火箭起豎裝置下夾鉗導向結構強度分析與優化*

賈 森 劉安琴 單瑞霞 蘭公英 劉鵬飛

1 煙臺理工學院 煙臺 264000 2 煙臺鋯孚海洋工程科技有限公司 煙臺 26400 3 煙臺中集來福士海洋工程有限公司 煙臺 26400

0 引言

起豎裝置是海上發射衛星起豎火箭的關鍵部分，起豎的精確性及模式決定了發射效率[1]。隨著近年來對起豎裝置的需求增大，對起豎裝置的設計制造也提出新的要求[2]，而下夾鉗是起豎裝置的重要執行部件之一，其導向機構在運輸火箭及起豎工況中占有重要位置。

導向結構是下夾鉗連接到起豎架的重要部件之一，在火箭運輸、不同起豎角度等工況下固定鎖緊箭體并維持箭體的穩定狀態，有極其重要的作用[3]，故對下夾鉗導向結構進行結構設計及優化具有極為重要的實踐意義。本文依托 Abaqus 有限元分析軟件對下夾鉗導向結構進行了有限元靜力學分析，得出了下夾鉗導向結構在各工況下的應力分布及變形情況，并通過調整受載區域獲得最大變形及應力，其結果對下夾鉗的結構設計和薄弱區域的加強及合理優化具有一定的技術指導意義。

1 下夾鉗導向結構組成

如圖1所示，起豎架下夾鉗的結構主要由三角架、基座、調整液壓缸、導向單元等組成，各構件通過銷軸連接。該結構中的起豎架主要用于將火箭從水平狀態起豎到垂直狀態，起豎架為左右對稱結構，起豎架的2 個縱梁之間設有多個橫梁，每個橫梁上設有1 個上表面為凹面的均載托座，均載托座的凹形上表面的直徑和與之接觸的火箭各部位的直徑相對應，以此保證火箭運輸工程中各點受力均勻。起豎架靠近艏部的位置設有上夾鉗，起豎架靠近尾部的位置設有下夾鉗。火箭在運輸狀態和起豎狀態通過下夾鉗上水平套筒上的鎖箭銷連接，并通過水平調整液壓缸和導向套筒作用在基座的眼板上。

2 下夾鉗導向結構的有限元分析

結合某海上火箭起豎系統下夾鉗導向結構，利用有限元分析軟件Abaqus，對下夾鉗結構進行分析驗證，并對比各工況下的應力和應變情況進行優化設計，確立最后設計方案。該分析模型在保證分析精度和表達結果準確的情況下，應精簡夾鉗結構的非必要特征[4]。

2.1 優化下夾鉗模型建立

火箭發射起豎架下夾鉗的導向結構為三維空間板殼焊接結構，模型采用板殼結構，局部起豎架、橫梁、三角板、基座、液壓缸眼板等結構按照實際尺寸建立，并進行合理精簡。下夾鉗模型如圖2所示。

圖2 下夾鉗三維模型圖

1）各板材之間的焊接為滿焊，焊縫強度與結構相同，不考慮焊接拼接材料間材料特性的變化。

2）忽略下夾鉗結構中不影響整體結構強度的配件、小附件以及較小的開口孔，結構中的倒角、圓角等進行直角化。

3）忽略裝配誤差焊接誤差。

為了選取三角架和基座的聯接螺栓，單獨取三角架作為計算對象建立模型，如圖3所示。

2.2 下夾鉗支撐基座材料屬性

海上火箭發射的溫度變化范圍為-20℃～40℃，起豎裝置下夾鉗的設計溫度應滿足該范圍，該下夾鉗支承基座材料根據應力范圍，高應力區選用EQ690，低應力區域選用EH355，這2 種材料的屬性如表1所示。

表1 下夾鉗支承基座材料參數表

2.3 計算工況分析

通過對比起豎架各工況的應力應變及提取的載荷信息，下夾鉗的強度計算選擇運輸和起豎90°的工況。其中，運輸工況需考慮火箭在運輸過程中可能發生的突然起步、剎車、轉彎、路面不平等情況。

對于下夾鉗整體單元結構起豎工況強度分析，起豎工況邊界條件為整體模型的約束條件，銷軸可約束法向的位移，擋板可約束火箭長度方向的位移。為了使模型擁有足夠的約束而使軟件可以計算，中間約束Y向位移；局部三腳架結構螺栓約束局部Z向位移，后擋塊約束X向位移，側擋快約束Y向位移。

