力的作用下,上、下鉸鏈處產生的支反力構成使大門法蘭和封頭產生翹曲變形的力矩,引起法蘭外緣線沿 x方向的位移.z方向位移的峰值分別位于大門法蘭上部和下部(90°和 270°)兩個區域,大小相等方向相反,該位移是由大門右側的質量力對大門法蘭上部產生拉力、下部產生推力引起的.從圖 11(ux為沿 x方向位移,uy為沿 y方向位移,uz為沿 z方向位移,u為合位移)中可以看出大門法蘭右側 100°～280°范圍內的合位移較大,最大值達到了 21.5mm,合位移主要是由 y方向位移即大門下沉變形貢獻的,x方向和 z方向的位移相對 y方向位移絕對值較小.

圖 11 算例 1位移圖

圖 12為不同載荷條件下大門法蘭外緣線合位移圖,當大門封頭內施加負載時,大門右側法蘭的合位移比不加載時提高了 1倍,最大值達到了41.23mm.真空羽流試驗艙直徑 Φ5.5m的大門機構的密封圈直徑為 Φ32mm,密封圈壓縮后與法蘭的接觸面積不大于 15mm,法蘭內緣線到密封圈中徑的距離為 44mm.當大門封頭內不加載荷時,大門的最大合位移為 21.5mm,此時大門法蘭勉強能壓緊密封圈;但當大門封頭內加載時,最大合位移為 41.23mm,大門法蘭已不能壓到密封圈,密封性能完全喪失.如圖 11所示,如果在大門法蘭底部施加 20kN遠端彈性支撐力,大門的合位移變形會大大改善,最大位移量由 41.23mm降低至 13.85mm,當遠端支撐力由 20 kN提高到30kN時,合位移量會進一步降低到 10mm以下.10mm量級的位移量仍保證大門法蘭能夠壓緊密封圈,在大門結構設計中是可以接受的.

圖 12 載荷不同時合位移圖

3 結 論

鉸鏈式大門機構以其結構簡單的優點在真空容器中廣泛應用,但大型臥式真空容器的鉸鏈式大門機構由于受力不對稱和大門自重過大,會導致大門下沉變形,在裝配和長期使用過程中變形過大又會導致大門關不嚴,強行關門時會使密封圈因受到剪切擠壓而失效.針對在建的大型真空羽流試驗艙直徑 Φ5.5m的大門機構,本文在雙門軸鉸鏈式大門機構的基礎上首次提出了一種新穎的單軸雙銷鉸鏈式大門機構,當大門關閉時,若大門法蘭和艙體法蘭不貼合,該機構能對其給予補償,實現大門的可靠密封.

1)大門的開啟、關閉通過繞單軸轉動實現.當由于加工裝配誤差或運行中結構變形導致大門機構偏離理想設計狀態時,通過單軸和銷軸協同微轉動使大門法蘭與艙體法蘭始終緊密貼合,通過繞銷軸微調使大門法蘭最好地平行于艙體法蘭.通過將鉸鏈連接件和大門重心靠近地設計在一個平面內,當兩法蘭端面不貼合或容器抽真空后大門法蘭向艙體法蘭平移壓縮密封圈時,可最大限度地減小垂直于容器軸線的大門法蘭錯位位移.

2)在轉動機構設計中,單軸雙銷鉸鏈式大門機構選用單軸作為全轉軸,銷軸作為補償轉軸,這是因為單軸作全轉軸時,上、下銷軸座組成的平面鋼架與單軸的上、下鉸鏈連接件組成的平面鋼架基本位于同一平面內,這樣的組合鋼架可較好的承受大門重力對鉸鏈機構的力和力矩.

3)成功的設計了用于大門軸向微調的限轉裝置.在限轉裝置設計中,大門的軸向調節距離與調節彈簧壓縮量有關,而與限位桿的長度無關.為此在大門的安裝調試和維修過程中均可通過調節彈簧的壓縮量來保證大門的可靠密封.

單軸雙銷的鉸鏈式大門機構的有限元分析結果表明:

1)鉸鏈機構的上下銷軸座與大門法蘭連接處會出現兩個應力集中區域,當大門封頭內施加載荷時應力集中的范圍會向大門法蘭和大門封頭擴散,甚至上下兩個應力集中區域合成一個更大的應力集中區域,這對大門的受力極為不利.當在大門法蘭底部施加彈性支撐時,鉸鏈機構與大門法蘭連接處的應力集中范圍和量值都明顯降低,遠遠低于許用應力值.

2)無論在何種載荷條件下,前立柱都會受到拉壓和扭轉力,當大門封頭內施加負載時,前立柱的受力情況要比不加載時嚴峻,增加大門法蘭底部的彈性支撐力能改善前立柱的受力狀況.

3)大門的合位移變形主要是由大門重力導致的 y方向位移貢獻的,x方向和 z方向的變形對合位移的貢獻很小.當沒有遠端彈性支撐時,大門法蘭的最大合位移達到了 41.23mm,即使大門封頭內不施加負載時,最大合位移變形也達到了20mm以上,當施加遠端彈性支撐力時,大門的合位移變形不大于 10mm.

上述校核結果表明所設計的新型單軸雙銷鉸鏈式大門機構有足夠的強度和剛度.

致 謝感謝北京衛星環境工程研究所的黃本誠研究員對大門設計、論文修改提出的寶貴建議,感謝北航宇航學院張國舟教授、莊毓南教授、李曉娟副教授對設計工作的指導,感謝江蘇常熟虞華真空設備有限公司戴建新工程師對大門結構設計和制造裝配的幫助.

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(編 輯 :張 嶸)

Design and analysis of single-axis-double-pin hinged door for large-scale container

Wang Wenlong Ling Guilong Cai Guobiao

(School of Astronautics,Beijing University of Aeronautics and Astronautics,Beijing 100191,China)

The hinged door of the large-scale,horizontal container is usually deformed and distorted during the process of assembly and long-term usage,which can prevent the door from closing tightly and thus affect the sealing performance.A novel single-axis-double-pin hinged door was developed for a 5.5-meter-diameter,large-scale chamber,which was under construction for the plume experiment in vacuum.The design and analysis was conducted for the rotating mechanism,the restrictive switch device,as well as the elastic support unit at the bottom of the flange.The finite element method(FEM)was finally adopted to check the structural requirements.The results shows that the y-direction displacement,caused by the gravity,is the main factor of the combined displacement of the door.At the junction of the hinge and the flange,the range of the concentrated stress will shrinks,and the value of stress will decline,ifa elastic support force is exerted at the bottom of the flange,which also ensures the combined displacement of the door less than 10mm.The strength and stiffness requirements are satisfied for the single-axis-double-pin hinged door.This work will provide insight for the future design of the similar scale hinged door.

hinges;doors;design;reliability analysis;finite element method(FEM)

V 416

A

1001-5965(2011)04-0399-06

2010-01-20

中俄航天合作資助項目

王文龍(1983-),男,北京人,博士生,wangwenlong@sa.buaa.edu.cn.