裝配體有限元分析法在電液伺服機(jī)構(gòu)中的應(yīng)用

劉 洪，陳克勤，姜慶義

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裝配體有限元分析法在電液伺服機(jī)構(gòu)中的應(yīng)用

劉 洪，陳克勤，姜慶義

（北京精密機(jī)電控制設(shè)備研究所，北京，100076）

介紹了裝配體有限元分析法在電液伺服機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析中的應(yīng)用。在數(shù)字化裝配模型的基礎(chǔ)上，建立了裝配體有限元分析模型，包括幾何實(shí)體模型的簡化處理、網(wǎng)格繁簡處理、連接緊固件接觸關(guān)系模擬以及邊界和載荷條件設(shè)置等。試驗(yàn)結(jié)果表明，與傳統(tǒng)的隔離體分析法相比，裝配體分析法有助于更全面地辨識(shí)結(jié)構(gòu)薄弱環(huán)節(jié)，可以在航天航空產(chǎn)品設(shè)計(jì)中推廣使用。

電液伺服機(jī)構(gòu)；有限元分析；裝配體

0 引 言

伺服機(jī)構(gòu)是運(yùn)載火箭實(shí)現(xiàn)各子級(jí)發(fā)動(dòng)機(jī)推力矢量控制的關(guān)鍵箭載設(shè)備，一旦因結(jié)構(gòu)破壞等原因發(fā)生失效，將導(dǎo)致發(fā)射任務(wù)失敗[1]。長征系列運(yùn)載火箭采用整體式電液伺服機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)。作動(dòng)器組件與能源組件集成于一體，如圖1所示。因部件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，彼此連接關(guān)系多，對(duì)質(zhì)量要求苛刻，導(dǎo)致結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析難度大。

圖1 整體式電液伺服機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)

近年來采用計(jì)算機(jī)進(jìn)行有限元分析，雖然效率大幅度提高，但薄弱環(huán)節(jié)的分析和定位仍然不夠精確，產(chǎn)品研制仍然需要反復(fù)幾輪的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度試驗(yàn)。分析認(rèn)為這是因?yàn)楝F(xiàn)有方法僅對(duì)單個(gè)零件逐個(gè)分析，即采用隔離體分析方法。該方法對(duì)結(jié)構(gòu)件連接引入的預(yù)應(yīng)力等因素簡化過多，導(dǎo)致模型誤差較大，分析結(jié)果不夠準(zhǔn)確[2,3]。

在某電液伺服機(jī)構(gòu)研制過程中，嘗試了裝配體有限元分析方法，即對(duì)整個(gè)承力結(jié)構(gòu)裝配體進(jìn)行有限元分析，考慮預(yù)應(yīng)力影響，更真實(shí)地反映零件受力約束情況。此種方法的關(guān)鍵在于模擬緊固件連接特性，同時(shí)也要考慮模型簡化問題，否則計(jì)算量過大，很難實(shí)施。國外學(xué)者Jerome等論述了螺栓連接的不同模擬方法；Kim等采用不同的螺栓模型對(duì)某柴油機(jī)氣缸裝配體進(jìn)行了有限元分析；Cho等對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)缸體裝配體進(jìn)行了模態(tài)分析[4~8]。國內(nèi)對(duì)裝配體有限元分析法的研究仍較少。本文在數(shù)字化裝配模型的基礎(chǔ)上，建立了裝配體有限元分析模型。

1 裝配體有限元模型

1.1 數(shù)字化裝配模型

數(shù)字化裝配模型由CAD軟件Pro/E完成。對(duì)零件實(shí)體模型進(jìn)行一定簡化處理，忽略對(duì)應(yīng)力影響較小的部分局部結(jié)構(gòu)，如螺釘孔、密封槽、油孔、螺紋、退刀槽、小臺(tái)階、倒角、圓角等。

1.2 材料參數(shù)

裝配體中的頭部殼體和油箱采用高強(qiáng)度鋁合金，其彈性模量為71 GPa，泊松比為0.33，抗拉強(qiáng)度極限b為390 MPa，安全系數(shù)為2，許用應(yīng)力[]為195 MPa。其余零件為沉淀硬化不銹鋼，其彈性模量為193 GPa，泊松比為0.31，抗拉強(qiáng)度極限b為1 310 MPa，安全系數(shù)為2，許用應(yīng)力[]為655 MPa。采用第四強(qiáng)度理論進(jìn)行分析。