對于下夾鉗整體單元結構運輸工況強度分析，前擋塊約束X向位移，側擋板約束Y向位移，橫梁底部約束Z向位移，鎖扣約束Y向和Z向位移；局部三腳架結構螺栓約束Z 向位移，前后擋塊約束X向位移，側擋快約束Y向位移。運輸狀態下夾鉗約束情況如表2所示，螺栓選取模型約束情況如表3所示。在表2、表3 中，1 代表約束，0 代表自由。

表2 下夾鉗運輸工況約束情況

表3 螺栓選取約束情況

2.4 受力分析及載荷施加

下夾鉗支承單元結構作為一個復雜的空間體系，在運輸、起豎等工況時需承受火箭對下夾鉗的作用、風載、自重及環境加速度的綜合作用。其中，火箭運輸工況需同步考慮到忽然起步、加速、減速、停車、轉彎、路面坑洼等情況，同時考慮風從各方向的施加，對下夾鉗的結構強度計算應考慮多種載荷的組合疊加。綜合考慮起豎裝置及下夾鉗的機構特點、受力特點及起豎架結構強度的載荷提取情況，本文僅選取運輸工況和起豎90°工況作為計算工況，其結構布置如圖4所示。

圖4 下夾鉗支承結構布置圖

起豎工況的主要設計載荷包括起豎過程中火箭對下夾鉗的載荷、風載荷及機構自重等，其中火箭對下夾鉗的載荷分別通過水平調整液壓缸和導向套筒作用于軸1眼板和軸2 眼板，風載及風傾力矩分別作用在軸2 眼板。根據規范要求，考慮1.2 倍載荷系數，同時考慮垂向自重并考慮1.2 倍的重力加速度。起豎工況輸入載荷如表4所示。

表4 下夾鉗支承輸入載荷-起豎工況 kN

運輸工況的主要設計載荷包括運輸過程中突然起步、突然剎車工況火箭對下夾鉗的載荷及機構自重，同時疊加路面不平引起的垂向加速度，其中火箭對下夾鉗的載荷分別通過水平調整液壓缸和導向套筒作用于軸1眼板和軸2 眼板。考慮1.2 倍載荷系數，同時考慮垂向1.0倍重力加速度疊加縱向1.0 倍加速度。運輸工況輸入載荷如表5所示。

表5 下夾鉗支承輸入載荷-運輸工況 kN

3 計算結果及分析

3.1 許用應力

火箭起豎架下夾鉗布置方案為軸對稱結構，左右兩側各布置1 套單元，分析時僅考慮1 套單元，并將設計載荷施加在軸1 耳板和軸2 耳板處，考慮風載分別從左右2 個方向施加，考慮環境加速度分別從箭艏和箭艉方向施加，通過計算得到下夾鉗的有限元分析結果。

綜合考慮起豎裝置的實際工作情況、荷載施加情況、設計值與實際值之間的誤差、加工情況、使用情況等各種不定性及廠家需求，安全系數取2.0，許可應力為

式中：σs為指定材料的屈服極限，F·S為選取的安全系數。

EQ690 材料的許可應力值為345 MPa，EH355 材料的許可應力值為177.5 MPa。

3.2 原結構屈服強度校核結果

對下夾鉗三腳架及基座進行強度計算，計算結果如圖5所示。由圖5 可知，各工況的結構均不滿足要求，主要反映在和起豎架連接區域、軸1 眼板及連接處、軸2 眼板及連接處。另外，三腳架中間開孔處材料利用率較低，故應從3 方面進行優化。

圖5 下夾鉗基座原結構應力云圖

1）火箭運輸過程中垂直向上的加速度及縱向的加速度引起的載荷，由鎖箭銷通過軸1 眼板和軸2 眼板傳遞到三角板，致使眼板及連接區域不滿足要求，故應對眼板及連接區域進行修改。

2）火箭起豎過程中火箭對下夾鉗的載荷由鎖箭銷通過軸1 眼板和軸2 眼板傳遞到基座，致使基座及連接區域不滿足要求，故應對基座及連接區域進行修改。

3）應力較小區域，如三角板中間處材料的利用率較低，應對三角板結構進行修正，減少材料使用。

同時，結構強度不夠的區域進行更換材料級別。

3.3 優化后屈服強度校核結果

結構優化后起豎工況橫向風載從右向左吹的計算結果如表6所示，起豎工況橫向風載從左向右吹的計算結果如表7所示，運輸工況慣性加速度朝向箭艏、箭艉的計算結果如表8、表9所示。

