下支撐機構鎖緊裝置可靠性仿真與分析

提亞峰，季寶鋒，楊 柳，閆 冰，張建國

（1. 北京宇航系統工程研究所，北京，100076；2. 北京航空航天大學，北京，100191）

0 引 言

逃逸系統主要包括逃逸塔、整流罩以及逃逸固體發動機等，專門負責故障情況下的低、中、高空航天員的逃逸救生[1,2]。下支撐機構位于逃逸整流罩內，是載人飛船和頭部整流罩間逃逸時的主傳力結構，其能否正常工作直接影響逃逸救生，是保證飛船安全逃逸的關鍵機構之一。火箭正常飛行時下支撐機構依靠彈簧緊壓在飛船的支承面上，起到彈性支撐作用，在飛行中保證下支撐機構各支承面隨船體一起移動；逃逸飛行時通過火工裝置的作用，下支撐機構前后鎖緊接頭被鎖定，對飛船的支撐由彈性變為剛性，下支撐機構承受逃逸飛行時飛船傳遞給頭部整流罩的軸向、橫向載荷，從而使飛船在逃逸發動機推力作用下逃離故障火箭。

作為下支撐機構核心功能部件的鎖緊裝置，是使下支撐機構對飛船的支撐由彈性變為剛性的關鍵裝置，其工作可靠性直接關系到逃逸飛行的成敗，因此鎖緊裝置應具有高承載、高可靠性。由于鎖緊裝置的鎖緊力影響因素十分復雜，歷次鎖緊試驗中鎖緊裝置的鎖緊力離散性較大。為確保載人飛行試驗的成功，滿足可靠性指標要求，應提高鎖緊裝置的可靠性。

1 下支撐機構鎖緊裝置結構

下支撐機構安裝在載人飛船整流罩的后錐段內，間隔120°分布，用于承載逃逸飛行時飛船向整流罩傳遞的巨大慣性載荷，下支撐機構的前、后分別安裝一個鎖緊裝置。

由于鎖緊裝置結構復雜，影響鎖緊性能的因素很多，可靠性指標要求不低于 0.9999，完全通過試驗研究影響因素來提高可靠性需要進行的試驗將多達256套次，試驗規模大、周期長、費用高。為合理高效地提高鎖緊裝置的可靠性，確定了以可靠性仿真分析為主、試驗為輔的研制方案，通過對鎖緊裝置進行可靠性仿真分析，從諸多影響因素中確定主要影響因素，然后針對主要影響因素設計可靠性驗證，從而確定合理有效的結構方案。

2 下支撐機構鎖緊裝置可靠性分析基礎

機構可靠性設計，就是要充分考慮機構的工作環境對機構的影響，實現機構的功能和性能，滿足可靠性特征量的要求[3]。為全面地對下支撐機構鎖緊裝置進行可靠性分析，按機構可靠性設計要求，對鎖緊裝置進行定性和定量可靠性分析。定性分析進行鎖緊裝置的系統功能分析和故障分析，定量分析通過相關分析軟件進行可靠性分析。

2.1 鎖緊裝置系統功能分析

根據鎖緊裝置的結構和功能，可將鎖緊裝置分為控制組件、鎖緊組件、支撐組件。控制組件功能為推壓彈性組件，為鎖緊裝置提供正壓力；鎖緊組件功能是提供鎖緊摩擦力；支撐組件功能是安裝各零部件，保持其裝配位置關系。

2.2 鎖緊裝置故障分析

在功能分析的基礎上，進行鎖緊裝置故障判據的確定。在正常的設計、使用、維護和環境條件下，凡是滿足不了鎖緊裝置功能及設計指標要求的事件，均定為系統故障。壽命期內鎖緊裝置自身引起的故障均定為影響鎖緊裝置基本可靠性的關聯故障[4]；在任務剖面中凡不能完成鎖緊裝置正常功能的故障均定為影響任務的關聯故障[3]。

鎖緊裝置具體故障判據如下：

a）零件級產品故障判據。承載件因不滿足強度、剛度要求而發生強度破壞；傳力件表面硬度不滿足要求而發生的壓潰；零件由于加工殘余應力引起的過大變形；零件表面清洗不干凈或工藝不穩定引起的表面附著顆粒物或平面度超差。

b）組件級產品故障判據。彈性組件提供壓緊力不足；裝配組件因裝配過程中環境沖擊或零件公差引起的組件配合超差等；運動組件發生因零件變形或配合變形等。

3 鎖緊裝置可靠性仿真分析

通過功能分析和故障分析并結合摩擦學理論可知，對性能有影響的主要因素影響了裝置內摩擦裝置間的犁溝效應。因此可確定對鎖緊裝置進行可靠性仿真的主要內容是研究摩擦裝置間的犁溝效應對鎖緊裝置的預位移的影響。

