陳雪峰 毛京偉 楊富偉 劉海燕 胡改娟 畢煌圣 孫世烜 孔德躍

設(shè)計(jì)·工藝

基于ANSYS的龍門(mén)式箱底攪拌摩擦焊接系統(tǒng)仿真分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

陳雪峰 毛京偉 楊富偉 劉海燕 胡改娟 畢煌圣 孫世烜 孔德躍

（首都航天機(jī)械有限公司，北京 100076）

基于ANSYS仿真分析平臺(tái)對(duì)重型運(yùn)載火箭龍門(mén)式箱底攪拌摩擦焊接系統(tǒng)進(jìn)行了系統(tǒng)性的有限元仿真分析，根據(jù)分析結(jié)果對(duì)移動(dòng)式龍門(mén)的主體結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，確定了龍門(mén)式箱底攪拌摩擦焊接系統(tǒng)最終結(jié)構(gòu)形式。通過(guò)有限元仿真分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究，進(jìn)一步提升了整機(jī)結(jié)構(gòu)性能及設(shè)計(jì)可靠性，降低了系統(tǒng)開(kāi)發(fā)周期及運(yùn)行成本，為后續(xù)工程化實(shí)施階段提供了重要的技術(shù)參考。

重型運(yùn)載火箭；龍門(mén)式攪拌摩擦焊接系統(tǒng)；仿真分析；結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

1 引言

隨著我國(guó)航天事業(yè)的不斷發(fā)展，重型運(yùn)載火箭技術(shù)已逐漸成為衡量我國(guó)航天核心競(jìng)爭(zhēng)力的關(guān)鍵技術(shù)[1]。目前，我國(guó)自主研制的重型運(yùn)載火箭燃料貯箱箱底直徑達(dá)10m級(jí)，由若干條瓜瓣縱縫及頂蓋、過(guò)渡環(huán)環(huán)縫拼焊而成，采用攪拌摩擦焊接工藝[2，3]。用于重型運(yùn)載大直徑貯箱箱底總體制造的龍門(mén)式攪拌摩擦焊接系統(tǒng)為我國(guó)迄今最大的龍門(mén)式攪拌摩擦焊接系統(tǒng)，是我國(guó)重型運(yùn)載火箭箭體結(jié)構(gòu)先進(jìn)制造關(guān)鍵技術(shù)取得階段性突破的標(biāo)志性基礎(chǔ)裝備之一。由于其結(jié)構(gòu)龐大，受力情況惡劣，龍門(mén)式箱底攪拌摩擦焊接系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式及參數(shù)對(duì)整機(jī)性能及制造成本和周期有較大影響。本文基于ANSYS對(duì)重型龍門(mén)式箱底攪拌摩擦焊接系統(tǒng)進(jìn)行了有限元仿真分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，為系統(tǒng)工程化實(shí)施階段提供了重要的技術(shù)參考。

2 龍門(mén)式箱底焊接系統(tǒng)總體方案

重型運(yùn)載火箭龍門(mén)式箱底攪拌摩擦焊接系統(tǒng)總體方案見(jiàn)圖1。

1—移動(dòng)式龍門(mén)橫梁 2—銑削溜板 3—銑削滑枕 4—銑削主機(jī)單元 5—移動(dòng)龍門(mén)床身 6—移動(dòng)龍門(mén)立柱 7—焊接主機(jī)單元 8—焊接滑枕 9—焊接溜板 10—箱底工裝系統(tǒng)

為滿足重型箱底產(chǎn)品加工需求，龍門(mén)系統(tǒng)跨距寬達(dá)12m，高超過(guò)5m，同時(shí)系統(tǒng)兼顧銑焊一體總體要求，采用一個(gè)龍門(mén)機(jī)架懸掛兩臺(tái)主機(jī)溜板及滑枕的總體設(shè)計(jì)方案。由于箱底焊前余量銑切力對(duì)龍門(mén)結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響相對(duì)于攪拌摩擦焊接頂鍛力和前進(jìn)抗力，可以忽略不計(jì)，本文主要針對(duì)攪拌摩擦焊焊接溜板、滑枕和移動(dòng)式龍門(mén)主體結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析研究。