1.3 網(wǎng)格劃分

采用四面體單元?jiǎng)澐址?，以降低整機(jī)裝配體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分的復(fù)雜性。對(duì)于網(wǎng)格尺寸，則采取分步分析、區(qū)別對(duì)待的方法。對(duì)整個(gè)裝配體進(jìn)行分析，但每次只重點(diǎn)分析裝配體中的一個(gè)零件。只對(duì)該零件進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)分，并且對(duì)相關(guān)的連接緊固件和計(jì)算數(shù)據(jù)變化梯度較大的部位（如應(yīng)力集中處）進(jìn)一步細(xì)化網(wǎng)格。其余零件則采取劃分尺寸較大的單元。圖2為分析頭部殼體強(qiáng)度時(shí)的整機(jī)網(wǎng)格劃分處理示意。

圖2 網(wǎng)格劃分方法示意

1.4 接觸特性模擬

裝配體有限元分析法的關(guān)鍵在于對(duì)緊固件連接特性的模擬。利用ANSYS中的預(yù)緊力單元和接觸單元對(duì)其進(jìn)行建模。根據(jù)外載荷使緊固件連接的法蘭趨于分離或貼緊，將緊固件間的接觸設(shè)置分為2種情況，如圖3、圖4所示。零件間的密封配合面采用摩擦接觸，螺紋連接采用綁定接觸。

a）螺釘連接

b）螺栓連接

續(xù)圖3

a）螺釘連接

b）螺栓連接

圖4 連接零件趨于貼緊時(shí)的接觸模擬

1.5 邊界條件

支耳螺栓內(nèi)耳環(huán)面與蓄壓器尾部支耳的內(nèi)耳環(huán)面可設(shè)置為固定約束，符合伺服機(jī)構(gòu)在箭上的安裝特點(diǎn)。

1.6 載荷條件

裝配體結(jié)構(gòu)所承受的載荷分為內(nèi)載荷、外載荷與預(yù)緊力載荷。

a）內(nèi)載荷指各殼體零件內(nèi)部管路中的油液壓力，分高壓內(nèi)載荷與低壓內(nèi)載荷2種。

b）外載荷由發(fā)動(dòng)機(jī)搖擺的負(fù)載力矩決定，并由活塞桿兩側(cè)壓差所產(chǎn)生的軸向輸出力平衡。因此分析中認(rèn)為活塞桿固定，利用活塞桿兩側(cè)壓差來等效外載荷，并將其施加在活塞一側(cè)的封閉內(nèi)腔中。

當(dāng)活塞桿兩側(cè)壓差使活塞桿縮回時(shí)，將引起頭部殼體、油箱、蓄壓器受拉；當(dāng)活塞桿兩側(cè)壓差使活塞桿伸出時(shí)，則導(dǎo)致頭部殼體、油箱、蓄壓器受壓。作動(dòng)筒受力按最大高壓內(nèi)載荷考慮，不重復(fù)施加外載荷。

c）預(yù)緊力載荷通過式（1）計(jì)算，并利用預(yù)緊力單元施加在緊固件上。

各零件最大內(nèi)、外載荷如表1所示。

裝配體中各緊固件擰緊力矩如表2所示。

表1 零件最大內(nèi)、外載荷

表2 緊固件擰緊力矩

2 計(jì)算結(jié)果及分析

在預(yù)緊力載荷作用下，各零件應(yīng)力分布情況如圖5所示。從圖5可以看出：對(duì)緊固件施加預(yù)緊后，零件法蘭部分受到擠壓，在緊固件安裝孔四周出現(xiàn)較大應(yīng)力，隨后迅速減小。隔離體分析法則無法對(duì)預(yù)緊力的作用進(jìn)行考慮。

a）作動(dòng)筒預(yù)應(yīng)力分布

b）頭部殼體預(yù)應(yīng)力分布

c）連接緊固件預(yù)應(yīng)力分布

d）油箱預(yù)應(yīng)力分布

e）蓄壓器預(yù)應(yīng)力分布

續(xù)圖5

表3為不同分析方法下各零件最大應(yīng)力的對(duì)比情況。同一零件在2種分析方法下的網(wǎng)格劃分相同，以消除網(wǎng)格設(shè)置不同所引起的計(jì)算誤差。