表6 起豎工況橫向風載從右向左吹計算結果

表7 起豎工況橫向風載從左向右吹計算結果

表8 運輸工況-慣性加速度朝向箭艏計算結果

表9 運輸工況-慣性加速度朝向箭艉計算結果

下夾鉗結構優化后強度均滿足要求，由表6 可知，起豎工況橫向風載從右朝左吹時，最高利用率為0.77，作用于2 種材料等級的交接處，且眼板處應力及連接區域應力由原有的683 MPa 變為213 MPa，結構強度滿足要求。由表7 可知，起豎工況橫向風載轉向時，由于結構的對稱性，結果類似，最高利用率為0.76，作用在三角臂材料等級的交接處，且眼板處應力及連接區域應力均小于許可值，結構強度滿足要求，證明優化方案是可行的。

由表8、表9 可知，突然起步時加速度向前，最高利用率為0.78，作用于眼板處，應力由原有的542 MPa變為268.6 MPa；突然剎車時加速度向后，最高利用率為0.85，作用于眼板處，應力由原有的542 MPa 變為294.2 MPa，結構強度滿足要求，證明優化方案可行。

由以上計算結果可知，各工況在結構優化后最大屈服應力均小于許用應力，均滿足結構強度要求。應力云圖如圖6所示。

圖6 優化后下夾鉗應力云圖

由圖6 可知，該下夾鉗結構起豎工況最大應力發生在與起豎架的連接處，分別為235.6 MPa、253 MPa；運輸工況最大應力發生于眼板處，分別為268.6 MPa、294.2 MPa ；最大利用率為0.85，屈服強度滿足設計要求。

3.4 屈曲強度校核結果

各工況下夾鉗基座的變形結果如表10所示。剛度滿足設計要求，故該下夾鉗支承基座的強度及剛度均滿足結構要求。

表10 下夾鉗基座變形結果 mm

3.5 螺栓支反力

各工況下夾鉗基座和起豎架連接螺栓支反力信息的分布情況如圖7所示。螺栓從艉部到艏部，編號依次為1～15，圖10a 為橫向風載朝左時的起豎90°工況，圖10b 為橫向風載朝右時的起豎90°工況，圖10c 為慣性加速度朝向箭艏時運輸工況，圖10d 為慣性加速度朝向箭艏時運輸工況。其中，系列1 指內側螺栓，系列2 指外側螺栓。

圖7 下夾鉗螺栓支反力分布圖

由圖10a 可知，起豎90°-橫向風載朝左時，最大螺栓支反力為223.02 kN，發生在距離箭艉第2 顆螺栓的內側；由圖10b 可知，起豎90°-橫向風載朝右時，最大螺栓支反力為220.333 kN，發生在距離箭艉第2 顆螺栓的外側；由圖10c 可知，運輸工況-慣性加速度朝向箭艏時，最大螺栓支反力為182.816 kN，發生在距離箭艉第2 顆螺栓的內側；由圖10d 可知，運輸工況-慣性加速度朝向箭艉時，最大螺栓支反力為111.704 kN，發生在距離箭艏第3 顆螺栓的外側。

根據各工況支反力分布圖可知，連接最外側螺栓及靠近艏部和艉部的連接螺栓受力較大，中間的螺栓連接載荷較小，最大值223.02 kN，選擇螺栓如果采用同一型號的螺栓，應使其滿足最大受力要求。若考慮經濟性，可采用2 種型號的螺栓連接，兩端選擇較大型號螺栓，滿足最大受力要求，中間選擇較小型號螺栓，以減小螺栓孔尺寸。

4 結論

本文對起豎裝置下夾鉗三角臂及基座進行了結構分析和優化處理，為了驗證相關優化結構，利用有限元分析軟件對起豎架下夾鉗結構進行仿真分析計算，根據應力云圖提出調整眼板、基座及連接區域結構，高應力區改用高等級材料，低應力區提高材料理應率等優化方式，解決下夾鉗強度不滿足要求的問題，為下夾鉗三角板及基座的結構設計和優化提供了充分的理論數據。