圖2 龍門(mén)式箱底攪拌摩擦焊接系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)軸組成

龍門(mén)式箱底攪拌摩擦焊接系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)軸組成見(jiàn)圖2。其中，軸為龍門(mén)在床身上沿導(dǎo)軌前后縱向運(yùn)動(dòng)；軸為攪拌摩擦焊接溜板在橫梁上沿導(dǎo)軌左右橫向運(yùn)動(dòng)；軸為攪拌摩擦焊接滑枕上下垂直運(yùn)動(dòng)；軸為攪拌摩擦焊焊接主機(jī)單元繞擺軸軸線擺動(dòng)；軸為攪拌摩擦焊焊接主機(jī)單元沿滑枕對(duì)稱(chēng)中心軸作回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)；軸為工裝系統(tǒng)工作轉(zhuǎn)臺(tái)繞自身軸線回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。

//軸實(shí)現(xiàn)龍門(mén)攪拌摩擦焊接系統(tǒng)跨距內(nèi)三維立體空間覆蓋，/軸實(shí)現(xiàn)焊接主機(jī)焊接角度的調(diào)整，軸實(shí)現(xiàn)不同焊縫的切換，各運(yùn)動(dòng)軸相互協(xié)調(diào)運(yùn)動(dòng)實(shí)現(xiàn)箱底的攪拌摩擦焊接。由于龍門(mén)式箱底攪拌摩擦焊接系統(tǒng)跨距較大，滑枕懸伸較長(zhǎng)，攪拌摩擦焊過(guò)程中受力情況惡劣，有必要對(duì)其加工過(guò)程進(jìn)行有限元仿真分析及優(yōu)化，以進(jìn)一步提升整機(jī)結(jié)構(gòu)性能及設(shè)計(jì)可靠性。

3 龍門(mén)式箱底焊接系統(tǒng)受力分析

3.1 龍門(mén)受力情況

焊接箱底過(guò)渡環(huán)環(huán)縫時(shí)，攪拌摩擦焊接滑枕移動(dòng)至軸最下端極限工位；在焊接箱底頂蓋環(huán)縫時(shí)，攪拌摩擦焊接滑枕移動(dòng)至軸最上端極限工位；箱底瓜瓣縱縫位于上述兩條環(huán)縫之間，呈二次方程曲線分布。根據(jù)攪拌摩擦焊工藝試驗(yàn)數(shù)據(jù)及工程應(yīng)用經(jīng)驗(yàn)，攪拌摩擦焊接重型運(yùn)載火箭貯箱箱底時(shí)，在主機(jī)單元刀尖點(diǎn)上會(huì)同時(shí)承受沿箱底輪廓線法向方向上約10t的頂鍛力（F）以及沿箱底輪廓線切向方向上約3.3t的前進(jìn)抗力（F），見(jiàn)圖3。

圖3 龍門(mén)式箱底焊接系統(tǒng)焊接過(guò)程受力

3.2 分析模型簡(jiǎn)化

為了縮短系統(tǒng)ANSYS有限元分析運(yùn)算時(shí)間，首先簡(jiǎn)化對(duì)整個(gè)系統(tǒng)受力分析影響甚微的銳邊、倒角及螺紋連接孔等特征[4]，其次對(duì)焊接主機(jī)單元與焊接滑枕連接處進(jìn)行簡(jiǎn)化處理。選取三個(gè)典型加工位置作為分析研究對(duì)象：箱底下極限工位；箱底輪廓45°法線中間工位；箱底上極限工位。簡(jiǎn)化后三個(gè)典型位置的龍門(mén)結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖4。

圖4 龍門(mén)式箱底焊接系統(tǒng)典型加工位置簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)