下支撐機構鎖緊裝置可靠性分析的思路是：在鎖緊裝置功能分析和故障分析的基礎上，考慮摩擦間接觸面犁溝效應[5]，對鎖緊裝置進行摩擦學理論建模，通過有限元軟件及機構系統可靠性分析軟件ARAMS進行可靠性分析。首先通過有限元仿真來驗證摩擦學公式建立的鎖緊裝置模型；然后通過動力學仿真給出鎖緊裝置預位移與摩擦力間的關系；最后通過摩擦學理論，建立基于犁溝效應的功能函數，利用可靠性分析優化軟件進行功能函數的可靠度分析計算。

3.1 通過有限元軟件對鎖緊裝置性能分析

利用通用顯式動力學分析軟件 LS-DYNA建立鎖緊裝置的有限元模型，對鎖緊裝置鎖緊后的內外摩擦結構間接觸狀態下的特性進行研究以達到如下目的：a）仿真分析鎖緊裝置鎖緊狀態下單摩擦副的剪切應力大小；b）在鎖緊裝置鎖緊時，假設各摩擦副產生的剪切應力大小一致，計算鎖緊裝置由于粘著效應[6,7]所產生的摩擦力。

通過對單摩擦副模型、多摩擦副模型及考慮溫度影響的多摩擦副模型的仿真分析結果都證明在犁溝模型中，剪應力表征粘著摩擦力的情況；單摩擦副和多摩擦副計算出的組件摩擦副鎖緊裝置鎖緊力基本相同，說明每個摩擦副產生的摩擦力大小基本相同。由于摩擦結構存在氧化，摩擦系數、屈服極限等都有一定程度的離散，因此計算摩擦力與鎖緊裝置實際工作過程中提供的鎖緊力會稍有不同。

通過對鎖緊裝置不同加載方式的仿真結果對比，說明鎖緊裝置在未給定壓緊力時，不宜承受沖擊載荷，要求在工作過程中壓緊力的壓緊與載荷的沖擊要有嚴格的時序關系。

通過對鎖緊裝置不同環境溫度下的仿真結果，說明環境溫度變化對于鎖緊裝置鎖緊能力有一定的影響；在低溫環境中，由于材料的塑性流動能力減弱，結構間的摩擦系數增大，導致剪切應力增大。具體計算結果如圖1～7所示。

圖1 單摩擦副剪切應力計算云圖Fig.1 Single Friction-shear Stress Simulating Results

圖2 漸變載荷下多摩擦副剪切應力云圖Fig.2 Multiple Vice-shear Stress under Gradational Loading

圖3 漸變載荷下結構位移曲線Fig.3 Structural Displacement Curve under Gradational Loading

圖4 多摩擦副沖擊載荷下剪切應力計算云圖Fig.4 Shear Stress under Multiple Friction Vice-ballistic Loading

圖5 沖擊載荷下結構位移隨時間變化曲線Fig.5 Structural Displacement Curve under Ballistic Loading

圖6 -50℃環境溫度下多摩擦副剪切應力云圖Fig.6 Multiple Friction Vice-shear Stress under -50℃Environmental Temperature

圖7 -50℃環境溫度下結構位移曲線Fig.7 Sructural Displacement Curve under -50℃ Environmental Temperature

3.2 通過動力學軟件對鎖緊裝置性能分析

利用動力學仿真軟件 ADAMS，建立鎖緊裝置的機構模型，對鎖緊后的摩擦結構運動狀態進行動力學仿真分析以達到如下目的：a）仿真分析鎖緊裝置鎖緊過程的動力學響應；b）給出鎖緊裝置中各重要零部件的運動參數和受力情況及其相應的變化情況。仿真結果如圖8～14所示。

通過對單組摩擦結構和多組摩擦結構的機構運動模型動力學仿真分析，得出如下結論：

a）通過對各個摩擦結構的受力和預位移進行對比分析發現，越靠近法蘭盤，摩擦結構受力越嚴酷，預位移越大；

b）通過和單組摩擦結構仿真模型的對比分析，得到多組摩擦結構與單組摩擦結構模型的仿真情況基本相同，與有限元分析的多摩擦副和單摩擦副結論一致。

圖8 鎖緊裝置單組摩擦結構ADAMS動力學模型Fig.8 ADAMS Dynamic Model of Single Frictional Structure in Locking Apparatus