表3 零件最大應(yīng)力對(duì)比情況

分析結(jié)果表明：

a）若忽略零件法蘭連接區(qū)域的應(yīng)力分布，作動(dòng)筒、油箱在2種分析方法下的應(yīng)力分布相差不明顯。最大應(yīng)力部位以及最大應(yīng)力相同，表明針對(duì)作動(dòng)筒、油箱，忽略構(gòu)件間的相互作用所導(dǎo)致的分析誤差可以忽略。

b）頭部殼體、蓄壓器在2種分析方法下的應(yīng)力差異較大，構(gòu)件間的相互作用不能忽略。

圖6、圖7分別給出了頭部殼體、蓄壓器在2種分析方法下的應(yīng)力分布對(duì)比。

a）裝配體法最大應(yīng)力部位

b）隔離法最大應(yīng)力部位

圖6 不同分析方法下頭部殼體相同部位應(yīng)力對(duì)比

a）裝配體法最大應(yīng)力部位

b）隔離體法最大應(yīng)力部位

圖7 不同分析方法下蓄壓器相同部位應(yīng)力對(duì)比

從圖6、圖7可以看出：

a）應(yīng)用裝配體法，頭部殼體最大應(yīng)力部位為月牙形的通油孔內(nèi)壁，最大應(yīng)力為178.9 MPa；應(yīng)用隔離體法，頭部殼體最大應(yīng)力部位在右側(cè)法蘭根部，最大應(yīng)力為220.6 MPa，超出了材料許用應(yīng)力。

b）應(yīng)用裝配體法，蓄壓器最大應(yīng)力部位為電機(jī)安裝座與殼體表面的相交處，最大應(yīng)力為395.9 MPa；應(yīng)用隔離體法，蓄壓器最大應(yīng)力部位為右側(cè)尾部與殼體表面的相交處，最大應(yīng)力為442 MPa。

c）由于隔離體法忽略構(gòu)件間的相互作用，導(dǎo)致2種分析方法得到的最大應(yīng)力部位、最大應(yīng)力明顯不同。

裝配體有限元分析結(jié)果表明僅油箱的最大應(yīng)力超出材料許用應(yīng)力，而隔離體法分析結(jié)果顯示頭部殼體也存在強(qiáng)度不足的現(xiàn)象。為了驗(yàn)證2種方法在定位結(jié)構(gòu)強(qiáng)度薄弱環(huán)節(jié)的正確性，對(duì)整機(jī)裝配體進(jìn)行了靜強(qiáng)度試驗(yàn)。試驗(yàn)時(shí)，裝配體內(nèi)、外載荷達(dá)到實(shí)際情況的2倍，試驗(yàn)后分解檢查各零件。作動(dòng)筒、頭部殼體、蓄壓器未產(chǎn)生顯著變形及裂紋情況，僅油箱在內(nèi)壁處的排氣孔產(chǎn)生了裂紋。油箱有限元分析結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比如圖8所示。

a）靜強(qiáng)度試驗(yàn)結(jié)果

b）油箱有限元分析結(jié)果

續(xù)圖8

由圖8可知，裝配體分析法對(duì)電液伺服機(jī)構(gòu)整機(jī)承力結(jié)構(gòu)強(qiáng)度薄弱環(huán)節(jié)的定位是正確的。

3 結(jié)束語

本文介紹了一種針對(duì)電液伺服機(jī)構(gòu)進(jìn)行裝配體有限元分析的建模方法。該方法的優(yōu)點(diǎn)在于通過模擬緊固件的連接特性，引入了裝配體中多個(gè)零件間的相互作用，更真實(shí)地反映零件受力約束情況。與傳統(tǒng)的隔離體分析方法相比，可以更全面地辨識(shí)結(jié)構(gòu)薄弱環(huán)節(jié)。

上述模型在某型號(hào)電液伺服機(jī)構(gòu)研制過程中，對(duì)其部件進(jìn)行的強(qiáng)度分析和結(jié)構(gòu)改進(jìn)，己經(jīng)被試驗(yàn)證實(shí)準(zhǔn)確有效，可以在航天航空產(chǎn)品設(shè)計(jì)中推廣使用。

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Application of Assembly Finite Element Analysis to Electro-hydraulic Servo-mechanisms

Liu Hong, Chen Ke-qing, Jiang Qing-yi

(Beijing Institute of Precision Mechatronics and Control Equipment, Beijing, 100076)

The application of assembly finite element analysis to an electro-hydraulic servo-mechanism was presented. Based on digital assembly structure, the finite element analytical model was established, which included simplification of the solid model and mesh, simulation of connected fastener contact, boundary and loading settings. Experiment results showed that assembly analysis was more comprehensive to identify structure weak links compared with isolation method and could be generalized in the design of aerospace and aviation product.

Electro-hydraulic servo-mechanism; Finite element analysis; Assembly

1004-7182(2016)03-0073-04

10.7654/j.issn.1004-7182.20160317

V433

A

2016-01-05；

2016-03-01

劉 洪（1984-），男，博士，工程師，主要研究方向?yàn)樗欧C(jī)構(gòu)控制