焊接滑枕模型暫未進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，初始壁厚為100mm。下文通過(guò)在ANSYS仿真平臺(tái)下建立有限元模型，分析系統(tǒng)焊接加工過(guò)程中龍門(mén)主體整體結(jié)構(gòu)變形，并通過(guò)調(diào)整結(jié)構(gòu)參數(shù)減小整體變形量，優(yōu)化龍門(mén)整體結(jié)構(gòu)。

3.3 邊界條件設(shè)置

工程實(shí)施時(shí)所有部件均采用Q235-B[5]材料，材料屬性見(jiàn)表1。

表1 Q235-B材料屬性表

將焊接滑枕末端主機(jī)頭承力結(jié)構(gòu)（簡(jiǎn)稱(chēng)軸頭）通過(guò)RBE2單元與滑枕連接，各部件之間進(jìn)行粘合處理。

設(shè)置重力加速度=9810mm/s2，方向豎直向下。在每個(gè)工位軸頭處加載沿箱底輪廓線法向方向上10t的頂鍛力載荷以及沿箱底輪廓線切向方向上3.3t的前進(jìn)抗力載荷。

在龍門(mén)立柱底面設(shè)置固定約束。

3.4 初步分析結(jié)果

基于ANSYS R15.0仿真平臺(tái)對(duì)龍門(mén)結(jié)構(gòu)進(jìn)行整體有限元分析，焊接龍門(mén)在三個(gè)加工位置的軸頭綜合變形（含重力影響因子）見(jiàn)圖5。

圖5 系統(tǒng)典型加工位置初步仿真分析綜合變形

三個(gè)加工位置軸頭具體仿真變形量見(jiàn)表2。

表2 初步仿真分析結(jié)果（含重力影響因子）mm

通過(guò)以上分析得出：向變形主要由于橫梁扭轉(zhuǎn)和立柱前傾變形導(dǎo)致，中間位置時(shí)由于滑枕懸伸距離較短，所以向變形也相對(duì)較小。向變形主要是由于滑枕懸伸受力導(dǎo)致變形，處于下極限工位時(shí)向變形最大。向變形主要是由于橫梁和立柱導(dǎo)致，中間位置時(shí)橫梁向變形相對(duì)較大。

考慮到由重力引起的變形可以通過(guò)反變形結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及控制運(yùn)動(dòng)軸補(bǔ)償[6]等手段修正，分析僅受加工載荷時(shí)焊接龍門(mén)在三個(gè)加工位置的軸頭綜合變形情況（消除重力影響因子）見(jiàn)圖6。仿真變形量見(jiàn)表3。

圖6 系統(tǒng)典型加工位置仿真分析綜合變形

表3 初步仿真分析結(jié)果（消除重力影響因子）mm

通過(guò)修正消除重力影響因子后，龍門(mén)系統(tǒng)受力變形大幅減小。但在下極限工位焊接箱底產(chǎn)品時(shí)，由于滑枕軸向下行程較大，滑枕伸出溜板長(zhǎng)度較長(zhǎng)，屬于懸臂結(jié)構(gòu)，下極限工位焊接時(shí)龍門(mén)系統(tǒng)軸頭變形是最大的，有必要對(duì)滑枕進(jìn)行進(jìn)一步分析，以優(yōu)化其截面結(jié)構(gòu)。

3.5 滑枕結(jié)構(gòu)分析

根據(jù)上述分析結(jié)果，在下極限位置處龍門(mén)變形較大，主要是由于滑枕變形所導(dǎo)致，對(duì)溜板和滑枕進(jìn)行專(zhuān)項(xiàng)分析，在溜板與橫梁連接處設(shè)置固定約束，根據(jù)產(chǎn)品加工需要，滑枕沿軸向下懸伸4000mm，在軸頭處加載向10t的頂鍛力（F）以及向3.3t前進(jìn)抗力（F），焊接工藝要求滑枕向變形不得大于0.45mm。