圖9 摩擦結構所受正壓力、負載和預位移輸出曲線Fig.9 Positive Stress, Negative Stress and Pre-displacement Curve by Frictional Structure

圖10 緊貼壓盤的摩擦結構受力和位移輸出曲線Fig.10 Stress and Displacement Curve of Frictional Structure Assembled Tightly to Panel

圖11 摩擦結構的預位移輸出曲線Fig.11 Pre-displacement Curve of Frictional Structure

圖12 單組摩擦結構模型中載荷-預位移曲線Fig.12 Stress vs. Pre-displacement in Single Frictional Structure Model

圖13 摩擦組件結構中緊靠壓盤的摩擦結構的載荷-預位移曲線Fig.13 Stress vs. Pre-displacement of Frictional Structure Assembled Tightly to the Panel in Frictional Component Structure

圖14 摩擦組件模型中緊靠壓盤的摩擦結構的載荷-預位移曲線Fig.14 Stress vs. Pre-displacement of Frictional Structure Assembled Tightly to the Panel in Frictional Component Model

3.3 通過分析優化軟件對鎖緊裝置可靠性分析

在已知鎖緊裝置的工藝尺寸、受力狀態、材料屬性后，考慮粘著效應和犁溝效應，單摩擦副單峰犁溝效應的模型為

式中bτ為基體（摩擦副中較軟的金屬）剪切強度；sσ為基體（摩擦副中較軟的金屬）屈服極限，sb3στ=；h為硬峰嵌入軟金屬的深度；d為犁溝寬度。

根據摩擦學理論，犁溝效應產生的摩擦力與粘著效應產生摩擦力間的關系為

式中 θ為模型半角，θtan2hd=，其中θ的一般取值范圍為30～60°，當θ=45°時，粘著效應與犁溝效應對于摩擦力的影響相同。在下文的分析中，近似地將犁溝模型的犁溝半角考慮為平均情況，即θ=45°。

考慮多峰，即接觸峰點為

一般情況下粗糙表面的凸峰高度服從Gauss分布，此時的均方差σ與表面粗糙度aR具有互換性，如下式：

模型的表面粗糙度為1aR=3.2 μm，2aR =3.2 μm，由此可得：

兩組摩擦結構之間的接觸面積為

式中1R，2R為兩組摩擦結構的直徑。

單個犁溝模型所占投影面積：

式中 d為犁溝寬度，根據經驗數據選取為2 μm。

兩組摩擦結構間峰點數為

鎖緊摩擦結構單摩擦副間摩擦力公式模型如下：

由此根據典型的應力-強度干涉模型，建立下支撐機構鎖緊力不足的功能函數：

式中bτ為基體I剪切強度；sσ為基體Ⅱ屈服極限；θ為模型半角；R為給定許用載荷；F為響應值。

將功能函數代入可靠性分析優化軟件ARES進行顯式的功能函數可靠度分析。選擇屈服極限、凸峰數目、剪切強度、犁溝深度、犁溝半角以及承受載荷作為隨機變量。對各變量的分析結果如圖15所示。

圖15 參數重要度結果Fig.15 Parameters Importance Degree Result

通過對各參數的優化分析，得到優化后的各變量的重要性結果，如圖16所示。

圖16 參數重要度優化結果Fig.16 Parameter Importance Optimization Results

4 結 論

通過摩擦學粘著理論和表面形貌理論結合，建立了鎖緊裝置鎖緊力的數學模型，并在此基礎上進行鎖緊裝置的可靠性分析。主要結論如下：

a）通過鎖緊裝置的有限元模型驗證公式中的粘著項，證明了公式建模中參數選擇的正確性。摩擦組件各副產生摩擦力大小基本相同、鎖緊裝置未給定壓緊力時不宜承受沖擊載荷、低溫狀態下結構間摩擦系數和剪切力都會增大；

b）通過對摩擦組件進行動力學的仿真分析，驗證了摩擦組件預位移與摩擦結構承受載荷之間的關系，得到預位移變化的趨勢和摩擦力與預位移之間的關系，越靠近法蘭盤結構受力越大、預位移越大；

c）在合理驗證公式的基礎上，利用ARES軟件進行可靠度的計算以及參數重要度分析，得到犁溝半角、犁溝深度等影響裝置鎖緊可靠性的重要參數，并通過優化得到理想的參數結果。