圖7 滑枕典型截面及筋板結(jié)構(gòu)

表4 滑枕不同截面尺寸受力分析結(jié)果

在ANSYS R15.0仿真平臺(tái)下采用6種工程常用截面和筋板結(jié)構(gòu)形式（見(jiàn)圖7）對(duì)滑枕變形進(jìn)行分析計(jì)算，此時(shí)滑枕主要變形為向，分析結(jié)果見(jiàn)表4和圖8。

3.4節(jié)中龍門(mén)系統(tǒng)整體計(jì)算時(shí)采用的是第2種滑枕截面，龍門(mén)整體向變形為0.485mm，通過(guò)此次計(jì)算可以得知單滑枕變形占0.387mm，其它部分對(duì)龍門(mén)的變形貢獻(xiàn)值僅為0.098mm，滑枕變形對(duì)龍門(mén)向變形起主要影響作用。

圖8 滑枕不同截面尺寸受力分析結(jié)果

以外壁厚50mm滑枕結(jié)構(gòu)為基礎(chǔ)，增加內(nèi)部不同形式筋板仿真分析后可以得出，當(dāng)采用米字筋板結(jié)構(gòu)時(shí)滑枕變形量基本與外壁厚度100mm滑枕的變形量相同，但總體重量減少了3000kg，同時(shí)滿足焊接加工向變形要求，此結(jié)構(gòu)為龍門(mén)焊接滑枕最優(yōu)截面結(jié)構(gòu)。

3.6 立柱和橫梁分析

為進(jìn)一步掌握龍門(mén)各向結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)受力變形產(chǎn)生的影響規(guī)律，針對(duì)龍門(mén)立柱和橫梁向和向結(jié)構(gòu)變化進(jìn)行了仿真分析對(duì)比。

龍門(mén)立柱和橫梁沿方向增加150mm，其余參數(shù)不變；龍門(mén)立柱沿向增加150mm，龍門(mén)橫梁及其余參數(shù)不變；原龍門(mén)結(jié)構(gòu)，所有參數(shù)不變。對(duì)以上三種情況在下極限工位處施加載荷，分析結(jié)果見(jiàn)表5。

表5 龍門(mén)立柱與橫梁結(jié)構(gòu)變化受力分析結(jié)果對(duì)比

通過(guò)分析數(shù)據(jù)可以得出，增加立柱和橫梁向的尺寸，可以適當(dāng)改善軸頭在向的變形，對(duì)其它兩個(gè)方向的變形基本無(wú)影響；增加立柱向的尺寸，僅對(duì)軸頭向變形有略微改善，對(duì)其它兩個(gè)方向的變形基本無(wú)影響。總體來(lái)說(shuō)，增加龍門(mén)向和向尺寸后，龍門(mén)受力后變形情況改善不顯著，因此，采用原立柱橫梁結(jié)構(gòu)尺寸。

3.7 動(dòng)橫梁方案和定橫梁方案分析

上述龍門(mén)結(jié)構(gòu)為橫梁固定安裝在立柱之上，焊接滑枕處于下極限工位加工產(chǎn)品時(shí)，滑枕懸伸達(dá)4000mm。考慮到滑枕懸伸較長(zhǎng)是導(dǎo)致龍門(mén)加工時(shí)變形較大的主要因素，提出了采用動(dòng)橫梁結(jié)構(gòu)（簡(jiǎn)化模型見(jiàn)圖9）以減小滑枕行程，動(dòng)橫梁結(jié)構(gòu)可沿向下沉1000mm，使焊接滑枕處于下極限工位加工產(chǎn)品時(shí)，最大懸伸量由4000mm減小至3000mm。

對(duì)龍門(mén)動(dòng)橫梁方案和定橫梁方案仿真分析的實(shí)質(zhì)是對(duì)龍門(mén)向結(jié)構(gòu)變化進(jìn)行系統(tǒng)性仿真分析，以得出最優(yōu)龍門(mén)系統(tǒng)整體結(jié)構(gòu)。

動(dòng)橫梁下沉1000mm，滑枕懸伸3000mm至下極限工位，其余參數(shù)不變；原龍門(mén)定橫梁結(jié)構(gòu)，滑枕懸伸3000mm處于中間某一工位，其余參數(shù)不變；原龍門(mén)定橫梁結(jié)構(gòu)，滑枕懸伸4000mm至下極限工位，其余參數(shù)不變。對(duì)以上三種情況在施加載荷，分析結(jié)果見(jiàn)表6。

表6 龍門(mén)動(dòng)橫梁與定橫梁結(jié)構(gòu)變化受力分析結(jié)果對(duì)比

通過(guò)仿真分析結(jié)果可以看出，由于滑枕懸伸長(zhǎng)度的減少，軸頭向變形有了較明顯的改善。但是，同等懸伸長(zhǎng)度時(shí)動(dòng)梁結(jié)構(gòu)的變形比定梁的要大25%，主要是由于動(dòng)橫梁的立柱與橫梁采用絲杠導(dǎo)軌式傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，導(dǎo)致整體連接剛度相對(duì)定梁要低。動(dòng)橫梁的導(dǎo)軌面一般是螺接連接方式，仿真時(shí)直接按整體粘結(jié)處理，實(shí)際裝配過(guò)程中連接剛度較差，所以實(shí)際最終變形會(huì)比仿真計(jì)算結(jié)果要大[6]。

綜合考慮在下極限工位時(shí)，采用動(dòng)橫梁結(jié)構(gòu)較原定橫梁龍門(mén)整體變形改善情況不顯著，但卻增加了一個(gè)運(yùn)動(dòng)軸，降低了龍門(mén)整體的剛性，因此原定梁龍門(mén)結(jié)構(gòu)形式為優(yōu)化方案。

4 動(dòng)態(tài)特性分析

龍門(mén)系統(tǒng)焊接產(chǎn)品時(shí)，攪拌頭是連續(xù)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)狀態(tài)下受到箱底產(chǎn)品的反作用力載荷，屬于旋轉(zhuǎn)機(jī)械簡(jiǎn)諧動(dòng)載荷，由于在下極限工位滑枕懸伸較長(zhǎng)，受到旋轉(zhuǎn)機(jī)械簡(jiǎn)諧動(dòng)載荷后其振動(dòng)幅值對(duì)整機(jī)系統(tǒng)影響較大，在設(shè)計(jì)階段需要對(duì)滑枕做諧響應(yīng)動(dòng)態(tài)特性分析，確定其響應(yīng)幅值及頻率。

4.1 分析條件設(shè)置

滑枕模型材料、約束及邊界條件與第3節(jié)受力仿真分析時(shí)相同，在下極限工位處刀尖點(diǎn)上施加10t頂鍛力、3.3t前進(jìn)抗力進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性分析，其余條件不變。

4.2 分析結(jié)果

在ANSYSR15.0仿真分析結(jié)果見(jiàn)表7、表8。

表7 焊接系統(tǒng)最大響應(yīng)頻率與幅值仿真分析結(jié)果

表8 焊接系統(tǒng)工作頻率下響應(yīng)幅值仿真分析結(jié)果

由表7、表8分析得出在刀尖點(diǎn)上加載10t頂鍛力、3.3t前進(jìn)抗力載荷時(shí)，向及向最大響應(yīng)頻率均為58Hz，向最大響應(yīng)幅值為2.7mm，向最大響應(yīng)幅值為0.42mm，向振動(dòng)幅值較向大很多，符合下極限工位龍門(mén)結(jié)構(gòu)參數(shù)及受力特征。在攪拌摩擦焊工作轉(zhuǎn)速范圍（500～800r/min）內(nèi)，向振動(dòng)幅值及向振動(dòng)幅值均不超過(guò)0.1mm，對(duì)龍門(mén)系統(tǒng)連續(xù)焊接過(guò)程基本不構(gòu)成影響，龍門(mén)結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性符合要求。

5 結(jié)束語(yǔ)

本文基于ANSYS仿真平臺(tái)對(duì)重型運(yùn)載火箭貯箱箱底龍門(mén)式攪拌摩擦焊接系統(tǒng)進(jìn)行了有限元分析研究，通過(guò)分析結(jié)果對(duì)龍門(mén)的整體結(jié)構(gòu)進(jìn)行了初步驗(yàn)證與優(yōu)化設(shè)計(jì)，初步確定了龍門(mén)各向結(jié)構(gòu)及滑枕截面形式對(duì)龍門(mén)系統(tǒng)受力變形的影響，獲得了箱底龍門(mén)式攪拌摩擦焊接系統(tǒng)優(yōu)化結(jié)構(gòu)形式。對(duì)箱底龍門(mén)式攪拌摩擦焊接系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性分析，獲得了龍門(mén)系統(tǒng)向及向的振動(dòng)頻率與振動(dòng)幅值仿真數(shù)據(jù)，在攪拌頭作業(yè)的轉(zhuǎn)速范圍對(duì)龍門(mén)系統(tǒng)連續(xù)焊接過(guò)程基本不構(gòu)成影響。通過(guò)以上系統(tǒng)性的有限元分析研究，進(jìn)一步提升整機(jī)結(jié)構(gòu)性能及設(shè)計(jì)可靠性，降低系統(tǒng)開(kāi)發(fā)周期及運(yùn)行成本，為系統(tǒng)工程化實(shí)施階段提供了重要的技術(shù)參考。

1 劉欣，王國(guó)慶，李曙光，等. 重型運(yùn)載火箭關(guān)鍵制造技術(shù)發(fā)展展望[J]. 航天制造技術(shù)，2013(1)：1～6

2 龍樂(lè)豪，鄭立偉. 關(guān)于重型運(yùn)載火箭若干問(wèn)題的思考[J]. 宇航總體技術(shù)，2017(1)：8～12

3 張智，容易，秦曈，等. 重型運(yùn)載火箭總體技術(shù)研究[J]. 載人航天，2017(2)：1～15

4 鄧凡平. ANSYS10.0有限元分析[M]. 北京：人民郵電出版社，2007

5 成大先. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)第1卷[M]. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2002

6 趙林，李初曄. 大型復(fù)材構(gòu)件自動(dòng)檢測(cè)設(shè)備中超長(zhǎng)梁的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)化及其變形控制[J]. 航空制造技術(shù)，2011(17)：84～88

Simulation Analysis and Structural Optimization Design of Gantry Friction Stir Welding System for Tank Dome of Launch Vehicle Based on ANSYS

Chen Xuefeng Mao Jingwei Yang Fuwei Liu Haiyan Hu Gaijuan Bi Huangsheng Sun Shixuan Kong Deyue

(Capital Aerospace Machinery Co., Ltd., Beijing 100076)

Systematic finite element (FEM) simulation analysis of gantry friction stir welding system for the tank dome of heavy launch vehicle has been done in this paper based on ANSYS. According to the analysis results, the main structure of movable gantry was optimally designed and the structure layout of the gantry friction stir welding system was confirmed. Through the researches of the FEM simulation analysis and optimization design, the structural performance and the design reliability of the machine was improved. The findings of the researches in this paper could reduce the development cycle and operating cost, and then provide important technical references to the follow-up engineering implementation of the friction stir welding system.

heavy lift launch vehicle；gantry friction stir welding system；simulation analysis；structural optimization design

陳雪峰（1979），工程師，電氣工程專(zhuān)業(yè)；研究方向：大型非標(biāo)設(shè)備總體方案論證及設(shè)計(jì)。

2019-08-12